Bilant Termoenergetic [PDF]

Zitiervorschau

Cristian RĂDUCANU Roxana PĂTRAŞCU Eduard MINCIUC

BILANŢURI TERMOENERGETICE Universitatea POLITEHNICA din Bucureşti Facultatea de Energetică A DEE T T

Bucureşti, 2004

N

E

E

R

E

A G

L

U

T I

C A

C

A F

I

B T S

C

ERU

U

Cristian RĂDUCANU

Roxana PĂTRAŞCU

Eduard MINCIUC

BILANŢURI TERMOENERGETICE

Bucureşti, 2004

INTRODUCERE În cadrul procesului de restructurare economică pe care România îl parcurge în prezent, un rol deosebit în promovarea acţiunilor având ca scop conservarea energiei îl are sistemul legislativ şi de reglementări în domeniu. Eficienţa energetică şi protecţia mediului constituie împreună una dintre cele opt direcţii de activitate stabilite de Carta Europeană a Energiei, adoptată la Haga în anul 1991. Principiile politicii pentru promovarea eficienţei energetice au fost stabilite în Protocolul Cartei Energiei privind Eficienţa Energtică şi aspecte Asociate legate de Mediu, încheiat la Lisabona în anul 1994. Semnatară a protocolului menţionat, România s-a angajat să-şi revizuiască ş i să-şi adapteze prevederile legislative în acest sens. Cadrul legislativ nou creat va trebui să aibă în vedere următoarele aspecte : ·

Promovarea instalaţiilor şi echipamentelor eficiente, reducerea barierelor existente şi stimularea investiţiilor;

·

Funcţionarea eficientă a mecanismelor de piaţă;

·

Punerea la punct a mecanismelor pentru finanţarea iniţiativelor în domeniul eficienţei energetice;

·

Educarea şi conştientizarea;

·

Diseminarea şi transferul de tehnologii;

·

Transparenţa şi accesibilitatea cadrului legislativ şi de reglementări.

Reglementările în favoarea conservării energiei trebuie individualizate pe domenii şi pe grupuri ţintă. Astfel, în funcţie de tipul de consumator, reglementările trebuie să se adreseze în mod distinct sectorului industrial (agenţilor economici din domeniu), sectorului terţiar (agenţi economici, instituţii, etc) şi sectorului rezidenţial (populaţ iei). În funcţie de natura receptoarelor de energie, reglementările se pot referi la agregate, echipamente, aparate şi clădiri. Din punct de vedere al tipului de măsuri care pot fi adoptate în vederea conservării energiei, reglementările se pot referi la : ·

Managementul energiei;

·

Promovarea cercetării şi dezvoltării;

·

Dezvoltarea tehnologiilor eficiente;

·

Promovarea surselor noi de energie;

·

Dezvoltarea şi diversificarea serviciilor în domeniul eficienţei energetice;

·

Pregătirea profesională şi educaţia în domeniul conservării energiei;

·

Promovarea programelor de cooperare internaţională pentru eficienţa energetică.

iv

Bilanţuri termoenergetice

Elaborarea reglementărilor specifice pentru stimularea şi promovarea economiei de energie în fiecare domeniu este o acţiune complexă , de durată, care presupune cunoaş terea atât a realizărilor pe plan mondial cât şi a condiţiilor specifice din ţara pentru care sunt concepute reglementările. Reglementă rile în domeniul managementului energie la consumator (DSM) pentru ţara noastră vor trebui să vizeze în special sectorul industrial, fără a omite însă şi celelalte două sectoare. Consumatorii industriali deţin cea mai importantă pondere în categoria utilizatorilor finali de energie, motiv pentru care aplicarea managementului energetic şi îmbunătăţirea eficienţei energetice în întreprinderile industriale vor duce la importante economii de energie. Evaluarea eficienţei energetice a unei înterprinderi industriale presupune întocmirea cu o anumită ciclicitate a auditului energetic, asigurarea unor servicii energetice integrate, evaluarea potenţialului de eficienţă energetică, etc. Asigurarea instrumentelor de aplicare a tehnicilor managementului energiei în unităţile industriale implică instituţionalizarea formelor de pregatire a auditorilor şi managerilor energetici în instituţii de învăţământ acreditate sau cel puţin agreate de către autoritatea naţională în domeniu, înfiinţarea şi funcţionarea societăţilor de consultanţă energetică şi a comapniilor de servicii energetice, crearea băncilor de date, elaborarea prognozelor, etc. Instituţionalizarea formelor de pregătire ş i reglementarea modalităţ ii de atestare a viitorilor experţi este necesară mai ales în ţările rămase în urmă din acest punct de vedere, aşa cum este şi România. Astfel, reglementarea caracterului obligatoriu al auditării energetice ciclice pentru toate categoriile de consumatori, începând cu cei mai importanţi, constitue primul pas în acţiunea de aliniere a economiei româneşti la nivelul şi cerinţele UE în acest domeniu. Volumul de muncă şi diversitatea aspectelor abordate simultan la întocmirea unui audit energetic autentic impun caracterul colectiv al acestui demers. Pe cale de consecinţă, numai o organizaţie îşi poate asuma răspunderea şi poate fi atestată pentru întocmirea auditului energetic. Organizaţia atestată poate să fie o instituţie de stat sau o companie particular ă. În prealabil, o serie de persoane aparţinând organiza ţiei respective vor putea fi autorizate să întocmească şi să analizeze bilanţuri energetice. Este de la sine înţeles faptul că persoanele autorizate în prealabil vor contribui ulterior la întocmirea auditului energetic în cadrul unei organizaţii atestate. Pregătirea şi autorizarea auditorilor energetici trebuie să aibă loc numai în instituţiile de învăţământ care dispun ş i de cadre calificate şi de baza materială adecvată. În etapa de debut a aplicării procedurilor managementului energiei în România, este preferabil ca absolvenţii cursurilor de pregătire în domeniul întocmirii bilanţurilor şi auditului energetic să fie suprainstruiţi, deoarece modul în care aceştia îş i vor îndeplini funcţiunea va determina în ultimă instanţă succesul sau insuccesul acestui demers în ţara noastră. Tematica de studiu şi procedurile de evaluare a cursanţilor trebuie să fie aceleaşi în toate unităţile de învăţământ care asigură pregătirea şi atestarea. În general, cunoştiinţele transmise cursanţilor sunt accesibile absolvenţilor instituţiilor de

Introducere

v

învăţământ superior tehnic şi economic din România şi din UE. Tematica este structurată pe două direcţii (specific termoenergetic şi respectiv specific electroenergetic). Fiecare modul are o durată de 30 ore (o săptămână). Seria de trei module cu specific termoenergetic are următoarea compunere : - Modulul 1. Bazele termoenergeticii. - Modulul 2. Măsurători neelectrice. - Modulul 3. Întocmirea şi analiza bilanţurilor termoenergetice.

CUPRINS 1. MANAGEMENTUL ENERGIEI, CONDIŢIE A UNUI SISTEM ECONOMIC CONCURENŢIAL 1.1. Noţiunea de eficienţă energetică

1 2

1.2. Managementul energiei la consumator (DSM)

3

1.3. Auditul energetic

8

2. BILANŢUL ENERGETIC, PRIMA ETAPĂ A ANALIZEI ENERGETICE A UNUI CONTUR ÎN INTERIORUL CĂRUIA SE DESFĂŞOARĂ O ACTIVITATE CU SPECIFIC INDUSTRIAL 2.1. Clasificare bilanţurilor energetice

13 13

2.2. Principii generale de elaborare a bilanţurilor energetice

15

2.3. Termenii bilanţului energetic

16

2.4. Indicaţii metodologice pentru întocmirea unui bilanţ energetic

20

2.5. Indicatori de performanţă energetică

22

2.6. Modalităţi de prelucrare a datelor şi de prezentare a

25

rezultatelor bilanţului energetic 2.7. Analiza rezultatelor obţinute

26

2.8. Indicatori de impact asupra mediului

27

3.

PRINCIPALELE TIPURI DE ECHIPAMENTE ENERGETICE CARE INTRĂ ÎN CATEGORIA TRANSFORMATORILOR DE ENERGIE CU SPECIFIC TERMOENERGETIC 3.1. Maşini rorative antrenate

44

3.2. Schimbătoare de căldură

45

3.3. Cazane recuperatoare

47

3.4. Cazane convenţionale de abur şi apă fierbinte

47

3.5. Turbine cu abur

49

3.6. Turbine cu gaze

51

3.7. Motoare cu ardere internă

53

3.8. Instalaţii frigorifice şi pompe de căldură

54

3.9. Acumulatoare de căldură

54

4.

PRINCIPALELE TIPURI DE INSTALAŢII APARŢINÂND CATEGORIEI CONSUMATORILOR FINALI DE ENERGIE CU SPECIFIC TERMOENERGETIC

44

55

Cuprins

vii

4.1. Instalaţii de vaporizare

55

4.2. Instalaţii de uscare

56

4.3. Reactoare chimice şi încălzitoare

58

4.4. Cuptoare cu combustibil

58

5. EXEMPLE ŞI STUDII DE CAZ CU SPECIFIC

59

TERMOENERGETIC 5.1. Bilanţul energetic al unui schimbător de căldură abur-apă

59

5.2. Bilanţul energetic al unui schimbător apă-apă

60

5.3. Bilanţul energetic al unei instalaţii de concentrare prin

61

vaporizare 5.4. Bilanţul energetic al unui reactor chimic de joasă temperatură

65

5.5. Bilanţul energetic al unei instalaţii de uscare prin pulverizare

68

5.6. Bilanţul energetic al unei rame de termofixat

73

5.7. Bilanţul energetic al unui cazan de abur pe combustibil lichid

78

5.8. Bilanţul energetic al unui cuptor de topit sticlă

82

5.9. Bilanţul energetic al unui cuptor tunel

93

5.10. Bilanţul energetic al unui cuptor de forjă

103

5.11. Bilanţul energetic al unei instalaţii frigorifice cu compresie

108

mecanică 5.12. Bilanţul energetic al unei instalaţii frigorifice cu absorbţie

116

5.13. Bilanţul energetic al unei CET proprii

119

5.14. Bilanţul energetic al procedeului pneumatic de elaborare a

129

oţelului 5.15. Bilanţul energetic al unei instalaţii chimice de sinteză

133

5.16. Auditul energetic propriu-zis al unei întreprinderi

137

ANEXE

144

A.1. Călduri specifice medii ale unor substanţe

144

A.2. Calculul pierderilor de căldură în câteva situaţii frecvent

146

întâlnite în instalaţiile industriale A.3. Coeficienţi de transformare a unităţilor de măsură

153

A.4. Formulare tip pentru întocmirea bilanţului şi auditului

154

energetic BIBLIOGRAFIE

157

viii

Bilanţuri termoenergetice

1.

MANAGEMENTUL ENERGIEI, CONDIŢIE A UNUI SISTEM ECONOMIC CONCURENŢIAL

Valorificarea cu maximă eficienţă a tuturor categoriilor de resurse (materiale, umane, financiare, etc) constitue o cerinţă de mare actualitate atât pentru activităţile productive cât şi pentru cele neproductive. Dintre categoriile de resurse enumerate mai sus, cele materiale nu sunt numai scumpe ci şi epuizabile, fapt care constitue un argument în plus în favoarea utilizării lor cu maximum de randament. Resursele energetice constitue o parte importantă a resurselor materiale, fapt devenit de notorietate în urma aşa numitelor crize petroliere care au lovit în special economiile ţărilor industrializate importatoare de purtători de energie primară pe parcursul deceniului al optulea al secolului trecut. Reacţiile ţărilor dezvoltate, iniţial necorelate, s-au structurat pe parcursul deceniului următor, materializându-se în dezvoltarea conceptelor de energie alternativă, de energie regenerabilă, de management al energiei şi de eficienţă energetică. Toate aceste concepte au avut un caracter practic şi consecinţe benefice incontestabile asupra întregii activităţi economice din aceste ţări. Cursa tehnologică pentru punerea la punct a soluţiilor bazate pe energiile regenerabile nu a avut rezultate spectaculoase în majoritatea ţărilor competitoare, fie ele capitaliste sau socialiste. În final, valorificarea potenţialului energetic regenerabil s-a dovedit în cele mai multe cazuri neeconomică. Punerea în practică a conceptelor de management al energiei şi de eficienţă energetică s-a dovedit a fi atractivă şi sub aspect economic. Sistemul a fost pus la punct pas cu pas în Marea Britanie şi preluat apoi din mers în celelalte ţări industrializate din Europa de Vest, America de Nord şi Japonia. Trebuie subliniat faptul că acest sistem şi-a dovedit utilitatea şi funcţ ionează cu succes în condiţiile capitalismului modern şi ale economiei de piaţă. El a fost importat în anii '80 şi în ţara noastră, însă condiţ iile economice şi sociale mult diferite şi în special penuria de energie au asigurat eşecul său total. Acest fapt trebuie reţinut, experienţa existentă în România privind consecinţele impunerii de la centru a eficienţei energetice în special în sectorul industrial fiind încă utilă, chiar dacă în prezent condiţiile sunt altele. În acelaşi timp, trebuie subliniat faptul că integrarea ţării noastre în spaţiul euroatlantic presupune alinierea administraţiei, organiza ţiilor şi a indivizilor la anumite reguli şi practici, aliniere care nu se va face numai de la sine. De aceea, iniţiativa ARCE de ordonare şi reglementare a cadrului legal ş i a celui organizatoric necesar activităţilor având ca obiect îmbunătăţirea eficienţei energetice în toate domeniile este salutară şi utilă. O acţiune concertată şi bine concepută la nivel na ţional, care să îmbine metodele de persuasiune de natură economică cu cele de natură psihologică, prin reglementarea atât a obligaţiilor cât şi a stimulentelor pentru cei vizaţi, ar putea avea succes în condiţiile României de azi. Managementul energiei şi scopul său final, maximizarea eficienţ ei energetice, presupun aplicarea sistematică a unor tehnici ş i a unor proceduri dezvoltate şi perfecţionate pe parcursul ultimilor douăzeci de ani. Într-o primă etapă, acţiunea

2

Bilanţuri termoenergetice

este condusă de către auditorul extern. În etapa ulterioară, responsabilul cu energia la nivelul perimetrului analizat preia iniţiativa şi dirijează acţiunile având ca obiectiv economisirea energiei. Experienţa ţărilor industrializate arată că formarea auditorilor energetici şi a responsabililor cu energia se poate face în universităţi, în cadrul unor cursuri universitare şi/sau post-universitare, în cadrul restrâns asigurat de unele asociaţii profesionale sau chiar la locul de muncă. Pregătirea într-un astfel de domeniul cu caracter multidisciplinar presupune însuşirea unor cunoştiinţe temeinice şi diverse de natură tehnică şi economică, complectate cu noţiuni de sociologie şi psihologie a muncii. Se consideră însă că pregătirea tehnică este esenţială, constituind baza pe care se structurează o astfel de specializare. În ţara noastră, profilul universitar energetic are o tradiţie de peste 50 de ani. Iniţial, acest profil a asigurat pregătirea specialiştilor în domeniul producerii, transportului şi distribuţiei energiei electrice. Ulterior, în cadrul profilului Energetic a apărut specializarea Energetică Industrială , al cărei scop a fost de la început acoperirea problematicii utilizării finale a energiei într-o activitate productivă de tip industrial. Eficienţa energetică a activităţilor de tip industrial constitue un subiect deosebit de vast, motiv pentru care problematica sa este împărţită între mai multe discipline aflate în prezent în planul de învăţământ al specializării Energetică Industrială. Spre deosebire de Marea Britanie, unde la nivelul universităţilor nu este recunoscut ă nici mă car specializarea energetică, în România specializarea Energetică Industrială există de peste 25 de ani. Prin urmare, absolvenţii acestei specializări constitue un grup de cadre susceptibil să fie instruit în domeniul managementului energiei. 1.1.

NOŢIUNEA DE EFICIENŢĂ ENERGETICĂ

Creşterea eficienţ ei energetice într-un contur dat, în interiorul căruia se desfăşoară în mod organizat o activitate profitabilă, este o cerinţă care derivă din necesitatea mai generală ca activitatea respectivă să aducă un beneficiu maxim celui sau celor care au investit bani pentru demararea ei. Cheltuielile cu energia, cunoscute şi sub denumirea generică de factur ă energetică, constitue o parte a cheltuielilor totale implicate de buna desfăş urare a activităţii prestate în interiorul conturului analizat. Ele reprezint ă totalitatea efortului financiar pentru achiziţionarea şi/sau producerea în interiorul perimetrului a tuturor formelor de energie necesare proceselor de consum final. Reducerea lor contribuie la reducerea cheltuielilor totale şi implicit la majorarea beneficiului obţinut. În cazul în care în interiorul conturului analizat se desfăşoară o activitate neprofitabilă, această cerinţă se rezumă la minimizarea cheltuielilor şi eventual la încadrarea lor în anumite limite prestabilite. În ultimă instanţă, mărimea absolută sau specifică a facturii energetice este considerată din aceste motive o măsură a eficienţei energetice realizate în perimetrul analizat. În general se consideră că o activitate este cu atât mai eficient ă sub aspect energetic cu cât pierderile de energie inventariate la nivelul conturului în interiorul căruia se

Managementul energiei, condiţie a unui sistem economic concurenţial

3

desfăşoară activitatea respectivă sunt mai mici. Conceptul de eficienţă energetică capătă un caracter concret şi un conţinut numai dacă este legat de un contur bine definit şi de o activitate care se desfăşoară în mod organizat în interiorul acestuia. În prezent, noţiunea este intens utilizată în toată lumea atât de către specialişti cât şi de către nespecialişi. Din păcate, sintagma respectivă nu are aceeaşi semnificaţie pentru toţi. În perspectivă istorică, sintagma eficienţă energetică a apărut în vocabularul limbii engleze ca o necesitate impusă de realitatea creşterii dramatice a preţ urilor purtătorilor de energie, fără a fi mai întâi definită şi fundamentată teoretic de către specialişti. Ea a fost preluată şi în limba română, fiind utilizată cu o frecvenţă mult mai mare după 1990. Înainte de 1990, în România era preferată din considerente de natură propagandistică o altă sintagmă şi anume aceea de independenţă energetică, care implica însă eficienţa energetică. În momentul de faţă şi în limba română, noţiunea de eficienţă energetică are două semnificaţii. În sens restrâns, noţiunea de eficienţa energetică are înţelesul de performanţă energetică şi este folosită ca atare de multă vreme. Prin urmare, creşterea eficienţei energetice în sens restrâns are drept consecinţă economisirea energiei. În sens larg, noţiunea are aceeaşi semnificaţie ca şi în limba engleză, fiind legată de cerinţa reducerii mărimii facturii energetice sau a cheltuielilor specifice cu energia. În mod natural, economisirea energiei are drept consecinţă reducerea facturii energetice, dar se pot întâlni situaţii în care factura poate fi redusă deşi consumurile energetice la nivelul conturului analizat rămân neschimbate şi viceversa. Cele două semnifica ţii nu sunt deci total diferite, sensul larg al noţiunii de eficienţă energetică incluzând sau implicând în principiu sensul său restrâns. Sensul larg al noţiunii de eficienţă energetică este caracteristic capitalismului modern şi perfect compatibil cu economia de piaţă. 1.2.

MANAGEMENTUL ENERGIEI LA CONSUMATOR (DSM)

Creşterea eficienţei energetice într-o întreprindere industrială presupune aplicarea cu convingere, consecvenţă şi profesionalism a tehnicilor şi procedurilor de management al energiei. În general, tehnicile ş i procedurile de management urmăresc identificarea, alocarea şi valorificarea cu eficienţă maximă a resurselor materiale, umane şi financiare în cadrul unei organiza ţii. Managementul energiei la consumator (DSM = demand side management) urmăreşte valorificarea cu eficienţă maximă a energiei intrate sub diverse forme în mod organizat şi contra cost într-un contur dat. Aplicarea corectă a procedurilor de management al energiei implică cunoaşterea în profunzime a specificului activităţii desfăşurate în conturul dat, monitorizarea fiecăruia dintre fluxurile de purtători de energie intrate în şi respectiv ieşite din contur şi stabilirea legăturilor între acestea. În final ea conduce la stabilirea unor măsuri şi acţiuni având ca scop îmbunătăţirea eficienţei utilizării energiei în interiorul conturului respectiv.

4

Bilanţuri termoenergetice

Analiza eficienţei energetice într-un perimetru dat începe prin precizarea aspectelor calitative şi cantitative ale alimentării cu energie a activităţilor desfăşurate în perimetrul respectiv : ·

stabilirea naturii purtătorilor de energie care intră în conturul de bilanţ;

·

stabilirea ordinului de mărime al consumului pentru fiecare categorie de purtător de energie;

·

stabilirea modalităţii de plată pentru fiecare dintre aceştia.

Mărimea facturii energetice şi modul în care ea este constituită reprezintă deci primul aspect al analizei. Al doilea aspect avut în vedere de auditor este reacţia personalului la mărimea facturii energetice. Experienţa acumulată în ţările dezvoltate a arătat că, la nivelul conducerii executive a unei organizaţii, atitudinea în raport cu factura energetică se poate încadra într-una dintre următoarele situaţii : ·

facturile energetice sunt plătite la timp fără nici un fel de analiză sau de control intern;

·

facturile energetice lunare sunt comparate cu citirile (înregistrările) lunare ale aparatelor de măsură montate la intrarea în conturul de bilanţ;

·

citirile (înregistrările) lunare sunt raportate la volumul activităţii din luna respectivă, calculându-se un consum specific global de energie;

·

există un sistem de achiziţie (nu neapărat automat) a datelor, care realizează cel puţin săptămânal monitorizarea consumurilor energetice ale principalilor consumatori interni şi raportarea acestora la partea care le revine din volumul activităţii;

·

este implementat şi funcţionează un sistem automatizat/informatizat de supraveghere şi evaluare continuă a eficienţei utilizării energiei, eventual şi a altor resurse materiale, sistem cunoscut în Marea Britanie sub denumirea de Monitoring and Targeting (M&T).

Atitudinea conducerii executive şi a restului personalului organizaţiei faţă de eficienţa cu care este utilizată energia este reflectată de gradul de conştientizare a importanţei problemei, calitatea şi eficacitatea sistemului de monitorizare, modul de valorificare a rezultatelor astfel obţinute şi reacţia aşteptată din partea fiecăruia dintre nivelurile de autoritate la mărimea şi evoluţia în timp a cheltuielilor cu energia. Auditorul trebuie să caracterizeze cu sinceritate situaţia existentă, înfrumuseţarea ei fiind contraproductivă. Al treilea aspect important pe care auditorul trebuie să-l clarifice este legat de modul de funcţionare şi eficacitatea sistemului de urmărire şi transmitere a informa ţiilor privind consumurile de energie în interiorul conturului dat. Analiza include concepţia, baza materială aferentă şi importanţa acordată sistemului la nivelul organizaţiei. În acest sens trebuie urmărite următoarele aspecte :

Managementul energiei, condiţie a unui sistem economic concurenţial

5

·

modul şi frecvenţa de citire a aparatele de măsură, cu deosebire a celor care constitue baza de facturare;

·

modul de transmitere a datelor citite sau înregistrărilor (pe formulare tip, prin semnale electrice, printr-o reţea informatică etc.);

·

modul de prelucrare a informaţiilor (modelul, algoritmul, mărimile calculate etc.);

·

conţinutul, frecvenţa întocmirii raportului (zilnic, săptămânal sau lunar) şi adresa (destinaţia) sa;

·

efectele raportării şi modul în care se iau deciziile privind eficienţa energetică.

Trebuie subliniat că toate cele trei aspecte ale analizei sunt la fel de importante, între ele existând de altfel unele suprapuneri. Dacă reducerea facturii energetice reprezintă scopul final, la atingerea lui contribue în egală măsură angajamentul sincer al întregului personal şi un sistem eficient de monitorizare, prelucrare şi valorificare a datelor. După precizarea caracteristicilor activit ăţii desfăşurate în interiorul conturului analizat se poate trece la întocmirea unui audit energetic preliminar. Acesta are de obicei la bază datele existente sub forma evidenţ elor şi înregistrărilor contabile sau de altă natură ale organizaţiei. Baza auditului preliminar constă în compararea efectelor globale util şi consumat, pentru o perioadă anterioară de cel puţin cinci ani de activitate în condiţii normale. Se compară astfel mărimea, structura şi valoarea facturilor energetice cu mărimea, structura şi valoarea producţiei sau a serviciilor prestate în perioada respectivă. În cazul unui context economic normal, pe baza evoluţ iei anterioare se pot stabili tendinţele evoluţiei viitoare a consumurilor de energie la nivelul conturului analizat. Indiferent de contextul economic se calculează unul sau mai mulţi indicatori sintetici de eficienţă energetică . Valorile astfel obţ inute sunt comparate cu datele de proiect, cu realizările şi performanţ ele altor organizaţii având un profil similar de activitate, cu valorile recomandate de literatura de specialitate sau cu standardele în vigoare. Auditul preliminar permite deci : ·

stabilirea ordinului de mărime al consumului pentru fiecare dintre purtătorii de energie;

·

estimarea tendinţei evoluţiei viitoare a consumurilor de energie;

·

obţinerea unor indicatori sintetici globali pe baza cărora organizaţia primeşte un calificativ referitor la eficienţa cu care utilizează energia.

Evaluarea globală a eficienţei energetice a organizaţiei analizate nu permite însă stabilirea unor măsuri sau soluţii concrete prin care se poate corecta sau îmbunătăţi situaţ ia existentă. Cu ocazia întocmirii auditului energetic preliminar se pot detecta unele deficienţe legate de funcţionarea sistemului de măsură, transmitere şi prelucrare a informaţiilor (lipsa sau precizia insuficientă a unor aparate de măsură,

6

Bilanţuri termoenergetice

lipsa unor informaţii privind anumite consumuri de energie, etc) sau de modul în care sunt întocmite contractele cu furnizorii. După corectarea şi complectarea sistemului de monitorizare, prelucrare şi valorificare a datelor se trece la întocmirea auditului energetic propriu-zis. Durata pentru care se întocmeşte auditul energetic propriu-zis este de regulă egală cu un an calendaristic sau financiar. În comparaţie cu auditul preliminar, acesta din urmă este mai detaliat, oferind posibilitatea punerii în evidenţă a potenţialului de economisire a energiei încă nevalorificat. În acest scop trebuie identificate subsistemele unde se consumă cea mai mare parte din energia intrată în conturul de bilanţ general. Acestea vor constitui zonele care trebuie monitorizate separat, denumite centre de consum energetic. Definirea limitelor conturului centrelor de consum energetic se face într-un mod convenabil, luându-se în considerare criteriile tehnologice, funcţionale, economice, administrative sau de altă natură. Pentru fiecare astfel de centru de consum se măsoară ş i se consemnează separat atât consumurile pe tipuri de purtători de energie cât şi volumul activităţii. Dacă este nevoie, se întocmeşte câte un bilanţ energetic pentru fiecare subsistem astfel definit. În perspectiva preluării iniţiativei acţ iunilor de îmbunătăţire a eficienţei energetice de către responsabilul cu energia, după definirea limitelor trebuie să urmeze atribuirea responsabilităţilor pentru realizarea şi menţinerea eficienţei utilizării energiei în conturul respectiv. Calculul indicatorilor de performanţă energetică, realizaţi atât la nivel global cât şi la nivelul centrelor de consum energetic, permite evaluarea eficienţei energetice a fiecărui subsistem ş i a sistemului în ansamblul său prin compararea valorii indicatorilor realiza ţi cu câte o valoare de referinţă. Evaluarea vizează de această dată atât ansamblul cât şi părţ ile lui componente, deoarece gradul de detaliere al auditului energetic propriu-zis permite analiza fiecărui centru de consum în parte. O astfel de analiză se finalizează cu un program care cuprinde măsuri şi acţiuni menite să contribuie la creşterea eficienţei energetice. Măsurile luate în vederea economisirii energiei şi reducerii cheltuielor cu energia pot fi la rândul lor clasificate în trei categorii : ·

organizatorice;

·

tehnice;

·

economice.

Măsurile organizatorice constau în planificarea şi eşalonarea activităţilor în vederea evitării mersului în gol şi altor tipuri de consumuri inutile, încărcării optime a utilajelor, aplatizării curbei de sarcină, etc. Măsurile tehnice constau în adaptarea, modificarea sau înlocuirea procedurilor şi utilajelor existente cu altele mai performante în vederea reducerii consumului specific de energie, modificarea concepţiei de alimentare cu energie a conturului dat şi a modului de distribuţie a energiei în interior, etc. M ăsurile economice constau în alegerea celui mai convenabil tarif şi a celui mai convenabil contract de furnizare pentru fiecare formă de energie cumpărată din exterior, în dimensionarea optimă a stocurilor interne de combustibil, etc. Indiferent de categoria din care face parte, fiecare măsură propusă

Managementul energiei, condiţie a unui sistem economic concurenţial

7

trebuie să fie însoţită de cheltuielile pe care le presupune aplicarea ei şi de efectul sau efectele aplicării ei, estimate de către auditor. În cazul în care se intenţionează instalarea unui sistem M&T, este necesară identificarea factorilor care influenţ ează semnificativ consumul de energie la nivelul conturului analizat. Aceşti factori pot fi volumul activit ăţii prestate (exprimat printr-o cantitate măsurată fie la intrarea fie la ieşirea din contur, prin timpul de lucru, etc), parametrii fizici sau funcţionali care exprimă calitatea activităţii, temperatura exterioară, etc. Numărul de variabile independente care influenţează semnificativ consumul absolut sau specific de energie este diferit în funcţie de structura consumului şi de natura activităţii desfăşurate în interiorul conturului de bilanţ. Natura influenţei fiecăruia dintre factori se determină experimental, pas cu pas şi se prelucrează prin metode statistice. Prelucrarea datelor obţinute din bilanţ ul periodic în scopul stabilirii factorilor de influenţă necesită o bună cunoaştere a activităţii organizaţiei. În aceste condiţii, eventualele corecţii la rezultatele obţinute prin prelucrarea datelor experimentale pot fi bazate şi pe bunul simţ tehnic sau pe cunoştinţe teoretice. În cazul particular al clădirilor în care intensitatea energetică a activităţii este mai redusă (birouri, şcoli, spitale, magazine, locuinţe) şi care nu sunt dotate cu sisteme de monitorizare ş i evaluare continuă a consumurilor tip M&T, acţiunea de evaluare pe baza auditului energetic prezintă câteva aspecte specifice : ·

durata perioadei între două audituri energetice succesive poate fi de doi sau chiar trei ani;

·

principalul factor de influenţă al consumului total de energie este temperatura exterioară, urmat de natura şi durata activităţii interioare;

·

întocmirea auditului energetic este obligatoriu încredinţată unei companii specializate.

Auditul energetic se materializează sub forma unui raport final. Acesta include atât informaţiile primare cât şi rezultatele prelucrării lor (datele măsurate, indicatorii de performanţă realizaţi, evaluarea eficienţei energetice, planul de măsuri şi acţiuni pentru îmbunătăţirea eficienţei energetice, propunei privind eşalonarea măsurilor cuprinse în plan, bazate pe informaţii şi indicatori economici, etc). În cazul sistemelor tip M&T, auditul energetic este un instrument aplicat periodic, frecvenţa şi conţinutul raportului periodic fiind specifice fiecărui caz în parte. În majoritatea cazurilor, raportul periodic este conceput în mai multe variante, fiecare fiind adresată unui alt nivel de autoritate (operator, şef de departament, inginer ş ef, director, consiliu de administraţie, etc). Raportul periodic prezint ă numai situaţia în perioada analizată şi nu include nici plan de măsuri nici soluţii de îmbunătăţire a eficienţei energetice. El cuprinde de obicei un rezumat al situa ţiei curente, urmat de o serie de detalii tehnologice (parametrii semnificativi, valori ale unor mărimi care depăşesc nivelul admisibil, alte informaţii, etc). Sunt incluse valorile absolute sau raportate ale mărimilor urmărite sub formă de tabele, grafice, diagrame sau orice altă formă care facilitează analiza şi interpretarea rezultatelor. Raportul periodic este un mijloc important de menţinere în atenţia personalului şi conducerii

8

Bilanţuri termoenergetice

organizaţiei a preocupării pentru creşterea eficienţei energetice şi a cerinţelor care decurg din ea. El fundamentează fiecare decizie având ca scop creşterea eficienţei energetice în interiorul conturului analizat. Succesul sau eşecul unui asemenea demers depind în primul rând de angajamentul real al conducerii executive, dar şi de modul în care angajaţii şi chiar sindicatele resimt necesitatea şi caracterul său permanent. Existenţa unui plan de măsuri de conservare a energiei, indiferent cât este el de bine conceput, nu constituie sfârş itul ci doar începutul acţiunii. Angajaţii nu vor înţelege dintr-o dat ă care este rolul lor în acest demers. Toţi vor trebui să fie determinaţi şi motivaţi pentru îndeplinirea planului, ajungând să conştientizeze faptul că economisirea energiei contribuie la profitabilitatea activit ăţii organizaţiei, deci la siguranţa locului de muncă, la creşterea salariilor dar şi la prezervarea mediului înconjurător. Experienţa a arătat că succesul nu este asigurat numai prin eforturi de ordin material (raţionalizări, reabilită ri, moderniză ri, noi investiţii, etc), ci şi prin menţinerea unei anumite stări de spirit în rândul personalului organiza ţiei. Calificarea, motivarea şi stimularea personalului se pot face treptat, de sus în jos, costă mult mai puţin şi produc efecte semnificative. Conştientizarea importanţei îmbunătăţirii eficienţei energetice se obţ ine prin educarea personalului pe întreaga scară ierarhică, începând cu conducerea executivă şi terminând cu personalul care asigură operarea şi întreţinerea instalaţiilor. 1.3.

AUDITUL ENERGETIC

Analiza critică a eficienţei utilizării energiei într-un perimetru dat, cunoscută şi sub denumirea de audit energetic, este una dintre componentele de bază ale oricărui program de acţiune având ca obiectiv îmbunătăţ irea eficienţei energetice. Auditul energetic reflectă nivelul eficienţei energetice atins în interiorul perimetrului analizat într-o anumită perioadă de timp. În acelaşi timp, auditul energetic furnizează informaţ iile necesare pentru stabilirea celor mai potrivite şi mai convenabile soluţii în vederea creşterii eficienţei energetice a activităţilor desfăşurate în organizaţia analizată. Termenul audit din limba engleză echivalează în limba română cu revizie contabilă şi nu cu bilanţ contabil. În acelaşi mod, termenul auditor are înţelesul de revizor contabil ş i nu de contabil. Revizia contabilă presupune verificarea înregistrărilor, a calculelor efectuate şi analiza critică a termenilor bilanţ ului, finalizată cu o evaluare. Similar, termenul energy audit din limba engleză echivalează în limba română cu expresia “analiză critică a eficienţei utilizării energiei” sau cu sintagma audit energetic. Trebuie precizat faptul că auditul energetic nu este echivalent cu un simplu bilanţ sau cu o sumă de bilanţuri energetice. În cadrul auditului, bilanţul energetic constitue un instrument care permite verificarea indicaţiei unui aparat de măsură sau estimarea cantitativă a unui flux de energie care fie nu se măsoară fie nu se poate măsura. Bilanţul energetic al unui transformator de energie sau al unui

Managementul energiei, condiţie a unui sistem economic concurenţial

9

consumator final permite stabilirea indicatorilor de performanţă şi eventual a cauzelor reducerii acestora în comparaţie cu valorile de proiect. Întocmirea unui audit energetic implică stabilirea clară a limitelor perimetrului analizat şi a perioadei de timp pe durata căreia se face analiza. Perimetrul poate cuprinde o întreagă organizaţ ie (regie, companie, societate, grup, trust, întreprindere etc), o sucursală a unei organizaţii cu contabilitate proprie sau o clădire. El poate cuprinde elemente care nu sunt neapărat situate pe acelaşi amplasament, dar între care există legă turi şi/sau schimburi materiale (cabluri de forţă, conducte, instalaţii sau sisteme de transport, etc.). Auditul energetic se întocmeş te pentru perioade lungi de timp, egale sau chiar mai mari decât un an calendaristic sau financiar. Perioada aleasă trebuie să cuprindă cel puţin un ciclu complect de activitate (ciclu de fabricaţie, ciclu climatic, etc). Eficienţa energetică nu se determină pentru o oră, o zi, o să ptămână, o lună sau chiar un semestru. Rezultatele obţinute pe perioade scurte nu sunt în general relevante pentru o activitate de tip industrial. Cu ocazia întocmirii auditului energetic sunt identificate subsistemele unde se manifestă ineficienţă şi poate fi evaluată mărimea pierderilor cauzate de aceasta. Este evident faptul că atât eforturile de identificare a punctelor de ineficienţă cât şi baza de stabilire a unei strategii pe termen mediu materializată printr-un plan de măsuri de conservare a energiei vor avea o eficacitate cu atât mai mare cu cât amploarea analizei şi implicit gradul de detaliere sunt mai mari. Întocmirea auditului energetic implică un inventar al surselor de alimentare cu purtători de energie exterioare conturului, care trebuie să acopere următoarele aspecte : ·

tipul şi caracteristicile purtătorului de energie furnizat de sursa externă;

·

caracteristicile cererii de energie acoperite de către sursa externă;

·

tariful actual stabilit prin contractul de livrare şi tarifele alternativele disponibile;

·

alte aspecte legate de statutul, amplasarea şi capacitatea sursei externe, de condiţiile şi de restricţiile de livrare, stabilite sau nu prin contract.

În interiorul conturului analizat se întocmeşte un inventar al consumatorilor finali de energie, organiza ţi sau nu pe centre de consum energetic, precum şi un inventar al transformatorilor interni de energie. Inventarul consumatorilor finali trebuie să pună în evidenţă următoarele aspecte : ·

natura activităţii sau procesului tehnologic care primeşte fluxul de energie;

·

tipul, parametrii şi sursa din care provine fiecare flux purtător de energie;

·

caracteristicile cererii de energie, pentru fiecare tip de purtător de energie;

·

legăturile tehnologice cu alţi consumatori finali şi consecinţele acestor legături asupra caracteristicilor cererii de energie;

10

Bilanţuri termoenergetice

·

natura şi potenţialul resurselor energetice secundare disponibilizate din motive tehnologice;

·

starea tehnică a instalaţiilor la momentul întocmirii auditului.

Transformatorii interni de energie (centrale termice, centrale electrice de termoficare, staţii de aer comprimat, staţii de pompare etc.) alimentează de obicei mai mulţi astfel de consumatori finali. Pentru fiecare transformator intern de energie se recomandă a fi specificate următoarele aspecte : ·

natura, sursa şi caracteristicile fluxurilor de energie care intră;

·

tipul transformării suferite, randamentul realizat, alte caracteristici tehnice;

·

natura şi parametrii fluxului de energie care iese;

·

capacitatea instalată a transformatorului energetic;

·

consumatorii sau centrele de consum alimentate;

·

modalitatea de alimentare a consumatorilor şi consecinţele ei (direct, prin intermediul unei reţele de distribuţie etc.);

·

natura, potenţialul energetic şi impactul asupra mediului pentru fiecare dintre fluxurile de energie evacuate în atmosferă;

·

starea tehnică a instalaţiilor şi a sistemului de distribuţie la momentul întocmirii auditului.

Auditul energetic nu trebuie confundat cu bilanţul energetic. Auditul energetic este o analiză a modului de valorificare a energiei consumate într-un perimetru dat, în timp ce bilanţul energetic este doar unul dintre instrumentele acestei analize. Evaluarea eficienţei energetice a activităţii desfăşurate într-un contur dat nu necesită în mod normal cunoaşterea tuturor termenilor bilanţului energetic care intră în perimetrul analizat, ci doar a celor care intră în mod organizat ş i contra cost. În ultimă instanţă, fluxurile de energie care ies, inclusiv conţinutul de energie al produsului principal, prezintă interes pentru auditor doar în măsura în care ele mai pot fi valorificate prin reciclare, recuperare, reutilizare, etc. Întocmirea auditului energetic nu presupuneîn mod obligatoriu întocmirea în prealabil a unuia sau mai multor bilanţuri energetice. Auditul energetic propriu-zis include anumite părţ i din bilanţ ul energetic întocmit pe un an sau, atunci când este cazul, pe o perioadă mai lungă. Termenii bilanţurilor energetice pe perioade scurte (o oră, un schimb, o şarjă, etc) nu se regăsesc ca atare în valorile care stau la baza întocmirii auditului. În ciuda caracterului lor detaliat, aceste bilanţuri nu sunt relevante pentru auditor decât în cazurile în care rezultatele obţinute pentru un an sau o perioadă mai lungă de timp indică existenţ a unor puncte de ineficienţă energetică în interiorul conturului analizat. Ele stau la baza analizei care succede auditul propriu-zis şi care are ca obiectiv stabilirea măsurilor şi acţiunilor destinate să îmbunătăţească situaţia sub aspectul eficienţei energetice. Bilanţul energetic întocmit pentru un an sau, atunci când este cazul, pentru o perioadă mai lungă de timp, este singurul tip de bilanţ ai cărui termeni se regăsesc

Managementul energiei, condiţie a unui sistem economic concurenţial

11

în auditul energetic propriu- zis. Un astfel de bilanţ nu se poate baza pe măsurători efectuate de auditor, ci pe datele măsurate, consemnate şi înregistrate de către personalul întreprinderii analizate. Este evident că nici o întreprindere nu-şi poate permite să întocmească un bilanţ energetic perpetuu, înregistrând timp de un an mărimile tuturor fluxurilor de energie care se regăsesc într-un bilanţ energetic orar. Un astfel de efort nu este nici justificat şi nici recomandabil. În acelaşi timp trebuie subliniat faptul că practica actuală a celor mai multe întreprinderi industriale din România în domeniul monitorizării consumurilor de energie lasă încă mult de dorit. În cele mai multe cazuri este monitorizat şi înregistrat consumul global de combustibil şi cel de energie electrică, care sunt mai uşor de măsurat, dar lipsesc aproape orice date legate de consumurile de căldură, frig, aer comprimat, etc. Stabilirea unor centre de consum energetic şi monitorizarea tuturor consumurilor de energie pentru fiecare astfel de centru constitue încă un deziderat pentru viitor. Aceast ă situaţie nu este de natur ă să contribuie la eficientizarea activităţii sub aspect energetic iar comandarea ş i întocmirea unui audit energetic nu poate înlocui aceste măsuri, care vor fi oricum incluse în planul de măsuri şi acţiuni propus de auditor. Este unul dintre aspectele care trebuie bine înţelese de către cei care au responsabilităţi la diverse niveluri în acest domeniu. Economisirea energiei consumate presupune mai întâi măsurarea ei. Instalarea unor aparate de măsură sigure şi precise (în limitele tehnologiilor actuale) presupune o cheltuială de capital care va produce efecte ulterior, nu de la sine ci ca urmare a angajării întregului personal într-o acţiune al cărui scop îl înţelege ş i îl aprobă fiecare sau cât mai mulţi dintre angajaţi. De regulă, întocmirea auditului se bazează pe indicaţiile aparatelor de măsură care constitue baza de facturare sau chiar pe facturile energetice. Dacă acurateţea indicaţ iilor unuia sau mai multor aparate de mă sur ă care constitue baza de facturare este pusă la îndoială, fie de că tre furnizor, fie de către consumator, întocmirea unui audit este prematură. Situaţii de acest fel nu sunt întâlnite în ţările avansate din UE. Reglementarea statutului acestor aparate de măsură este o problemă a cărei rezolvare este prevăzută în orice contract serios de furnizare a energiei. Modul de întocmire, gradul de detaliere şi modul de exprimare a mărimilor prezentate şi calculate depind de scopul auditului şi trebuie să fie pe înţelesul celui căruia îi este destinat. Auditul energetic, întocmit pe baza datelor conţinute în facturile de plată a energiei, poate conţine mărimi exprimate fizic (în unităţi de energie) sau valoric (în unităţi monetare). Trebuie precizat faptul că în bilanţurile energetice, mărimile care intră şi care ies se exprimă numai în unit ăţi fizice de energie. În cadrul auditului energetic se recomandă recurgerea la exprimarea valorică a acestora, care prezintă avantajul că asigură echivalarea tuturor formelor de energie consumate. Aprecierea eficienţei energetice se face cu ajutorul unuia sau mai multor indicatori de performanţă energetică, care sunt apoi comparaţi cu câte o valoare de referinţă. În scopul creşterii eficienţei energetice în perimetrul analizat, auditorul poate propune :

12

Bilanţuri termoenergetice

·

reconsiderarea sau reprogramarea unor activităţi,

·

modificarea, reabilitarea sau înlocuirea unor instalaţii transformatoare de energie sau a unora dintre consumatorii finali,

·

schimbarea concepţiei de alimentare cu energie şi a distribuţiei acesteia către consumatorii din conturul analizat.

Soluţiile identificate în acest fel nu pot fi implementate toate odată din cauza restricţiilor şi limitărilor de natur ă tehnică şi financiară. Planul de măsuri şi acţiuni elaborat de auditor trebuie să ia în considerare eventualele interdependenţe existente între măsurile propuse, situaţ ia financiară reală a organizaţiei analizate şi contextul economic general. Măsurile propuse de către auditor vor fi ierarhizate după unul sau mai multe criterii de natură economică, stabilite de comun acord cu beneficiarul auditului. Pentru fiecare mă sură sau acţiune propusă , auditorul trebuie să specifice atât costurile de investiţie şi de operare aferente cât şi rezultatele scontate, respectiv economiile de energie sau de cheltuieli estimate. Din această listă de propuneri, conducerea organizaţiei alege cele mai convenabile măsuri şi stabileşte pentru fiecare termenul de implementare şi sursa de finanţare. Aplicarea în practică a măsurilor propuse se face de cele mai multe ori treptat, pe parcursul mai multor ani, începând cu măsurile care implică investiţiile cele mai mici. Economiile astfel realizate constitue apoi sursa de finanţare pentru un al doilea set de investiţii. În acest fel organizaţia îşi poate îmbunătăţi eficienţa energetică fără a recurge la credite. Întocmirea unui singur audit energetic nu rezolvă problema eficienţei energetice pentru totdeauna. Managementul energiei trebuie să fie o preocupare continuă, ceea ce conduce la necesitatea repetării auditul energetic cu o anumită ciclicitate.

2.

BILANŢUL ENERGETIC, INSTRUMENT AL ANALIZEI ENERGETICE A UNUI CONTUR ÎN INTERIORUL CĂRUIA SE DESFĂŞOARĂ O ACTIVITATE CU SPECIFIC INDUSTRIAL.

2.1.

CLASIFICAREA BILANŢURILOR ENERGETICE

Bilanţurile energetice pot fi clasificate pornind de la mai multe criterii. Unul dintre ele este natura activităţii desfăşurate în conturul analizat. Sub aspectul destinaţiei consumului de energie, procesele tehnologice pot fi clasificate în două mari categorii : a. procese de transformare a energiei; b. procese de consum final de energie. Procesul de transformare energetică are drept scop fie trecerea de la o formă de energie la o altă formă de energie, fie modificarea parametrilor caracteristici ai aceleiaşi forme de energie. Procesul de consum final de energie este procesul în care energia este folosită în scopul realizării unuia sau mai multor produse sau al prestări unuia sau mai multor servicii neenergetice. Eventualele fluxuri de energie ieşite dintr-un proces de consum final de energie nu mai suferă vreo transformare energetică, cu excepţia recuperării resurselor energetice secundare. După gradul de cuprindere al conturului, bilanţurile energetice pot fi întocmite : a. pentru un echipament; b. pentru o instalaţie; c. pentru o secţie; d. pentru o uzină; e. pentru o întreagă organizaţie (un agent economic). Natura ş i gradul de interconexiune ş i complexitate al fenomenelor fizice şi chimice pe care le presupune prelucrarea materiilor prime în cadrul proceselor sau procedeelor tehnologice analizate poate conduce în anumite condiţii la clasificarea bilanţurilor energetice în : a. bilanţuri simple (termoenergetic sau electroenergetic); b. bilanţuri complexe (termoenergetic si electroenergetic). Trebuie subliniat faptul că, din punct de vedere ştiinţific şi tehnic, o astfel de clasificare nu este riguroasă, separarea în bilanţuri electroenergetice şi termoenergetice constituind rezultatul unor simplificări. Bilanţul simplu este bilanţul întocmit pentru un contur în care fie fenomenele de natură electrică fie cele de natură termodinamică şi/sau termochimică sunt considerate preponderente, iar celelalte sunt neglijate. Este evident că şi formele de energie intrate şi eventual ieşite sunt corelate cu natura fenomenelor care au loc în interiorul conturului dat.

14

Bilanţuri termoenergetice

Bilanţul complex ia în considerare toate formele de energie intrate şi ieşite din contur, natura şi complexitatea fenomenelor care au loc în interiorul conturului dat impunând în cele mai multe cazuri acest lucru. Marea majoritate a proceselor industriale de consum final au un caracter complex, care nu permite o abordare simplificată şi impune contabilizarea tuturor formelor de energie care intră în şi care ies din conturul de bilanţ. După perioada de timp pentru care se inventariază fluxurile de energie intrate şi ieşite, bilanţurile pot fi întocmite : a. pentru o oră sau o perioadă mai scurtă decât o oră; b. pentru un schimb; c. pentru o zi (24 ore); d. pentru un sezon; e. pentru un an sau o perioadă mai lungă decât un an. După sursa de provenienţă a datelor de intrare, bilanţurile energetice se clasifică în: a. bilanţuri propuse de către proiectant, constructor sau furnizor (de proiect); b. bilanţuri întocmite pe bază de măsurători în instalaţie (de omologare, de recepţie, real). Bilanţul energetic de proiect se elaborează pe baza rezultatelor calculelor extrase din proiect, a datelor furnizate de prospecte, oferte, cataloage, literatura de specialitate, pe baza experienţei obţinute în exploatarea unor echipamente asemănătoare, a altor surse de informaţ ii, etc. Bilanţul de proiect constitue situaţia de referinţă pentru bilanţul energetic de recepţie. Omologarea unui echipament sau a unei instalaţii presupune măsurători prin care se obţin fie valorile unor indicatori de performanţă în regimul nominal, fie comportarea sistemului la regimuri nenominale stabilizate sau tranzitorii. În cazul în care la probele de omologare nu se realizează parametrii sau performanţele de proiect, valorile realizate la omologare devin valori de referinţă pentru bilanţul energetic de recepţie. Bilanţul energetic de recepţie se elaborează cu ocazia punerii în funcţiune a unui echipament sau a unei instala ţii, în condiţiile concrete de exploatare. În acest scop se efectuează o serie de probe de funcţionare şi măsurători la cel puţ in trei trepte de sarcină, dintre care una este obligatoriu sarcina nominală. Valorile astfel obţinute se înscriu în cartea tehnică a echipamentului sau a instalaţiei. Bilanţul energetic de recepţie constituie bilanţul de referinţă pentru activitatea de exploatare.

Bilanţul energetic real reflectă situaţia în care se gă seşte la un moment dat un echipament sau o instalaţie, punând în evidenţă abaterile indicatorilor de performanţă realizaţi de la valorile lor de referinţă, stabilite în cadrul bilanţul de proiect, de omologare sau de recepţie. Analiza trebuie să inventarieze şi potenţialul energetic al resurselor energetice refolosibile. Bilanţul real se elaborează numai pe

Bilanţul energetic

15

bază de măsurători efectuate asupra subiectului analizei şi constituie baza pentru analiza energetică. 2.2

PRINCIPII GENERALE DE ÎNTOCMIRE A BILANŢURILOR ENERGETICE

Bilanţul energetic reprezintă metoda sistematică care permite analiza utilizării energiei într-o activitate oarecare. Întocmirea unui bilanţ energetic la nivelul unui contur dat permite obţinerea unei reprezent ări accesibile a modului în care fluxurile de purtători de energie intrate se distribuie, se transformă, sunt consumate şi ies din conturul analizat. Conturul de bilanţ este suprafaţa imaginară închisă în jurul unui echipament, instalaţie, clădire, secţie, uzină, agent economic, etc în funcţie de care se definesc fluxurile de energie care intră şi cele care ies. Conturul de bilanţ poate cuprinde o întreagă întreprindere, o secţie de producţie, un lanţ tehnologic, o clădire, un agregat tehnologic, un aparat, etc. Conturul considerat poate cuprinde elemente care nu sunt neapărat situate pe acelaşi amplasament, dar între care există legături materiale (cabluri de forţă, conducte, instalaţii sau sisteme de transport, etc). Bilanţul energetic are la bază legea conservării energiei, scopul să u fiind identificarea şi evaluarea tuturor cantităţilor sau fluxurilor de energie care intră şi care ies din perimetrul analizat într-o anumită perioadă de timp. Întocmirea corectă a oricărui bilanţ energetic presupune în primul rând stabilirea precis ă a limitelor conturului în interiorul căruia se desfăşoară activitatea analizată şi a perioadei de timp considerate. Studiind cu atenţie fenomenele fizice şi chimice implicate în activitatea desfăşurată în interiorul conturului dat se definesc categoriile de fluxuri energetice care sunt urmărite la întocmirea bilanţului. Din această categorie pot face parte căldura fizică (sensibilă), căldura latentă, puterea calorifică, efectul termic al reacţiilor chimice, lucrul mecanic, energia potenţială, energia electrică, etc. Întocmirea bilanţului energetic necesită de cele mai multe ori întocmirea în prealabil a unui bilanţ material, ai cărui termeni pot servi drept bază de calcul pentru anumite fluxuri de energie intrate sau ieşite din conturul de bilanţ. Reprezentarea grafică a rezultatelor obţinute prin întocmirea bilanţului se face de obicei cu ajutorul diagramelor Sankey. Este o metodă simplă şi sugestivă, accesibilă atât specialiştilor cât şi nespecialiştilor. Trebuie avut în vedere faptul că unele categorii de fluxuri energetice care intră în conturul de bilanţ dat nu sunt incluse ca atare sau nu sunt incluse deloc în factura energetică, dar trebuie luate în considerare la întocmirea bilanţului energetic. În alte cazuri, substanţe combustibile sunt utilizate în alte scopuri, puterea lor calorifică nefiind luată în considerare ca termen al bilanţului energetic. Ele apar în evidenţa contabilă a organizaţiei la alte capitole, iar valoarea lor se regăseşte în costurile totale de producţie.

16

Bilanţuri termoenergetice

2.3.

TERMENII BILANŢULUI ENERGETIC

Consumurile finale de energie la nivelul unui perimetru dat, în interiorul căruia se desfăş oară în mod organizat o activitate de tip industrial, pot îmbrăca mai multe forme : ·

energie electrică;

·

energie mecanică;

·

căldură;

·

frig;

·

combustibil;

·

aer comprimat.

Un flux de energie care intră în mod organizat în conturul unei întreprinderi industriale, poate fi alocat în principiu fie unui proces de transformare, fie unui proces de consum final. Fluxurile de energie direct utilizabilă, disponibile în perimetru întreprinderii pentru procesele de consum final, atât cele provenite din exteriorul cât şi cele generate în interiorul acestuia, pot fi încadrate într-una dintre următoarele două categorii: a) consumuri directe (tehnologice), aferente în mod nemijlocit etapelor realizării unui produs sau prestării unui serviciu; b) consumuri indirecte, aferente activităţilor conexe desfăşurate în perimetrul respectiv. Consumurile indirecte contribuie la asigurarea şi susţinerea logistică a activităţii de producţie propriu-zise. Activităţile indirecte (conexe) includ planificarea, monitorizarea, contabilizarea, aprovizionarea, asigurarea condiţiilor de muncă, transportul intern, distribuţia, paza, etc. Deosebirea între consumurile directe ş i cele indirecte nu este doar una formală . În afara faptului că ele nu sunt în mod necesar simultane, cele două categorii de consumuri de energie au de obicei şi caracteristici diferite. De aceea este recomandabil ca la întocmirea inventarului să se precizeze din ce categorie face parte o anumită cerere sau un anumit consum de energie. În raport cu conturul de bilanţ stabilit se definesc categoriile de intrări şi ieşiri din acest contur. În general, fluxurile materiale continue sau discontinue intrate într-un contur dat pot fi clasificate în trei categorii : a) resurse primare, care pot fi materiale şi/sau energetice; b) semifabricate (produse sau obiecte parţial procesate); c) energie direct utilizabilă. Ieşirile din conturul respectiv pot fi la rândul lor clasificate în patru categorii şi anume : a) produsul principal;

Bilanţul energetic

17

b) produsul sau produsele secundare; c) resursele secundare materiale şi/sau energetice; d) pierderi directe de energie. După ce au fost identificate, fluxurile de energie care intră şi care ies trebuie apoi să fie cuantificate. Oricare dintre termenii bilanţului energetic, fie că este o mărime de intrare sau o mărime de ieşire, poate fi determinat ca valoare (cuantificat) în mai multe moduri şi anume : ·

direct prin măsurare;

·

prin măsurarea în prealabil a uneia sau mai multor mărimi, urmată de calculul termenului de bilanţ pe baza acestor mărimi;

·

în baza unor anumite informaţii provenind din proiectul tehnic sau din alte surse.

Cele mai multe situaţii impun cunoaşterea bilanţului de masă înaintea întocmirii bilanţului energetic. Bazat pe analize chimice, pe măsuratori, pe calcule sau numai pe estimări, bilanţul de masă precede întocmirea bilanţului energetic deoarece determinarea tuturor termenilor bilanţului energetic prin măsurare directă fie nu este tehnic posibilă, fie nu este raţională. Astfel, căldurile sensibile absolute şi cantităţile de căldură sensibilă asociate unor cantităţi sau unor debite de substanţă se calculează înmulţind cantitatea sau debitul de substanţă cu căldura specifică şi cu temperatura în cazul căldurii absolute sau numai cu o diferenţă de temperatură în cazul cantităţii de căldură. Efectul termic al reacţiilor chimice care au loc în interiorul conturului de bilanţ nu poate fi măsurat direct. El poate fi însă estimat cu suficientă precizie prin calcul, cu condiţ ia cunoa şterii transformă rilor chimice care au loc în interiorul conturului de bilanţ atât sub aspect cantitativ cât si sub aspect calitativ. Prin urmare trebuie bine cunoscută cantitatea şi compoziţia chimică a fluxurilor de masă care intră şi care ies din conturul de bilanţ. Efectul termic al reacţiilor chimice se determină prin calcul conform teoriilor chimiei fizice şi constantelor disponibile în literatura de specialitate pentru fiecare reacţie. Căldura dezvoltată de reacţiile chimice exoterme este considerată intrare în conturul de bilanţ , în timp ce căldura absorbită de reacţiile chimice endoterme este considerată ieşire din conturul de bilanţ. Căldura dezvoltată prin arderea combustibililor, deşi este tot efectul unor reacţii chimice exotermice de oxidare, se stabileşte prin determinări experimentale sau de laborator făcute concomitent cu desfăşurarea măsurătorilor de bilant. Stabilirea puterii calorifice a unui combustibil trebuie în general complectată cu analiza elementară sau cu compoziţia chimică a combustibilului respectiv. Pentru determinările compoziţiei şi puterii calorifice trebuie respectate recomandările referitoare la asigurarea reprezentativităţii probei de combustibil. În cazul combustibililor gazoşi este permisă stabilirea puterii calorifice pornind de la compoziţia amestecului de gaze determinată experimental şi de la puterile calorifice ale componentelor combustibile.

18

Bilanţuri termoenergetice

Conţinutul de căldură al unui flux de masă se calculează ca produs între debitul sau cantitatea de masă ş i entalpia specifică , care se găseş te în tabele sau se calculează cu ajutorul relaţiilor analitice specifice disponibile în manualele de specialitate. În lipsa acestor date este necesară determinarea căldurii specifice şi/sau latente în laborator, probele fiind prelevate în timpul măsură torilor de bilanţ. Determinarea experimentală a căldurii specifice sau latente poate fi înlocuită în anumite situaţii cu rezultatele obţinute cu ajutorul unor relaţii analitice aproximative utilizate în chimie, care pornesc de la structura moleculei şi de la legăturile între atomi şi/sau radicali. Pierderile de căldură prin radiaţie şi convecţ ie în mediul exterior se recomandă să fie stabilite prin calcule. Acolo unde ele sunt puţin semnificative se acceptă stabilirea lor prin condiţia de închidere a bilanţului. Condiţia conservării energiei în cazul întocmirii bilanţului energetic al activităţii desfăşurate în perimetrul analizat este exprimată matematic prin relaţ ia : (2.1) W +W = W + W +W +W REP

EDU

PP

RES

PDE

ACU

unde WREP reprezintă conţinutul de energie al fluxului sau fluxurilor de energie primară, WEDU reprezintă conţinutul de energie al fluxului sau fluxurilor de energie direct utilizabilă, WPP reprezintă conţinutul de energie al produsului principal, WRES reprezintă conţinutul de energie al fluxului sau fluxurilor de resurse energetice secundare, WPDE reprezintă fluxul de energie pierdut ă direct în mediul ambiant iar WACU reprezintă cantitatea de energie disipată prin efect de acumulare. Ultimul termen apare doar în cazul proceselor discontinue, mărimea sa putând fi în anumite cazuri semnificativă iar în altele neglijabilă. Termenii bilanţului energetic pot fi exprimaţi, după caz, în W şi multiplii, în cazul unor activităţi de tip continuu, sau în J şi multiplii, în cazul unor activităţi de tip discontinuu. Resursele materiale pot fi în acelaşi timp şi resurse energetice, având valoare energetică sau un anumit conţinut de energie, pot fi de diverse feluri şi se pot prezenta sub diverse forme. În general, prin resurse energetice primare sau energie primară se înţeleg substanţe combustibile convenţionale (cărbuni, petrol şi derivatele sale, gaz natural, alţi combustibili sintetici, etc), în timp ce prin energie direct utilizabilă se înţelege o formă de energie rezultată de obicei prin conversia energiei primare, care poate fi consumată ca atare : ·

energia electrică;

·

energia mecanică;

·

căldură;

·

frig;

·

aer comprimat.

Din conturul de bilanţ considerat iese în primul rând produsul principal, care este scopul activităţii analizate. În unele cazuri, pe lângă acesta mai ies şi unul sau mai multe produse secundare, deşeuri, reziduuri sau resurse secundare (materiale şi/sau energetice). Trebuie precizat că produsul principal poate avea şi el un anumit

Bilanţul energetic

19

conţinut de energie, care îi poate conferi şi calitatea de resursă energetică secundară. În categoria pierderilor directe de energie ale unui contur dat intră în primul rând următoarele : ·

căldura transmisă mediului înconjurător prin pereţii a căror temperatură este mai mare decât temperatura ambientului,

·

energie mecanică transformată în căldură prin frecare în lagăre;

·

căldura generată în anumite situaţii prin efectul termic al curentului electric.

Analiza eficienţei energetice a unei activităţi desfăşurate într-un anumit contur porneşte în primul rând de la cantitatea şi calitatea resurselor energetice secundare disponibilizate. Resursele energetice secundare (res) reprezintă cantităţi sau fluxuri de energie de orice fel, evacuate dintr-un contur în care se desfăşoară o activitate productivă şi care nu pot fi reciclate (valorificate tot în activitatea respectivă) decât prin modificări aduse instalaţiilor aflate în conturul respectiv. Resursele energetice secundare pot fi clasificate în funcţie de natura conţinutului lor de energie în patru categorii distincte : ·

combustibile;

·

termice;

·

de suprapresiune;

·

cinetice.

Res combustibile pot fi întâlnite în stare gazoasă (gaz de cocs, gaz de furnal, gaze eliminate ca purjă dintr-o instalaţie de sinteza, etc), lichidă (leşie) sau solidă (deşeuri lemnoase, paie, cocs mărunt, etc). Indiferent de starea de agregare, ele se caracterizează prin compoziţia şi puterea lor calorifică. Res termice pot fi agenţi termici fluizi (aer cald, gaze de ardere, gaze de proces, abur uzat, condensat, etc) sau substanţe solide (laminate, piese şi materiale tratate termic, cocs fierbinte, zgură, etc). Ele se caracterizează prin nivelul de temperatură cu care ies din conturul de bilanţ, dar şi prin capacitatea de a transfera această căldură sensibilă sau latentă unui alt mediu. Res de suprapresiune sunt în general gaze având o presiune mai mare decât presiunea atmosferică, deci un conţinut de energie potenţială. Res cinetice sunt cunoscute şi sub denumirea de volanţi sau mase inerţiale frânate. Resursele energetice secundare care ies dintr-un contur de bilanţ oarecare pot cumula mai multe astfel de caracteristici. De exemplu, un flux de gaze evacuat dintr-o instalaţ ie poate avea în compoziţia sa elemente combustibile (metan, hidrogen, oxid de carbon, etc), dar în acelaşi timp poate avea o temperatura şi eventual o presiune mai mari decât acelea ale mediului ambiant.

20

Bilanţuri termoenergetice

2.4

INDICAŢII METODOLOGICE PRIVIND ÎNTOCMIREA BILANŢURILOR ENERGETICE

Elaborarea unui bilanţ energetic comportă o anumită structură, al cărui model este următorul: 1. Definirea conturului. 2. Prezentarea sumară a activităţii din interior (procesului tehnologic). 3. Schema fluxului tehnologic. 4. Precizarea caracteristicilor tehnice ale agregatelor şi instalaţiilor conţinute în contur. 5. Prezentarea punctelor şi aparatelor de măsură (tip, schemă, clasă de precizie, etc). 6. Fişa tip sau buletinul de măsurători. 7. Ecuaţia de bilanţ. 8. Calculul termenilor bilanţului (expresii analitice, formule de calcul). 9. Bilanţul energetic prezentat sub formă de tabel şi de diagramă Sankey. 10. Analiza bilanţului. Atât în cazul transformatorilor de energie cât şi în cazul consumatorilor finali, eficienţa energetică trebuie stabilită pentru întreg domeniul de variaţie al încărcării. Măsurătorile pentru determinarea performanţelor energetice se fac pentru mai multe mărimi ale sarcinii utile a echipamentului sau instalaţiei analizate : ·

sarcină nominală;

·

sarcină maximă curent realizată în perioada analizată;

·

sarcină minimă curent realizată în perioada analizată;

·

sarcină medie anuală pe perioadele de funcţionare efectivă.

În cazurile în care nu se pot crea condiţiile necesare execut ării măsurătorilor la sarcinile de mai sus, se aleg cel puţin alte trei mărimi ale sarcinii, în limitele domeniului de variaţie a acesteia, pentru care se elaborează bilanţ ul. Dacă echipamentul sau instalaţia funcţionează la o sarcină practic constantă pe perioada considerată, bilanţul se întocmeşte numai pentru această unică sarcină. În cazul în care consumurile energetice şi eventual produsul activităţii desfăşurate în conturul dat sunt influenţate sensibil de anumiţi factori (caracteristicile materiilor prime, temperatura exterioară, etc), bilanţul se întocmeşte pentru mai multe valori caracteristice ale acestor parametri (minim, maxim, mediu, normal, etc). În funcţie de natura activităţii desfăş urate în interiorul conturului analizat, conţinutul de energie al fiecăruia dintre termenii bilanţului poate fi exprimat în mărime absolută sau în mărime specifică, raportat la unitatea în care se exprimă

Bilanţul energetic

21

volumul activităţ ii. Durata pentru care se va întocmi bilanţul energetic depinde de scopul întocmirii şi este cuprinsă între o or ă şi un an calendaristic sau durata unui ciclu de fabricaţie, dacă acesta din urmă depăşeşte un an. Pentru recepţia sau omologarea instalaţiilor nu se efectuează decât bilanţuri orare sau pe cicluri de funcţionare. Determinarea mărimilor necesare elaborării bilanţului se va face pe baza măsurătorilor directe. În cazul când o mă rime nu poate fi determinată direct, dar poate fi dedus ă cu suficientă precizie prin măsurarea altor mărimi, se admite să se aplice metoda determinărilor indirecte. Unele elemente ale bilanţului pe partea de intrări sau pe partea de ieşiri pot fi neglijate, dacă determinarea lor comportă dificultăţi apreciabile şi reprezintă mai puţin de 1% din totalul energiei intrate respectiv ieşite. Aparatele folosite pentru măsurători trebuie să se afle în interiorul termenelor obligatorii de verificare metrologică stabilite prin normativele în vigoare. Măsurătorile de omologare şi de recepţie ale echipamentelor (respectiv instalaţiilor) se vor executa cu aparate de măsură cu o clasă de precizie superioară, de regulă maximum 0,5. Valorile parametrilor tehnologici şi energetici caracteristici procesului analizat în timpul efectuării măsurătorilor, cât şi evenimentele apărute în perioada măsurătorilor se vor consemna în fişele sau în buletinele de măsurători. Elementele bilanţului energetic se vor prezenta atât sub formă tabelară cât şi sub forma uneia sau mai multor diagrame Sankey. Limita maximă de eroare, exprimată prin valoarea absolută a diferenţei între totalul intrărilor şi totalul ieşirilor împărţită la totalul intrărilor, nu va depăşi : a. ±2,5%, în cazul bilanţurilor în care principalele mărimi sunt determinate prin măsurători directe (metoda recomandată); b. ±5%, în cazul bilanţurilor în care unele mărimi nu pot fi măsurate direct, dar pot fi deduse cu suficientă precizie prin măsurarea altor mărimi (determinare indirectă). La elaborarea bilanţurilor energetice este recomandabilă utilizarea unităţilor de măsură legale (în cazul României cele din sistemul internaţional), prevăzute în standardele în vigoare, dar decizia finală aparţine beneficiarului auditului. În final trebuie amintit faptul că , în conformitate cu articolul 1 din Anexa.1 la Ordinul MIR nr. 245/20.06.2002, bilanţurile energetice vor fi întocmite numai de persoane fizice şi juridice autorizate. Calitatea de auditor energetic se dovedeşte printr-o autorizaţie care atestă competenţa tehnică a persoanelor care efectuează bilanţuri energetice în România. Autorizaţia se obţ ine de la Comisia de autorizare a auditorilor energetici, comisie care funcţionează în cadrul ARCE. Conform Anexei 1 din ordinul MIR 245/20.06.2002 se definesc 3 clase şi trei tipuri de bilanţuri energetice, definite în funcţie de puterea maximă termică sau electrică consumată.

22

Bilanţuri termoenergetice

Tabelul 2.1

Clase şi tipuri de bilanţuri energetice Clasa

A B C

Tipul bilanţului energetic Electroenergetic

Termoenergetic

P P31 > P32

(3.2)

P32 = P11 - DP1 - DP2 - DP3

(3.3)

Relaţiile de mai sus descriu bilanţul energetic al motorului (k = 1), al sistemului de adaptare şi transmisie (k = 2), al ma şinii antrenate (k = 3) şi al ansamblului. Pentru fiecare dintre cele trei componente ale ansamblului, P k1 este puterea sau energia intrată sau consumată iar Pk2 este puterea sau energia ieşită sau utilă. Diferenţa DPk = (Pk1 - Pk2) reprezintă pierderea de putere sau de energie aferentă fiecăreia dintre cele trei componente ale ansamblului. Randamentul energetic al fiecăreia dintre componentele ansamblului hk depinde de tipul şi caracteristicile componentei respective. Motorul poate fi termic (turbină cu abur, turbină cu gaze, motor cu ardere internă) sau electric. Sistemul de adaptare/transmisie poate fi un cuplaj rigid sau elastic, un multiplicator sau un reductor de turaţ ie, un sistem bielă-manivelă, etc. Ma şinile antrenate prezintă o mare diversitate, îns ă pot fi clasificate în funcţ ie de tipul mişcării, care poate fi rotativă sau lineară. De asemenea, în instalaţiile industriale moderne pot fi întâlnite ansambluri formate dintr-un singur motor şi o singură maşină antrenată şi sisteme alcătuite din mai multe maşini antrenate şi mai multe motoare de antrenare (staţii de pompe, staţii de compresoare, etc). Sistemul alcătuit din motor, sistemul de adaptare şi transmisie a mişcării şi maşina antrenată nu funcţionează de obicei numai la o singură sarcină, ci într-un domeniu limitat de o sarcină minimă şi una maximă. Maşinile antrenate cele mai răspândite

Principalele tipuri de echipamente energetice

45

în instalaţiile industriale sunt maşinile rotative de tipul pompelor, ventilatoarelor şi compresoarelor. Caracteristica unei astfel de maşini este exprimată cu ajutorul relaţiei între debitul D şi înălţimea de pompare necesară Dp, relaţie de tip polinomial : Dp @ a + b*D + c*D2 + …

(3.4)

unde a, b, c sunt constante pentru o maş ină dată, funcţionând la o anumită turaţie. Randamentul energetic al acestor maşini depinde la rândul său de debitul pompat şi de turaţie. Aceste corelări sunt determinate de către constructor sau furnizor şi fac parte din documentaţia transmisă de către aceştia beneficiarilor. 3.2

SCHIMBĂTOARE DE CĂLDURĂ

În instalaţiile industriale, procesele de transfer de căldură pot avea loc prin suprafa ţă sau prin contact direct. Schimbătoarele de căldură prin suprafaţă sunt aparate statice în care evoluează două fluide (cunoscute ş i sub denumirea de agenţi termici), dintre care unul cedează iar celălalt primeşte un flux de căldură. Schimbul de căldur ă este intermediat de un perete despărţitor, care poate fi alcătuit din materiale diferite şi poate avea diverse forme şi configuraţii. Peretele împiedică contactul direct între agenţ ii termici şi prin urmare transferul de substanţă între aceştia. Peretele despărţitor asigură şi separarea hidraulică între circuitele prin care evoluează cele două fluide. Schimbătoarele de căldură prin contact direct constitue a doua categorie de aparate, care prezintă o mai mare diversitate de tipuri constructive. Contactul între agenţii termici nu duce în mod obligatoriu la amestecul acestora, ci doar la un schimb de masă într-un singur sens, având o pondere limitată sub aspect cantitativ şi aceasta numai în cazurile în care sunt îndeplinite condiţiile care stimulează schimbul respectiv (existenţa unui gradient activ de concentraţie, cei doi agenţi sunt faze diferite ale aceleaşi substanţe, etc). Un schimbător de căldură este proiectat pentru o anumită situaţie, caracterizată prin câte un debit, o temperatură de intrare şi o temperatură de ieşire pentru fiecare dintre cei doi agenţi termici. Pentru această situaţie se calculează coeficientul global de schimb de căldură cu ajutorul căruia se determină prin calcul suprafa ţa de schimb de căldură necesară şi deci dimensiunile aparatului. Această situa ţie este cunoscută ca regim nominal sau regim de calcul. Toate celelalte regimuri în care se poate găsi aparatul pentru o anumită perioadă de timp sunt considerate regimuri nenominale. Bilanţul termic şi condiţia de transfer a căldurii pentru oricare regim sunt exprimate cu ajutorul relaţiilor următoare : (3.5) Q1 = D1*(h11 - h12) Q2 = D2*(h22 - h21)

(3.6)

Qx = k*S*Dtmd

(3.7)

46

Bilanţuri termoenergetice

Q2 = hsc*Q1

(3.8)

Q1 este cantitatea de căldură sau puterea termică cedată de agentul termic primar, Q2 este cantitatea de căldură sau puterea termică preluată de agentul termic secundar, iar Qx este cantitatea de căldură transmisă prin intermediul peretelui despărţitor. Cantităţile de că ldură schimbate sunt exprimate cu ajutorul entalpiilor specifice ale fiecăruia dintre cei doi agenţi termic şi anume h ij, i = 1 pentru agentul termic primar, i = 2 pentru agentul termic secundar, j = 1 pentru secţiunea de intrare în aparat iar j = 2 pentru secţiunea de ieşire din aparatul schimbător de căldură. Indicatorul de performanţă energetică de tip cantitativ caracteristic unui schimbător de căldur ă este coeficientul de reţinere a căldurii hsc, care arată cât din căldura cedată de agentul termic primar se pierde şi cât este preluat de către agentul termic secundar. Ponderea pierderilor de căldură în raport cu cantitatea de că ldură cedată de către agentul termic primar este influenţ ată semnificativ de nivelul de temperatură la care are loc transferul de că ldură, de grosimea izola ţiei termice, de mărimea coeficientului global de schimb de căldură şi de tipul constructiv al aparatului (mai mult sau mai puţin compact). Coeficientul de reţinere a căldurii este în fapt un mod de exprimare a bilanţului energetic al aparatului în mărimi relative. Funcţionarea unui schimbător de căldură prin suprafaţă în regimuri nenominale stabilizate poate fi estimată cu ajutorul metodei e - NTU, care presupune cunoaşterea funcţiei e = f (NTU, z, configuraţia de curgere) pentru tipul de schimbător analizat : (3.9) NTU = k*S/Wmin z = Wmin/Wmax < 1

(3.10)

Eficienţa termică e a unui schimbător de căldură este o caracteristică individuală a aparatului, caracterizat printr-o anumită concepţie constructivă şi o anumită schemă de circulaţie a agenţilor termici. Suprafaţa de schimb de căldură S este singurul invariant din aceste relaţii, aproape toate celelalte mărimi modificându-se mai mult sau mai puţin la funcţionarea într-un regim nenominal oarecare. În diverse tratate de specialitate funcţia e = f (NTU, z, configuraţia de curgere) este de obicei disponibilă sub formă grafică, expresia sa analitică fiind disponibilă numai pentru configuraţiile fundamentale de curgere (echicurent şi contracurent). Dacă premizele pe baza cărora un anumit regim de funcţionare este considerat nenominal sunt legate de abaterea cel puţin a unuia dintre parametrii (debit şi/sau temperatură), consecinţa unui astfel de regim este în mod necesar modificarea coeficientului de reţinere a căldurii şi deci a structurii bilanţului energetic al aparatului.

Principalele tipuri de echipamente energetice

3.3

47

CAZANE RECUPERATOARE

În literatura de specialitate, cazanele recuperatoare sunt definite în diferite feluri, în funcţie de natura resursei energetice recuperabile valorificate pentru producerea căldurii. Dacă resursa energetică valorificată este una combustibilă, cazanele recuperatoare nu se deosebesc de cele convenţ ionale, care consumă combustibili fosili solizi, lichizi şi gazoşi. Bilanţul energetic al acestora este în principiu identic. Dacă resursa energetică recuperată este una termică, sub forma gazelor de ardere sau de proces, atunci cazanul recuperator nu este dotat cu instalaţie de ardere. Această categorie de cazane recuperatoare sunt în marea lor majoritate agregate alcătuite din una sau mai multe suprafeţe de schimb de că ldură, înseriate pe partea ambilor agenţi termici. Ele se calculează şi se comportă ca un ansamblu alcătuit din mai multe schimbătoare de căldură înseriate. Cazanele recuperatoare mixte, care valorifică potenţialul unei resurse energetice secundare termice dar sunt dotate şi cu instalaţii de ardere suplimentară, care nu intervine decât în anumite situaţii, se vor comporta în mod diferit în cele două situaţii. Astfel, în absenţ a arderii suplimentare ele vor fi simple schimbătoare de căldură. În cazul arderii suplimentare, ele se vor comporta la fel ca şi cazanele convenţionale care consumă acelaşi tip de combustibil. Diferenţele importante între aceste cazane recuperatoare şi cazanele convenţionale sunt de natură constructivă. Sub aspectul bilanţului termic, diferenţa este determinat ă doar de natura comburantului (oxigen existent în exces în gazele de ardere sau de proces sau oxigen aflat în compoziţia aerului introdus special în acest scop). 3.4

CAZANE ENERGETICE CONVENŢIONALE DE ABUR ŞI APĂ FIERBINTE

Cazanele convenţ ionale sunt cele care consumă combustibili gazoşi, lichizi sau solizi, fiind deci dotate cu un focar şi cu celelalte instala ţii necesare pentru prepararea combustibilului şi aerului de ardere, ardere şi evacuarea tuturor produselor rezultate în urma arderii. Principalul produs al arderii, gazele de ardere, constituie agentul termic primar care cedează o mare parte din căldura lor sensibilă agentului termic secundar, care este după caz apa sau aburul. Transferul de căldură are loc prin intermediul mai multor suprafeţe de schimb de căldură înseriate. Agregatul are în componenţa sa două mari subsisteme : ·

circuitul apă - abur (traseul fluidului de lucru);

·

circuitul aer - combustibil - gaze de ardere (traseul agentului termic primar).

Performanţele energetice ale unui cazan de abur sau de apă fierbinte sunt determinate de cel de-al doilea circuit, deoarece aici au loc fenomenele care influenţează semnificativ principalele pierderi de energie. Concepţia şi funcţionarea circuitului combustibil - aer - gaze de ardere are deci o influenţă

48

Bilanţuri termoenergetice

determinantă asupra randamentului energetic al oricărui cazan. Acesta, notat cu h, este definit cu ajutorul expresiei Q1 = h*QC, unde QC reprezintă consumul de energie primară (cantitatea de căldură conţinută de combustibilul consumat sub formă de putere calorifică) iar Q 1 reprezintă cantitatea de căldură utilă , preluată sub formă de căldură sensibilă şi/sau latentă de către debitul de abur sau apă fierbinte produs de cazan. Un cazan energetic poate prezenta şase categorii de pierderi energetice legate de traseul combustibil - aer - gaze de ardere şi anume : · pierderi prin căldura sensibilă a gazelor de ardere evacuate din cazan Q 2; ·

pierderi datorate imperfecţiunii reacţiei de ardere a combustibilului Q 3, al cărui efect constă în reducerea căldurii dezvoltate prin ardere şi a căror mărime este proporţională cu concentraţia şi cu puterea calorifică a unora dintre componentele amestecului de gaze de ardere (CO, H 2, CH4, etc);

·

·

pierderi asociate particulelor de combustibil solid sau lichid nearse sau arse incomplect Q4, care fie au căzut în pâlnia focarului şi au fost evacuate împreună cu zgura, fie s-au lipit de suprafeţele de schimb de căldură, fie au fost antrenate de gazele de ardere evacuate din cazan; pierderi de căldură prin pereţi în mediul ambiant Q 5;

·

pierderi prin căldura sensibilă a zgurii şi cenuşii evacuate din cazan Q 6.

Singura pierdere de căldură asociată circuitului apă - abur este pierderea prin că ldura sensibilă a purjei Qpj. Trebuie precizat faptul că nu toate cazanele de abur se purjează. Bilanţul energetic al cazanului poate fi deci exprimat prin relaţia : QC = Q1 + Q2 + Q3 + Q4 + Q5 + Q6 + Qpj

(3.11)

Dacă termenul principal Q1 include şi cantitatea de căldură conţinută de purja cazanului, el este considerat efectul util brut iar randamentul calculat cu relatia h = Q1/QC este numit randament brut. Dacă suma pierderilor include şi căldura conţ inută de purja cazanului, randamentul energetic al cazanului este considerat net. Termenul Qpj este de obicei puţ in semnificativ, mărimea sa fiind mai mică decât eroarea admisibilă de întocmire a bilanţului. Din acest motiv, el este neglijat în cele mai multe cazuri. Comportarea cazanelor energetice convenţionale în alte regimuri de funcţionare decât acela de proiect sau de dimensionare depinde de tipul şi caracteristicile tehnice ale cazanului, de natura şi calitatea energiei primare (compoziţia, puterea calorifică şi structura combustibililor consumaţi simultan) dar şi de modul în care agregatul este exploatat, mai precis de calificarea operatorului şi nu în ultimul rând de calitatea şi sensibilitatea sistemului de comandă şi reglare. Comportarea agregatului de cazan la sarcini nemominale sub aspectul performanţei energetice este exprimată prin variaţia randamentului energetic al cazanului cu sarcina sa utilă. Caracteristica energetică a unui cazan de abur sau de apă fierbinte,

Principalele tipuri de echipamente energetice

49

exprimată în mărimi absolute, este o funcţie de forma Q C = f(Q1) = Q0 + w*Q1, coeficienţii Q 0 şi w depinzând de natura, calitatea şi structura combustibilor consumaţi, de concepţia constructivă , de starea tehnică şi de calitatea exploatării cazanului în timpul măsurătorilor efectuate în scopul întocmirii bilanţului energetic. Caracteristica energetică a cazanelor poate fi exprimat ă şi în mărimi relative, expresia ei analitică pentru fiecare dintre segmentele care o alcătuiesc este următoarea : (3.12) z = q + x*(1 - q) max unde z = QC/QC este consumul relativ de energie primară iar x = Q 1/Q1 este max sarcina utilă relativă a cazanului. Consumul relativ de mers în gol q = Q 0/QC = zmin corespunde situaţiei teoretice în care debitul de abur sau de apă fierbinte este egal cu zero. Pentru domeniul de sarcină utilă corespunzător unui singur segment aflat în alcătuirea caracteristicii energetice, variaţia randamentului cazanului în funcţie de sarcina sa utilă relativă x poate fi exprimată cu ajutorul relaţiei : (3.13) h = Q1/QC max

hmax = Q1max/QCmax

(3.14)

h = hmax*x/((q + x*(1 - q)).

(3.15)

Trebuie precizat faptul că, în cele mai multe cazuri, caracteristica energetică determinat ă cu ajutorul valorilor obţinute prin măsură tori în intervalul cuprins între încărcarea maximă şi minimul tehnic, este formată dintr-un singur segment de dreaptă. Consumul relativ de mers în gol q poate fi cuprins între 0 şi 0,1 valoarea sa fiind sensibilă la calitatea reglajul sarcinii, în special a raportului aer - combustibil, care determină practic alura caracteristicii energetice şi deci performanţele tehnice ale cazanului. Aceste concluzii sunt valabile şi pentru cazanele de apă fierbinte, a căror caracteristică energetică este alcă tuită în general din două segmente de dreaptă. Acest fapt se datorează în special lărgimii mai mari a domeniului de funcţionare. Ele sunt concepute în aşa fel încât randamentul lor energetic să fie maxim la o sarcină parţială. 3.5

TURBINE CU ABUR

Principial, turbinele energetice cu abur sunt de două feluri, axiale şi radiale. În centralele electrice de termoficare proprii ale întreprinderilor industriale pot fi întâlnite în special turbine cu abur de tip axial, fie cu condensaţie pură, fie cu condensaţie şi una sau două prize reglabile, fie cu contrapresiune şi una sau două prize reglabile. Indiferent de tipul turbinelor axiale instalate în CET-urile proprii, toate aceste maşini au în comun domeniul limitat superior al puterii electrice nominale, care nu depăşeşte 12 MW. În cele mai multe cazuri, turbinele cu abur în cauză funcţionează la turaţie constantă şi antrenează un generator electric sincron.

50

Bilanţuri termoenergetice

Randamentul intern al oricărei turbine cu abur este determinat de pierderile de energie principale şi secundare ale treptei sau grupului de trepte. Pierderile de energie principale (în ajutaje, în palete şi prin energia cinetică reziduală) depind în bloc de debitul volumetric de abur prin turbină şi de căderea disponibilă de entalpie. Pierderile de energie secundare (prin frecări şi ventilaţie, scăpă ri interne de abur şi umiditate) se pot considera independente de sarcină în valoare absolută. În valoare relativă, ele cresc prin urmare hiperbolic cu scăderea debitului masic de abur admis. Dacă se defineşte un corp convenţ ional de turbină cu abur ca fiind alcătuit dintr-o treaptă de reglare şi un grup de trepte de presiune nereglate, atunci se poate considera că orice turbină cu abur, cu condensa ţie sau cu contrapresiune, cu sau fără prize reglabile de termoficare, este alcătuită dintr-unul sau mai multe corpuri convenţ ionale. Puterea electrică produsă la bornele generatorului antrenat de către un corp convenţional de turbină cu abur, luând în considerare randamentul intern al treptei de reglare hiR, randamentul intern al grupului de trepte nereglare h iP, randamentul mecanic hm şi randamentul generatorului electric h g, este dată de relaţia : (3.16) P = hm*hg*S D*(HTR*hiR + HTP*hiP) În relaţia de mai sus, D este debitul de intrare în corpul de turbină convenţional, HTR este căderea disponibilă (teoretică) de entalpie pe treapta de reglare iar H TP este căderea disponibilă (teoretică) de entalpie pe grupul treptelor de presiune nereglate. Atât la sarcina de calcul (nominală), cât şi la sarcinile nenominale, randamentul intern al corpului de turbină convenţ ional rezultă prin însumarea ponderată a efectelor treptei de reglare şi grupului treptelor nereglate. Randamentul intern al întregii turbine se determină prin însumarea efectelor fiecărui corp convenţional. Performanţele turbogeneratorului la funcţionarea în regim nominal şi nenominal sunt influenţate de următorii factori : ·

debitele de abur extrase din turbină prin prizele reglabile şi regenerative;

·

modul de reglare a prizelor reglabile;

·

modul de reglare a sarcinii turbinei cu abur;

·

parametrii iniţiali şi finali ai aburului;

·

factorul de recuperare datorat deplasării destinderii în sensul creşterii entropiei.

Caracteristica energetică putere termica intrată în ciclu (la cazanul de abur) putere electrică la borne are o alură net lineară ş i caracterizează procesul de conversie termoelectrică în întregime dar global, fără posibilitatea separării efectelor fiecăruia dintre factorii de influenţă. Acest tip de caracteristică este potrivit legăturii de tip bloc între un cazan şi o turbină. Pentru turbinele de abur alimentate dintr -o bară colectoare comună pe care debitează mai multe cazane de abur, indiferent de tipul lor (cu condensaţie pură, cu condensaţie şi una sau mai

Principalele tipuri de echipamente energetice

51

multe prize reglabile, cu contrapresiune şi una sau mai multe prize reglabile, etc), este recomandabilă caracteristica energetică de tipul debit abur - putere la borne. Acest tip de caracteristică nu mai are din păcate o alură net lineară. Pierderile de energie mecanică asociate maşinii (DPmg), exprimate prin produsul între randamentul mecanic şi randamentul generatorului electric sunt mai greu de determinat prin măsură tori. Prelucrarea statistică a caracteristicilor turbinelor cu abur cu condensa ţie a condus la stabilirea unei legături între puterea unitară nominală la borne şi randamentele turbogeneratorului. Astfel, pentru 5 < P n < 100 MW randamentul mecanic în regim nominal hmn şi randamentul generatorului electric în regim nominal hgn se estimează cu relatiile : (3.17) hmn = 0,965 + 0,025*x - 0,005*x2 hgn = 0,935 + 0,045*x - 0,01*x2

(3.18)

unde x = lg(Pn). În lipsa unor date mai precise, recomandate de furnizorul sau de constructorul echipamentelor, pierderile respective pot fi estimate cu ajutorul acestor relaţii. Turbinele de condensaţ ie sunt caracterizate prin parametrii ai aburului intrat în turbină şi cei ai aburului eşapat din turbină la condensator. Turbinele de termoficare sunt caracterizate prin parametrii aburului intrat în turbină, ai aburului extras la priza reglabilă sau contrapresiune ş i ai aburului eşapat din corpul de condensaţie al unei turbine cu condensaţie şi priză sau prize reglabile. Capacitatea unei turbine de termoficare poate fi exprimată prin puterea electrică maximă la borne într-un anumit regim de funcţionare şi prin sarcina termică maximă sau debitul maxim de abur extras la priza reglabilă sau eşapat dintr-o turbină cu contrapresiune. Turbinele de termoficare de capacitate medie sau mică potrivite pentru CET având schema termică cu bare colectoare sau de ajutor, fără supraâncălzire intermediar ă, au parametrii iniţiali ai aburului viu 140 bar şi 540 °C, 90 bar şi 510 °C, 40 bar şi 450 °C. 3.6

TURBINE CU GAZE

O instalaţ ie de turbină cu gaze se compune din compresorul de aer, camera de ardere şi turbina propriu-zis ă. Cele trei componente formează un ansamblu conceput şi furnizat ca atare. Parametrii de funcţionare care determină eficienţa energetică a unei ITG sunt raportul de comprimare, temperatura maximă a gazelor de ardere (la intrarea în turbină) şi turaţ ia. Acestora li se poate adăuga existenţa sau inexistenţa preâncălzirii regenerative a aerului comprimat (recuperarea internă de căldură). Bilanţul energetic al unei ITG este exprimat prin relaţia : QB = PE + QGE + DP + DQ

(3.19)

52

Bilanţuri termoenergetice

În relaţia de mai sus, Q B reprezintă puterea sau energia intrată în ciclu cu combustibilul sub forma puterii sale calorifice inferioare sau superioare, P E reprezintă puterea sau energia electrică produsă la bornele generatorului, Q GE reprezintă cantitatea de căldură preluată de gazele de ardere eşapate din turbină, DP reprezintă pierderile de putere sau de energie mecanică iar DQ reprezintă pierderile directe de căldură ale agregatului. Randamentul energetic al ITG, care este în acelaşi timp şi randamentul de producere al energiei electrice la borne, se defineşte prin relaţia h = PE/QB. Există două moduri fundamentale de reglare a sarcinii electrice a ITG, care pot fi combinate sau practicate separat : a. modificarea debitului de combustibil la camera de ardere în condiţiile în care debitul de aer aspirat de compresor este determinat numai de temperatura aerului; b. modificarea concomitentă şi corelată a debitului de combustibil şi a debitului de aer în scopul realizării unei anumite sarcini utile şi obţinerii unei anumite temperaturi a gazelor eşapate din turbină. Termenii bilanţului energetic al ITG se pot calcula sau măsura. Pentru a calcula puterea produsă la borne în fucţie de debitul de combustibil sunt necesare valoarile efective ale exponenţilor adiabatici în funcţie de temperaturile şi presiunile la intrare şi la ieşire a gazelor comprimate sau destinse, valorile randamentelor interne ale CA şi TG, randamentul sau pierderile de putere mecanice, randamentul sau pierderile de putere ale generatorului electric şi pierderile directe de căldură ale agregatului. În cazul instalaţiilor existente, o parte din mărimi se pot măsura direct (Q B, PE) iar celelalte se pot calcula pe baza datelor măsurate. DP este singurul termen care nu se poate măsura direct şi nici nu se poate calcula pe baza datelor obţinute din măsurători decât în cazul dotării agregatului cu aparatură specială suplimentară de măsură. Acest termen se estimează pe seama caracteristicilor stabilite de constructor, conţinute în documentaţia de însoţire a furniturii. Comportarea ITG la sarcini nenominale poate fi exprimată analitic sau grafic cu ajutorul caracteristicilor energetice. Una dintre variantele caracteristicii energetice a ITG constă din relaţia : (3.20) h = f(xP) = xP/(a + b*xP) unde h este randamentul electric brut, x P este sarcina electrică relativă la borne iar a şi b sunt constante numerice corelate astfel încât a + b = 1. Valoarea constantelor este în special determinată de modul de reglare a sarcinii electrice. În principiu, a = 0,15 - 0,3.

Principalele tipuri de echipamente energetice

3.7

53

MOTOARE CU ARDERE INTERNĂ

Motoarele cu ardere internă (MAI) avute în vedere în acest paragraf sunt cele utilizate pentru antrenarea unor maşini consumatoare de lucru mecanic (pompe, ventilatoare, compresoare, generatoare electrice, etc). Motoarele cu ardere internă pentru tracţiune nu fac obiectul cursului de faţă. MAI existente pe pia ţă prezintă o mare diversitate sub aspectul capacităţii (puterii instalate), ciclului termic (doi timpi sau patru timpi), performanţelor (exces de aer, supraalimentare, etc). În ciuda diferenţele existente între diversele tipuri de motoare cu ardere internă, bilanţul energetic al oricărui MAI este exprimat prin relaţia : (3.21) QB = PE + QGE + QRT + DP + DQ În relaţia de mai sus, Q B reprezintă puterea sau energia intrată în ciclu cu combustibilul sub forma puterii sale calorifice inferioare sau superioare, P E reprezintă puterea sau energia utilă (puterea sau energia electrică produsă la bornele generatorului antrenat, puterea la cuplajul între motor ş i maşina antrenată, etc), QGE reprezintă cantitatea de căldură preluată de gazele de ardere eşapate din motor, QRT reprezintă cantitatea de căldură preluată de către apa de răcire tehnologică, DP reprezintă pierderile de putere sau de energie mecanică iar DQ reprezintă pierderile de căldură ale agregatului. Randamentul energetic al MAI, care este în acelaşi timp şi randamentul de producere al energiei electrice la borne, se defineşte prin relaţia h = PE/QB. Termenii bilanţului energetic al MAI se pot calcula sau măsura. Pentru a calcula puterea produsă la borne în fucţie de debitul de combustibil sunt necesare valoarile efective ale exponenţilor adiabatici în funcţie de temperaturile şi presiunile la intrare şi la ieşire a gazelor care evoluează în cilindru, toate punctele caracteristice ale ciclului, randamentul sau pierderile de putere mecanice, randamentul sau pierderile de putere ale generatorului electric şi pierderile directe de căldură ale agregatului. Estimarea prin calcul a termenilor bilanţului este mult mai dificilă în cazul MAI decât în cazul ITG. În cazul instalaţiilor existente, o parte din mărimi se pot măsura direct (QB, P E) iar celelalte se pot calcula pe baza datelor mă surate. DP este singurul termen care nu se poate măsura direct ş i nici nu se poate calcula pe baza datelor obţinute din măsurători decât în cazul dotă rii agregatului cu aparatură specială suplimentară de măsură. Acest termen se estimează pe seama caracteristicilor stabilite de constructor, conţinute în documentaţia de însoţire a furniturii. Modul în care se repartizează că ldura intrat ă cu combustibilul între termenii care ies din conturul de bilanţ este influenţat de caracteristicile tehnice ale MAI (numărul de timpi ai ciclului termic, volatilitatea combustibilului, presiunea aerului aspirat în motor, modul de antrenare a suflantei care asigură supraalimentarea, etc).

54

3.8

Bilanţuri termoenergetice

INSTALAŢII FRIGORIFICE ŞI POMPE DE CĂLDURĂ

Instalaţiile bazate pe ciclul termodinamic invers prezintă la răndul lor o mare diversitate. Pentru cele la care comprimarea este asigurată mecanic, bilanţul energetic este exprimat prin relaţia : QSC = QSR + PCP

(3.22)

în care QSC reprezintă puterea sau energia ieşită la sursa caldă a instalaţiei, Q SR reprezintă puterea sau energia intrată la sursa rece a instalaţiei iar P CP puterea utilă preluată de către agentul frigorific în compresor. Instalaţiile cu absorbţieconsumă atât energie termică cât şi energie mecanică. Bilanţul lor energetic este exprimat prin relaţia : (3.23) QSC = QSR + PP + Q0 În relaţia de mai sus Q0 reprezintă consumul de căldură al instalaţiei iar P P este consumul de energie mecanică pentru pomparea agentului frigorific. 3.9

ACUMULATOARE DE CĂLDURĂ

Acumulatoarele de căldură utilizează ca agent de stocare apa sub presiune şi o serie de substanţe organice şi anorganice acumulatoare sub formă de căldură sensibilă sau/şi latentă (sodă caustică, uleiuri termice, metale, amestecuri eutectice de săruri topite, etc). Bilanţul energetic al oricărei instalaţii care asigură acumularea organizată de energie reflectă gradul în care energia introdusă este restituit ă. Indicatorul de performanţă energetică al unui astfel de acumulator este deci randamentul de restituţie, definit ca raportul între energia extrasă la descărcarea acumulatorului şi energia introdusă la încărcarea lui. Bilanţul energetic al unui acumulator este exprimat prin relaţia : (3.24) QI = QE + DQ QI reprezintă cantitatea de energie intrată, Q E reprezintă cantitatea de energie ieşită iar DQ sunt pierderile energetice ale acumulatorului pe durata unui ciclu încărcaredescărcare. Randamentul de restituţie se calculează cu relaţia h = QE / QI. Trebuie subliniat faptul că în procesul de acumulare a căldurii, pe lângă pierderile de energie termică are loc şi o degradare exergetică a căldurii înmagazinate, care se exprimă prin reducerea nivelului ei termic. În practica industrială se întâlnesc mai ales acumulatoarele cu apă sub presiune, care sunt de două feluri : a. cu apă sub presiune la saturaţie (tip Ruths); b. cu apă sub presiune subrăcită.

4.

PRINCIPALELE TIPURI DE INSTALAŢII APARŢINÂND CATEGORIEI CONSUMATORILOR FINALI DE ENERGIE CU SPECIFIC TERMOENERGETIC

4.1

INSTALAŢII INDUSTRIALE PENTRU CONCENTRAREA SOLUŢIILOR DE SUBSTANŢE SOLIDE DIZOLVATE ÎN LICHIDE Concentrarea termică (prin vaporizare) a unor soluţii de substanţe solide dizolvate în lichide constă în aducerea lor în stare de fierbere şi evaporarea unei păr ţi din solvent, care se îndepărtează. Ceea ce rămâne constitue o soluţie în care concentraţia substanţei dizolvate este mai mare decât în soluţia supusă vaporizării. Bilanţul de masă al aparatului specializat (vaporizator) în care are loc operaţia de concentrare prin vaporizare se exprimă prin relaţiile : G1*b1 = G2*b2 = Gsd

(4.1)

G 1 = G2 + W

(4.2)

unde G1 este cantitatea de soluţie diluată, b 1 concentraţia sa masică, G2 este cantitatea de soluţie concentrată, b2 concentraţia sa masică, W este cantitatea de vapori secundari (vapori de solvent degajaţi din soluţie) iar G sd este cantitatea de substanţă dizolvată. Necesarul de căldură al operaţiei şi deci şi al aparatului de concentrare prin vaporizare este dat de relaţia : Q = G2*i2 + (G1- G2)*i" - G1*i1 + DQ + DQam

(4.3)

unde i1 este entalpia soluţiei diluate, i2 este entalpia soluţiei concentrate, i" este entalpia vaporilor solventului eliminaţi din soluţie în timpul fierberii, DQ reprezintă pierderile directe de căldură ale aparatului iar DQam reprezintă efectul varia ţiei căldurii de amestec ca urmare a variaţiei concentraţiei soluţiei în aparatul de vaporizare. Datorită mă rimii foarte mici a acestui ultim termen în comparaţie cu ceilalţi şi a dificultăţii determinării lui exacte, în cele mai multe cazuri el se neglijează. Entalpiile i1 şi i2 depind de temperaturile t1 şi t2 şi de compoziţia soluţiilor în cele două stări (diluată şi concentrată) iar i" depinde de presiunea atmosferei aflate deasupra lichidului din aparatul de vaporizare. Entalpiile soluţiei în stare lichidă se calculează cu relaţia : (4.4) i = cso*t unde t reprezintă temperatura soluţiei, exprimată în °C, iar căldura specifică la presiune constantă cso depinde de temperatura, presiunea şi de compoziţia soluţiei, exprimată prin concentraţia masică b :

56

Bilanţuri termoenergetice

cso = (1- b)*csv + b*csd

(4.5)

csv fiind căldura specifică a solventului în stare pură iar c sd căldura specifică a substanţei dizolvate în stare pură la temperatura de lucru. Formula de calcul a căldurii specifice a soluţiei conduce la relaţia de recurenţă : (4.6) G1*c1 = G2*c2 + W*csv Necesarul de căldură al operaţ iei este asigurat prin alimentarea vaporizatorului cu un agent termic, care în marea majoritate a cazurilor este abur. Căldura consumată pentru operaţia de concentrare a soluţ iilor se regăseşte într-o foarte mare parte în entalpia vaporilor secundari. Debitul de vapori secundari şi conţinutul s ău de căldură constitue o resursă energetică secundară care poate fi valorificată tot în operaţia de concentrare prin vaporizare, prin fracţionarea operaţ iei în mai multe aparate înseriate, vaporii secundari generaţi de corpul precedent fiind utilizati ca agent termic primar pentru corpul următor. Mai multe aparate de vaporizare înseriate alcătuiesc o linie de vaporizare. În practică, numărul de aparate înseriate este de obicei cuprins între trei şi şase. Pentru o mai bună valorificare a căldurii intrate cu vaporii primari, o parte din vaporii secundari prelevaţi între corpuri sunt utilizaţi pentru preâncă lzirea soluţiei diluate. O altă soluţie de valorificare a conţinutului de că ldură al vaporilor secundari constă în comprimarea lor mecanică sau prin ejecţie şi utilizarea lor ca agent termic primar pentru acelaşi aparat de vaporizare din care provin. 4.2

INSTALAŢII DE USCARE INDUSTRIALE

Uscarea artificială este un procedeu mult mai rapid decât uscarea naturală, fiind rezultatul intensificării procesului de eliminare a umidităţii din material. O instalaţie de uscare convenţ ională se compune dintr-o incintă unde are loc uscarea propriu-zisă şi o serie de anexe care asigură circulaţia şi eventual încălzirea agentului de uscare, alimentarea cu energie de orice fel, evacuarea agentului de uscare purtător de umiditate, etc. Sursa de căldură a instalaţiei poate să fie exterioar ă sau interioară în raport cu materialul umed. În cazul surselor exterioare, căldur ă se transmite materialului prin convecţie, conducţie sau radiaţie. În cazul surselor interne, un procedeu frecvent folosit este încălzirea dielectrică . Natura sursei şi modul de transmitere a căldurii influenţează concepţia instalaţiei de uscare şi consumul specific de energie realizat de aceasta. Instalaţiile de uscare industriale urmăresc să asigure simultan atât calitatea cerută materialului uscat cât şi o eficienţă energetică cât mai mare. Comportarea materialelor în timpul uscării este diferită, în acest sens deosebindu-se două categorii de materiale. Materialele cu structură organizată în reţele cristaline, de natură anorganică, în care legăturile umidităţii cu materialul sunt slabe, prezintă valori reduse ale umidităţii de echilibru, migrarea umidităţii prin interiorul lor având loc sub acţiunea forţelor de greutate şi de tensiune superficială. Ponderea zonei de uscare cu viteză constantă este predominantă iar intensitatea

Principalele tipuri de echipamente energetice

57

procesului depinde doar de intensitatea transferului de căldură. Materialele cu structură fibroasă, poroas ă, gelatinoasă, de natură organică, în care legătura umidităţii cu materialul este puternică , prezintă valori ridicate ale umidităţii de echilibru, migrarea umidităţii prin interiorul lor având loc prin difuzie. Ponderea zonei de uscare cu viteză constantă este mult mai mică sau aceasta lipseşte complect. În cazul forţării unei viteze de uscare prea mari, diferenţa între umiditatea straturilor superficiale şi umiditatea miezului poate provoca deteriorarea ireversibilă prin crăpare, răsucire, exfoliere. De aceea, viteza de uscare a acestor materiale este limitată iar intensitatea transferului de căldură nu trebuie să depăşească acest prag de suportabilitate. Bilanţul de masă al incintei de uscare este exprimat prin relaţia : G1 - G2 = w1G1 - w2G2 = L(x2 - x1) = DW

(4.7)

unde G1 reprezintă debitul de material umed, G 2 reprezintă debitul de material uscat, w1 este umiditatea relativă a materialului la intrarea în uscător, w 2 este umiditatea relativă a materialului la ieş irea din uscător, L este debitul de aer uscat, x1 este umiditatea absolută a aerului la intrarea în uscător, x 2 este umiditatea absolută a aerului la ieşirea din uscător iar DW este cantitatea de umiditate evacuată din material. Bilanţul energetic al incintei de uscare permite determinarea necesarului de căldură pentru uscarea materialului : Q = Qmat + Qvap + Qaer + Qtra + Qp Qmat = G2cm(q2-q1)

(4.8) (4.9)

Qvap = L(x2 - x1)(r + cvt2 - cwq1)

(4.10)

Qaer = L(t2 - t1)(ca + x1cv)

(4.11)

Qtra = Gtractra(qt2 - qt1)

(4.12)

Componentele necesarului de căldură pentru uscare sunt: ·

căldura preluată de material Qmat;

·

căldura preluată de umiditatea evacuată din material Q vap;

·

căldura preluată de agentul de uscare Qaer;

·

căldura preluată de instalaţia de transport a materialului prin uscător Q tra;

·

căldura pierdută în mediul înconjurător Qp.

Mărimile care intră în componenţa relaţiilor de mai sus au următoarele semnificaţii: q 2 este temperatura materialului la ieşirea din uscător, q1 este temperatura sa la intrarea în uscător, cm este căldura specifică a materialului ieşit din uscător, qt2 este temperatura instalaţiei de transport la ieşirea din uscător, qt1 este temperatura ei la intrarea în uscă tor, ctra este că ldura specifică a instalaţ iei de transport, t 2 este temperatura aerului la ieşirea din uscător, t 1 temperatura sa la intrarea în uscător, c a este căldura specifică a aerului uscat, c v este căldura specifică

58

Bilanţuri termoenergetice

a vaporilor de apă iar cw este căldura specifică a umidităţii în stare lichidă. Mărimea necesarului de căldură al operaţiei este dată în cele mai multe cazuri de doi dintre cei cinci termeni, care se regăsesc sub forma conţinutului de căldură al debitului de agent de uscare care iese din incintă. Aceşti doi termeni sunt Q vap şi Qaer. Dacă primul este proporţional cu cantitatea de umiditate care trebuie evacuată, al doilea este proporţional cu debitul specific de aer. Mărimea debitului specific de aer depinde de natura materialului, de regimul de temperatură din incintă şi de tipul instalaţiei de uscare. Q aer poate fi considerată cea mai importantă pierdere de energie asociată operaţiei de uscare. Căldura preluată de aerul de uscare poate fi doar redusă dar nu anulată, deoarece anularea ei ar însemna eliminarea vectorului care transportă în exterior umiditatea evacuat ă din material. Eficienţa energetică a opera ţiei de uscare depinde în primul rând de ponderea acestui termen. În al doilea rând, ea depinde de posibilitatea tehnică şi de rentabilitatea economică a recuper ării căldurii sensibile şi latente conţinute de aerul umed care părăseşte incinta de uscare. 4.3

REACTOARE CHIMICE ŞI ÎNCĂLZITOARE

Categoria reactoarelor chimice, a încălzitoarelor şi a altor echipamente şi agregate similare acestora este una foarte largă, în care sunt cuprinse elemente care se caracterizează în special prin diversitate. Materiile prime şi materialele care sunt încălzite prezintă la rândul o mare diversitate. Din acest motiv, tratarea întregii categorii se limitează la generalităţi. Forma de energie utilizată de această categorie de echipamente pentru procesele de încălzire poate fi energia electrică, energia termică provenind din exterior şi introdusă în interior prin intermediul unui agent termic sau energia termică generată în interior ca urmare a unor reacţii chimice exotermice. Printre termenii bilanţului energetic al încălzitoarelor şi reactoarelor se evidenţiază efectele exo sau endotermice, căldurile latente de schimbare a stării de apariţie, precum şi alţi asemenea termeni asociaţi materiilor prime sau materialelor conţinute în încărcătură. 4.4

CUPTOARE CU COMBUSTIBIL

Bilanţul energetic al unui cuptor cu combustibil este asemănător din multe puncte de vedere bilanţului unui cazan care funcţionează pe acelaşi tip de combustibil. În multe cazuri, bilanţul energetic al cuptorului este mai complicat, deoarece pierderile de energie la un astfel de agregat sunt mai numeroase şi mai diversificate. Astfel, la cele cinci categorii de pierderi specifice cazanelor energetice se adaugă unele specifice doar cuptoarelor. Din această ultimă categorie fac parte pierderile de căldură şi/sau de gaze de ardere (în cazul suprapresiunii în incinta cuptorului) prin orificii, guri de vizitare ş i uşi de încărcare-descărcare, pierderile de căldură cu apa de răcire, pierderile prin acumulare proprii activităţilor discontinue, etc.

5.

EXEMPLE ŞI STUDII DE CAZ

5.1

BILANŢUL ENERGETIC AL UNUI SCHIMBĂTOR DE CĂLDURĂ ABUR-APĂ Schimbătorul de căldur ă abur-apă este de tip orizontal, în contracurent, cu o suprafaţă de schimb de căldură S = 17,94 m2. Apa circulă prin ţevi, iar aburul condensează în spaţiul dintre ţevi; la ieşirea din aparat se evacuează condensat la saturaţie. Schimbătorul de căldur ă, de tip D55-OL-2 este alimentat cu abur de la centrala termică a întreprinderii şi asigură prepararea agentului termic pentru încălzirea incintelor în sezonul rece şi alimentarea cu căldură a unor consumatori în tot timpul anului. Datele de construcţie ale schimbătorului sunt: ·

numărul de tronsoane, n1=2;

·

numărul de ţevi pe tronson, n=55;

·

diametrul interior şi exterior al ţevii, di=16 mm, de=21 mm;

·

diametrul interior al mantalei, Di=257 mm;

·

grosimea peretelui mantalei, δm=8 mm;

·

lungimea unui tronson, l=3 m.

Fiecare tronson al schimbătorului este de construcţie semielastică. Conturul de bilanţ cuprinde schimbătorul de căldură cu intrările şi ieşirile clor doi agenţi termici. Mărimile măsurate în vederea determinării elementelor bilanţului termic sunt prezentate în tabelul 5.1. Tabelul 5.1 Mărimi măsurate în vederea întocmirii bilanţului Nr. 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10.

Mărimea Debitul de abur Temperatura aburului Presiunea aburului Temperatura condensatului Presiunea condensatului Debitul de apă Temperatura apei la intrare Presiunea apei la intrare Temperatura apei la ieşire Presiunea apei la ieşire

Simbol G1 t´1 p´1 t´´1 p´´1 G2 t´2 p´2 t´´2 p´´2

U. M. kg/s ºC bar ºC bar kg/s ºC bar ºC bar

Valoare 1,04 175 6 158 5,9 18,55 42 69 4 3,87

Pe baza mărimilor măsurate, în tabelul 5.2 este prezentat modul de calcul al mărimilor intermediare şi al elementelor bilanţului termic al aparatului.

60

Bilanţuri termoenergetice

Tabelul 5.2 Mărimi intermediare calculate şi termenii bilanţului termic al aparatului Nr.

Mărimea

Simbol

U. M.

1.

Entalpia aburului

i´1

kJ/kg

2.

Entalpia condensatului

i´´1

kJ/kg

3.

Entalpia apei la intrare

i´2

kJ/kg

4.

Entalpia apei la ieşire

i´´2

kJ/kg

5. 6. 7.

Debitul de căldură cedat Debitul de căldură primit Debitul de căldură pierdut în mediul ambiant Coeficientul de reţinere a căldurii

Q1 Q2 Qp

KJ/s KJ/s KJ/s

ηr

%

8.

5.2

Mod de determinare tabele abur, i´1=f(t´1, p´1) tabele abur, i´´1=f(t´´1, p´´1) tabele abur, i´2=f(t´2, p´2) tabele abur, i´´2=f(t´´2, p´´2) Q1=G1(i´1- i´´1) Q2=G2(i´´2- i´2)

Valoare 2794 670 175 289

Qp=Q1-Q2

2209 2114,7 94,3

ηr=Q2/Q1

0,9574

SCHIMBĂTOR DE CĂLDURĂ APĂ-APĂ

Schimbătorul de căldură orizontal apă-apă, în contracurent, are suprafaţa de schimb de căldură S = 108,9 m2. Fluidul primar circulă prin ţevi, iar cel secundar în spaţiul dintre ţevi şi manta. Schimbătorul de căldură este de tip B-85-OL şi asigură prepararea agentului termic pentru încălzire spaţiilor, fiind montat într-un punct termic. Datele de construcţie ale schimbătorului sunt: ·

numărul de tronsoane, n1=6;

·

numărul de ţevi pe tronson, n=85;

·

diametrul interior şi exterior al ţevii, di=16 mm, de=21 mm;

·

diametrul interior al mantalei, Di=309 mm;

·

grosimea peretelui mantalei, δm=8 mm;

·

lungimea unui tronson, l=4 m;

·

secţiunea de trecere a fluidului prin ţevi, S1=0,0171 m2;

·

secţiunea de trecere a fluidului între ţevi, S2=0,0453 m2.

Conturul de bilanţ cuprinde schimbătorul de că ldură cu intrările şi ieşirile celor doi agenţi termici. Mărimile măsurate în vederea determinării elementelor bilanţului termic sunt prezentate în tabelul 5.3.

Exemple şi studii de caz

61

Tabelul 5.3 Mărimi măsurate în vederea întocmirii bilanţului Nr. 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7 .8. 9. 10.

Mărimea Debitul de apă fierbinte Temperatura agentului primar la intrare Presiunea agentului primar la intrare Temperatura agentului primar la ieşire Presiunea agentului primar la ieşire Debitul de apă rece Temperatura agentului secundar la intrare Presiunea agentului secundar la intrare Temperatura agentului secundar la ieşire Presiunea agentului secundar la ieşire

Simbol G1 t´1 p´1 t´´1 p´´1 G2 t´2 p´2 t´´2 p´´2

U. M. kg/s ºC bar ºC bar kg/s ºC bar ºC bar

Valoare 21 95 7,8 71 7,31 25,43 53 3,4 72 3,08

Pe baza mărimilor măsurate, în tabelul 5.4 este prezentat modul de calcul al mărimilor intermediare şi al elementelor bilanţului termic al aparatului. Tabelul 5.4 Mărimi intermediare şi elementele bilanţului termic al aparatului. Nr. 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8.

5.3

Mărimea Entalpia agentului primar intrare Entalpia agentului primar ieşire Entalpia agentului secundar intrare Entalpia agentului secundar ieşire Debitul de căldură cedat Debitul de căldură primit Debitul de căldură pierdut în mediul ambiant Coeficientul de reţinere căldurii

Simbol

U. M.

la

i´1

kJ/kg

la

i´´1

kJ/kg

la

i´2

kJ/kg

la

i´´2

kJ/kg

Q1 Q2 Qp

kJ/s kJ/s kJ/s

ηr

%

a

Mod de determinare tabele apă, i´1=f(t´1, p´1) tabele apă, i´´1=f(t´´1, p´´1) tabele apă, i´2=f(t´2, p´2) tabele apă, i´´2=f(t´´2, p´´2) Q1=G1(i´1- i´´1) Q2=G2(i´´2- i´2)

Valoare 398,2 297,6 222,1 301,58

Qp=Q1-Q2

2112,6 2021,1 91,43

ηr=Q2/Q1

0,9567

BILANŢUL ENERGETIC AL UNEI INSTALAŢII DE CONCENTRARE PRIN VAPORIZARE

Instala ţia de concentrare a laptelui este o instalaţie de vaporizare sub vid, în trei trepte. Temperatura de extragere (vaporizare) a apei din lapte este mai mică decât 100 ºC, laptele păstrându-şi nealterate toate calităţile. Instalaţia se compune din trei corpuri care funcţioneazǎ sub vid. Vidul este asigurat cu ajutorul unor ejectoare cu abur. Circulaţia prin linia de vaporizare se face în echicurent. Vaporii secundari rezultaţi din ultimul corp sunt evacuaţi într-un condensator.

62

Bilanţuri termoenergetice

Preîncălzirea laptelui se realizează în trei trepte, agentul termic folosit fiind aburul secundar format în treptele de vaporizare şi aburul primar. Agenţii termici utilizaţi în instalaţie sunt: ·

abur de 8-9 bar pentru încălzirea şi realizarea (menţinerea) vidului în corpurile de vaporizare;

·

apă de răcire pentru preluarea căldurii aburului secundar rezultat din corpul al treilea.

Procesul de fabricaţie fiind continuu, bilanţul se va întocmi pe unitatea de timp. Conturul de bilanţ în cazul instalaţiei de concentrare a laptelui are următoarele limite: ·

pe partea agentului termic zona cuprinsă între intrarea aburului şi a apei de răcire şi ieşirea condensatului şi a apei de răcire;

·

pe partea materiei prime zona cuprinsă între intrarea laptelui şi ieşirea concentratului.

Ecuaţia bilanţului material este: Dl + Dab = Dc + Dcd + De [kg/h]

(5.1)

unde Dl este cantitatea de lapte care intră în concentrator; Dab – consumul de abur; Dc – producţia de concentrat; Dcd – debitul de condensat evacuat; De – debitul de abur eşapat în atmosferă în amestec cu aerul. Ecuaţia bilanţului termoenergetic este: Ql + Qab + Qri = Qc + Qcd + Qre + Qe + Qd [kW]

(5.2)

unde Ql este debitul de căldură conţinut de lapte; Qab – debitul de căldură intrat cu aburul; Qri – debitul de căldură intrat cu apa de răcire; Qc – debitul de căldură ieşit cu concentratul; Qcd – debitul de căldură ieşit cu condensatul; Qre – debitul de căldură ieşit cu apa de răcire; Qe – debitul de căldură ieşit cu aburul eşapat; Qδ – pierderea de căldură în mediul ambiant. Pentru calculul componentelor bilanţului termoenergetic, se utilizează următoarele formule: (5.3) Ql = Dl tl (s c + w c ) [kW] l pl

l p

3600 100 unde: tl este temperatura iniţială a laptelui, ºC; wl – conţinutul de apă în lapte, %; sl – conţinutul de substanţă uscată în lapte, % (sl=100-wl); cpl – căldura specifică a substanţei uscate, kJ/(kg ºC); cp – căldura specifică a apei, kJ/(kg ºC). (5.4) Qab = Dabiab / 3600 [kW] unde: iab este entalpia aburului, în kJ/kg, determinată în funcţie de presiunea pab şi temperatura tab ale aburului.

Exemple şi studii de caz

63

Qri = Dr cp ti / 3600 [kW]

(5.5)

în care: Dr este debitul de apă de răcire, în kg/h; ti – temperatura apei de răcire la intrarea în condensator, în ºC. (5.6) Q = Dc tc (s c + w c ) [kW] c pl

c

p

c

3600 100 unde: tc este temperatura concentratului la ieşirea din instalaţia de concentrare, în ºC; sc – conţinutul de substanţă uscată în concentrat, în %; wc – conţinutul de apă în concentrat, în % (sc=100-wc). (5.7) D = D 100 - wl [kg/h] l

c

100 - w c

Q = D i / 3600 [kW] cd

(5.8)

cd cd

unde: icd este entalpia condensatului evacuat, în kJ/kg, determinată în funcţie de temperatura lui tcd. (5.9) Qrc = Dr cptc / 3600 [kW] în care: tc este temperatura apei de răcire la ieşirea din condensator, în ºC. Qe = Deivap / 3600 [kW]

(5.10)

unde: ivap este entalpia la saturaţie a vaporilor eşapaţi în atmosferă, în kJ/kg.

å

Qd =10-3 ai Si (tsi - t 0 ) [kW]

(5.11)

i

2

în care: αi [W/(m ºC)] este coeficientul de convecţie în mediul ambiant de la suprafaţa Si cu temperatura tsi [ºC]; t0 este temperatura mediului ambiant, în ºC. Mărimile măsurate în vederea calculării elementelor bilanţului material şi termoenergetic sunt prezentate în tabelul 5.5. Pe baza mă rimilor mă surate, în tabelele 5.6 şi 5.7 sunt prezentate mărimile intermediare calculate şi componentele bilanţului termoenergetic. Indicii energetici specific ai instalaţiei sunt: ·

consumul specific de abur: d = Dab = 1,8 [kg abur/kg concentrat] ab

Dc

(5.12)

64

Bilanţuri termoenergetice

Tabelul 5.5 Mărimi măsurate în vederea întocmirii bilanţului unei instalaţii de concentrare cu funcţionare continuă. Nr. 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11. 12. 13. 14. 15. 16.

Mărimea Debit lapte intrare Temperatură lapte intrare Conţinut apă în lapte Temperatură concentrat Conţinut apă în concentrat Presiune abur Temperatură abur Debit abur Debit apă răcire Temperatură apă răcire intrare Temperatură apă răcire ieşire Debit condensat Temperatură condensat Temperatură mediu ambiant Temperatură medie coloane de concentrare Suprafaţă coloane de concentrare

Simbol D t wl tc wc pab tab Dab Dr ti te Dcd tcd t0 ts S

U. M. kg/h ºC % ºC % bar ºC kg/h kg/h ºC ºC kg/h ºC ºC ºC m2

Valoare 6000 8 91,5 46 49 8 170 1800 50000 25 38 6450 40 20 50 390

Tabelul 5.6 Mărimi intermediare calculate în vederea întocmirii bilanţului instalaţiei de Nr. 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11.

Mărimea

concentrare prin vaporizare. Simbol U. M.

Căldură specifică substanţă uscată Căldură specifică apă Conţinut substanţă uscată în lapte Conţinut substanţă uscată în concentrat Debit concentrat Entalpie abur Entalpie condensat Debit abur eşapat Entalpie abur eşapat Cantitatea de apă extrasă din lapte prin concentrare Coeficient convecţie de la suprafaţa coloanelor la mediul ambiant

cpl cp sl

Mod de calcul tabele tabele 100-wl

sc

kJ/(kg K) kJ/(kg K) % %

Dc iab icd De ivap W

kg/h kJ/kg kJ/kg kg/h kJ/kg kg/h

(5.3.6) tabele cptcd (2.10) tabele

α

W/(m2

2,24 t s - t

K)

Valoare 2,51 4,18 8,5 51

100-wc

1000 2769 167,2 350 2675 5000

Dl-Dc 0

5,15

(5.14)

Exemple şi studii de caz

65

Tabelul 5.7 Bilanţul termoenergetic al instalaţiei de concentrare prin vaporizare cu funcţionare continuă. Denumire Ql Qab Qri Total intrat

·

Căldură intrată kW 53,84 1384,50 1451,39 2889,73

% 1,86 47,91 50,23 100,00

Denumire Qc Qcd Qre Qe Qδ Total ieşit Eroare

Căldură ieşită KW 42,53 299,57 2206,11 260,07 60,52 2868,53 21,2

consumul specific de căldură pe unitate de produs: qc = 3600Qab = 4982 [kJ/kg concentrat]

D ·

% 1,47 10,37 76,34 9,00 2,08 99,26 0,73

(5.13)

c

consumul specific de căldură pentru eliminarea 1 kg de apă din produs: qw =

3600Q

ab

W

= 996,84 [kJ/kg apă]

5.4

BILANŢUL TERMOENERGETIC AL UNUI REACTOR CHIMIC DE JOASĂ TEMPERATURĂ Reactorul de tip basculant, încălzit cu abur în manta, este utilizat în industria cosmetică. Reactorul are forma cilindrică cu manta dublă în care se introduce agentul de încălzire (aburul). Vasul interior est prevăzut cu un dispozitiv de agitare, în vederea omogenizării amestecului de materii prime introduse. Procesul tehnologic de elaborare a şarjei are următoarele faze : ·

umplerea vasului interior cu materii prime, în absenţa încălzirii;

·

încălzirea vasului interior şi a materiei prime pentru fierberea şi omogenizarea amestecului, care rezultă în stare lichidă. În finalul procesului de încălzire în reactor se mai introduce o cantitate de materie primă (grăsime) încălzită în exterior;

·

golirea aparatului şi pregătirea sa pentru şarja următoare.

Ecuaţia bilanţului termic al aparatului este:

Qab + Qm1 = Qm2 + Qvap + Qt + Qc + Qma + Qac [kJ/şarje]

(5.15)

unde: Qab este cantitatea de căldură introdusă cu aburul; Qm1, Qm2 – cantit ăţile de căldură introduse cu materiile prime, respectiv ieş ite cu produsul final; Qvap – cantitatea de căldură ieşită cu vaporii degajaţi din şarje în urma fierberii; Qt –

66

Bilanţuri termoenergetice

cantitatea de căldură necesară topirii materialelor solide; Qc – cantitatea de căldură ieşită cu condensatul; Qma – cantitatea de căldură pierdută în mediul ambiant; Qac – cantitatea de căldură acumulată în masa reactorului. Bilanţul a fost întocmit pentru o şarjă caracteristică. Valorile măsurate pentru materiile prime introduse, respectiv pentru produsul finit, sunt prezentate în tabelul 5.8. Tabelul 5.8 Materii prime introduse în reactor Nr.

Materia primă

1. 2. 3. 4. 5. 6.

Apă Material solid 1 Material solid 2 Material solid 3 Material lichid Produs finit

Cantitate, Gm kg 50 9 5 155 16 200

Căldură specifică, cp kJ/(kg ºC) 4,18 2,80 2,40 0,90 2,30 1,96

Căldură latentă de topire, rt kJ/kg 65 135 260 -

Temperatură de intrare, tm ºC 18 20 20 21 110 108

Rezultatele măsurărilor efectuate pentru întocmirea bilanţului sunt prezentate în tabelul 5.9. Se menţionează că , datorită faptului că din reactor se elimină o emulsie apă-abur şi nu condensat, a fost necesar să se măsoare titlul acestei emulsii utilizând calorimetru. Tabelul 5.9 Rezultatele măsurărilor Nr. 1. 2. 3. 4. 5.

6.

7. 8. 9. 10.

Mărimea Cantitatea de abur Presiunea aburului Temperatura aburului Titlul emulsiei apă-abur evacuată din reactor Temperatura suprafeţei reactorului: · fund · pereţi laterali Suprafaţa exterioară a reactorului: · fund · pereţi laterali Greutatea reactorului Temperatura iniţială a masei ractorului Temperatura mediului ambiant Durata şarjei

Simbol Gab pab tab x tp

U. M. Kg Bar ºC ºC

Valoare 110 2 12 0,25 70 112

2

S1

m

S2 Gr tri T0 Τ

m2 Kg ºC ºC Ore

0,56 1,5 250 22 26 1

Calculele de determinare a elementelor bilanţului termic sunt prezentate în tabelul 5.10, iar rezultatele sunt sintetizate în tabelul 5.11.

Exemple şi studii de caz

67

Tabelul 5.10 Calculul elementelor bilanţului termic Nr. 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11.

12. 13.

Mărimea Simbol Entalpia aburului iab Căldura introdusă cu aburul Qab Căldura introdusă cu materia Qm1 primă Căldura ieşită cu produsul finit Qm2 Căldura necesară topirii Qt materiilor prime Cantitatea de apă evaporată W din şarjă Căldura necesară vaporizării Qvap apei din şarje Entalpia condensatului ic Căldura latentă de condensare rab a aburului Căldura ieşită cu condensatul Qc (emulsie apă-abur) Coeficientul de convecţie de la pereţii reactorului la mediul ambiant: α1 · de la fluidul reactorului · de la suprafaţa laterală α2 Pierderile de căldură în mediul Qma ambiant Căldura acumulată în zidărie Qac

U. M. kJ/kg kg/şarjă kg/şarjă

Valoare 2707 297,8 * 103

kg/şarjă kg/şarjă

42,3 * 103

kg

35

kg/şarjă

90,7 * 103

kJ/kg kJ/kg

504,8 2202

kg/şarjă

116 * 103

W/(m2 K)

11,5 * 103

41,6 * 103

10,6

W/(m2 K) kg/şarjă

7,5 * 103

kg/şarjă

12,2 * 103

14,2

Tabelul 5.11 Elementele bilanţului termic Căldura intrată Q´ab Q´m1 Q´l

kJ/şarjă 297,8 * 103 11,5 * 103 309,3 * 103

% 96,3 3,7 100

Căldură ieşită Qm2 Qt Qvap Qc Qma Qac Eroare Qc

kJ/şarjă 42,3 * 103 41,6 * 103 90,7 * 103 116 * 103 7,5 * 103 12,2 * 103 -1 * 103 309 * 103

% 13,7 13,5 29,3 37,5 2,4 3,9 -0,3 100

Randamentul termic al procesului se poate defini cu relaţia: ht =

Qu Qab -

100 [%]

(5.16)

Qcc

unde: Qu este căldura utilă care se calculează cu relaţia: Qu = Qm 2 - Qm1 + Qvap + Qt [kJ/şarje] Qcc este căldura returnată cu condensatul la cazanele care furnizează aburul:

(5.17)

68

Bilanţuri termoenergetice

Qcc

=

Dabicc

(5.18)

[kJ/şarje]

icc este entalpia condensatului returnat , în kJ/kg. Cu toate că din reactor se evacuează o emulsie apă-abur, aceasta condensează pe conductele de legătură până la vasul de colectare a condensatului, astfel încât la cazare se returnează numai condens la saturaţie. Rezultă: (5.19) Qc = 110 * 504,8 = 55,5 *103 kJ/şarje c

Randamentul termic rezultă : 3

ht =

(13,7 - 3,7 + 29,3 +13 )10,5

297,8 - 55,5

= 21,8 %

(5.20)

5.5

BILANŢUL TERMOENERGETIC AL UNEI INSTALAŢII DE USCARE CU PULVERIZARE Instalaţia asigură producere laptelui praf, având o capacitate de 1000 kg/h produs finit. Agentul termic utilizat în procesul de uscare este abur. Turnul de uscare este prevăzut la partea superioară cu o instalaţie de pulverizare a laptelui concentrat, cu o baterie de aer cald şi cu o gură de admisie cu filtre pentru aerul de uscare. Pulverizarea laptelui concentrat se face cu un atomizor care funcţionează pe principiul pulverizării centrifugale. Bateria de aer cald este formată din ţevi prin care circulă aburul care condensează, iar printre ţevi, aerul care se încălzeşte. Turnul de uscare funcţionează pe principiul curentului de antrenare, aerul cald venind în contact cu laptele concentrat în momentul în care acesta a fost pulverizat şi conţine o mare cantitate de apă. În consecinţă, în perioada iniţială are loc o răcire imediată a aerului datorită evaporării puternice a apei din lapte. În continuare, uscarea are loc în turn la temperatura moderată, pentru a se evita încălzirea excesivă a laptelui praf ş i modificarea proprietăţ ilor lui organoleptice. Laptele praf se colectează în pâlnia inferioară a turnului cu un raclet rotitor şi se evacuează printr-un sistem pneumatic. Aerul cald, cu un conţ inut mărit de umiditate şi lapte praf antrenat, este extras şi introdus într-un ciclon unde are loc o a doua separare şi colectare a laptelui praf. Laptele colectat în turnul de uscare şi în ciclonul separator este transportat pneumatic de un curent de aer rece, care răceşte produsul, într-un ciclon de separare finală. Aerul cald din primul ciclon şi aerul rece din al doilea ciclon sunt evacuate în atmosferă de un ventilator de aer. Conturul de bilanţ, în cazul instalaţiei de lapte praf, are următoarele limite : ·

pentru materia prelucrată: zona cuprinsă între intrarea laptelui concentrat şi ieşirea prafului din al doilea ciclon separator;

Exemple şi studii de caz

·

69

pentru agentul termic şi de transport: zona cuprinsă între intrarea aburului, aerului de uscare şi aerului de transport şi evacuarea aerului şi condensatului (vezi fig. 5.1).

Regimul de funcţionare al instalaţiei este corelat cu cel al instala ţiei de concentrare a laptelui, care furnizează materia primă, funcţionarea fiind de regulă în tandem. Între două opriri instalaţia funcţionează practic la sarcină constantă, ceea ce permite elaborarea bilanţului pe unitatea de timp. Ecuaţia bilanţului termic este: Qc + Qab + Qai = Qp + Qcd + Qae + Qd [kW]

(5.21)

unde: Qc este căldura fizică a laptelui concentrat; Qab – căldura aburului de încălzire; Qai – căldura fizică a aerului de uscare şi transport intrat în instalaţie; Qp – căldura sensibilă a laptelui praf; Qcd – căldura condensului evacuat din instalaţie; Qae – căldura aerului umidificat evacuat din instalaţie; Qδ – căldura pierdută în mediul ambiant. Pentru calculul componentelor bilanţului termic se utilizează următoarele relaţii: Qc = Dc ic / 3600 [kW]

(5.22)

unde: Dc este cantitatea de lapte concentrat prelucrată orar, în kg/h; ic – entalpia laptelui concentrat, în kJ/kg, determinată cu relaţ iile: (5.23) i = c t [kJ/kg] c

c

pc c

= (s c + w c )

1 [kJ/(kg ºC)] (5.24) c d pc c p 100 unde: cpc este căldura specifică a laptelui concentrat, în kJ/(kg ºC); tc – temperatura laptelui concentrat, în ºC; sc – conţinutul de substanţă uscată (SU) în laptele concentrat, în %; wc – conţinutul procentual de apă în laptele concentrat, în %; (sc + wc=100); cp – căldura specifică a apei, în kJ/(kg ºC); cδ – căldura specifică a substanţei uscate, în kJ/(kg ºC). (5.25) Qab = Dabiab / 3600 [kW] unde: Dab este consumul orar de abur, în kg/h; iab – entalpia aburului, în kJ/kg, determinată în funcţie de presiunea pab şi temperatura tab ale aburului. (5.26) Qai = Da iai / 3600 [kW] unde: Da este debitul de aer uscat introdus în instalaţi, în kg a.u./h; iai – entalpia aerului aspirat din atmosferă, în kJ/kg a.u. Da = Vr [kg a.u./h] 1 + xi

(5.27)

unde: V este debitul de aer aspirat, în m3/h; ρ – densitatea aerului umed, în kg/m3; xi – umiditatea absolută a aerului aspirat, în kg/kf a.u.

70

Bilanţuri termoenergetice

jp

xi = 0,622

i

[kg/kg a.u.]

(5.28)

si

100 pb - ji psi unde: φi este umiditatea relativă a aerului aspirat, în %; psi – presiunea de satura ţie a vaporilor de apă în aer la temperatura t i, în N/m2; pb – presiunea barometrică, în N/m2. 3 r = pb 1 + xi (5.29) T 287 + 461,6x i [kg/m ] i

unde: Ti este temperatura arului aspirat, în K. ii = 1,006ti + xi (2500 +1,863ti ) [kJ/kg a.u.]

Q

p

= Dp ip / 3600 [kW]

(5.30) (5.31)

unde: Dp este cantitatea de lapte praf realizată orar, în kg/h; ip – entalpia laptelui praf (vezi şi 5.23 şi 5.24), în kJ/kg; ip = cpp * tp sau: (5.32) i p t p (s c + w c ) [kJ/kg] p d p p 100 unde: tp este temperatura laptelui praf la ieşirea din instalaţie, în ºC; sp – conţinutul procentual de SU în laptele praf, în %; wp – conţinutul procentual de apă în laptele praf, %. (5.33) Qcd = Dcd icd / 3600 [kW] unde: Dcd este debitul de condensat evacuat, în kg/h; icd – entalpia condensatului, în kJ/kg.

Q = Daiae / 3600 [kW] ae

(5.34)

iae = 1,006te + xe (2500 +1,803te ) D wc - wp

(5.35)

c

(5.36) xe = xi + Da 100 - wc [kg/kg a.u.] unde: iae este entalpia arului evacuat, în kJ/kg a.u.; te – temperatura aerului evacuat, în ºC; xe – umiditatea absolută a aerului evacuat, în kg/kg a.u. Q = 10 -3 S t (t t - t i )+10-3 a c S c (t a - t i ) [kW] (5.37) a d

t

unde: αt, αc sunt coeficienţ i de convecţie d la suprafaţa turnului, respectiv ciclonului sparator, la mediul ambiant, în W/(m 2 ºC); St, Sc – suprafeţele calde ale turnului, respectiv ciclonului, în m2; tt – temperatura medie a suprafeţei turnului, în ºC; ti – temperatura medie a suprafeţei ciclonului, în ºC. M ărimile măsurate în vederea elaborării bilanţului termoenergetic sunt prezentate în tabelul 5.12.

Exemple şi studii de caz

71

Tabelul 5.12 Mărimi măsurate în vederea întocmirii bilanţului Nr. 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11. 12. 13. 14. 15. 16. 17. 18.

Mărimea Debit lapte concentrat Temperatură lapte concentrat Conţinutul de apă în concentrat Debit lapte praf Temperatură lapte praf Conţinut de apă în lapte praf Presiune abur Debit de abur consumat Temperatură aer aspiraţie Umiditate relativă aer intrare Debit volumetric aer aspirat Temperatură aer evacuare Debit condensat Titlul condensatului evacuat Temperatură medie turn Temperatură medie ciclon Suprafaţă caldă turn Suprafaţă caldă cicloane

Simbol Dc tc wc Dp tp wp p Dab ti φi V te Dcd xcd tt tci St Sc

U. M. kg/h ºC % kg/h ºC % Bar kg/h ºC % m3/h ºC kg/h ºC ºC m2 m2

Valoare 1000 42 49 540 26 4,3 9,6 2563 20 72 45900 73 2563 0,12 60 45 280 150

Mărimile calculate care intervin în componentele bilanţului sunt prezentate în tabelul 5.13. Tabelul 5.13 Mărimile calculate în vederea întocmirii bilanţului Nr. 1 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7.

Mărimea 2 Căldura specifică substanţă uscată Căldura specifică lapte concentrat Căldură specifică lapte praf Entalpie concentrat Entalpie lapte praf Entalpie abur

Simbol 3 cδ

U. M. 4 kJ/(kg ºC)

Mod de calcul 5 Tabele

Valoarea 6 2,51

cpc

kJ/(kg ºC)

(5.5.4)

2,32

cpp ic ip iab

kJ/(kg ºC) kJ/kg kJ/kg kJ/kg

(5.5.4) (5.5.3) (5.5.12) Tabele în funcţie de pab şi tab (5.5.8)

2,58 139,44 67,08 2777

(5.5.9) (5.5.7) (5.5.10)

1,196 54326 46,76 997,4

xi

kg/kg

8. 9. 10. 11.

Umiditatea absolută aer aspirat Densitatea arului umed aspirat Debit aer aspirat Entalpie aer aspirat Entalpie condensat

ρ Da ii icd

kg/m3 kg an/h kJ/kg an kJ/kg

12.

Entalpia aer evacuare

ie

kJ/(kg an)

i´ + xcd * r

i´ – ental. la satur., r – căld. lat. De vapor. (5.5.15)

0,0105

126,98

72

Bilanţuri termoenergetice

continuarea tabelului 5.13 1 2 13. Umiditate absolută ar evacuat 14. Coeficient mediu de convecţie de la: suprafaţa turnului suprafaţa ciclonului

3 xc αt

15. Entalpie vapori secundari

4 kg/(kg an) 2

5 (5.5.16)

2,24 tt - ti

6 0,0203

αc

W/(m ºC) W/(m2 ºC)

2,24 tci - ti

5,53 4,92

ivap

kJ/kg

Tabele

2675

Structura bilanţului termoenergetic este prezentată în tabelul 5.14. Tabelul 5.14 Bilanţul termoenergetic al instalaţiei de producere a laptelui praf Debite de căldură intrate Denumirea [kW] [%] Qe 38,73 1,42 Qab 1977,07 72,65 Qai 705,63 25,93 Total 2721,43 100,00

Denumirea Qp Qcd Qae Q Total Eroare

Debite de căldură ieşite [kW] [%] 10,06 0,37 710,09 26,09 1916,20 70,41 80,39 2,95 2716,74 99,82 4,69 0,18

Indicii energetici specifici ai instalaţiei sunt: ·

randamentul de utilizare a căldurii: hc =

100 [%]

Qu

Q -Q ab

(5.38)

cd

Considerând utilă căldura sensibilă a laptelui praf şi căldura necesară evaporării apei din conţinut, rezultă: Q = Q + D wc - wp (5.39) (ivap - cp tc ) [kW] u

p

c

100 - w c

3600

unde: ivap este entalpia vaporilor formaţi din apa vaporizată din concentrat, în kJ/kg. ·

consumul specific de căldură pentru evacuarea 1 kg apă din produs: (5.40) Qw = 3600(Q - Q )(100 - w ) [kJ/kg] ab

·

cd

c

Dc (wc - wp ) consumul specific de căldură pentru obţinerea 1 kg lapte praf: q p = 3600(Qab - Qcd ) [kJ/kg] Dp

·

consumul specific de abur pentru 1 kg lapte praf:

(5.41)

Exemple şi studii de caz

dp

=D

73 ab

[kg/kg]

(5.42)

Dp Indicii specifici sunt prezentaţi în tabelul 5.15. Tabelul 5.15 Indicii energetici specifici ai instalaţiei de producere a laptelui praf Nr. 1. 2. 3. 4.

5.6

Denumire Randamentul de utilizare a căldurii Consum specific de căldură pentru evacuarea 1 kg apă din produs Consum specific de căldură pentru obţinerea 1 kg lapte praf Consum specific de abur pentru 1 kg lapte praf

BILANŢUL TERMOENERGETIC TERMOFIXAT

AL

Simbol ηc qw

U. M. % kJ/kg

Valoare 40,3 5204

qp

kJ/kg

4561

Qp

kg/kg

4,75

UNEI

RAME

DE

Instalaţia analizată asigură uscarea şi termofixarea materialelor textile din relon cu ajutorul aerului în amestec cu gazele de ardere. Gazele de ardere sunt obţinute prin arderea directă în instalaţie a combustibilului gazos. Procesul tehnologic de fabricaţie al produselor textile cuprinde şi faza de uscare şi termofixare a acestora. În acest scop se utilizează ca agent de uscare gaze de ardere diluate (amestecate cu aer), astfel încât se realizează o temperatură maximă de 170 ºC, la uscare şi 190 ºC, la termofixare. Instalaţia cuprinde patru câmpuri de încălzire, fiecare câmp având un arzător de gaze combustibile şi un ventilator de aer, pentru a realiza circulaţia amestecului în spaţiul respectiv. Amestecul aer-gaze arse este evacuat printr-un canal comun celor patru câmpuri de încălzire cu ajutorul unui exhaustor. Bilanţul energetic se întocmeşte pentru faza de termofixare a unui material textil. Conturul de bilanţ cuprinde întreaga instalaţie, între intrarea şi ieşirea materialului textil, pe de o parte, şi între introducerea combustibil-aer şi evacuarea gazelor arse (în amestec cu aerul) la coş. Procesul de fabricaţie fiind continuu, bilanţul se va întocmi pe unitatea de timp. Ecuaţia bilanţului material este : G1 = G2 +W [kg/h]

(5.43)

unde: G1 , G2 sunt cantităţile de material umed la intrarea, respectiv la ieşirea din ramă; W – cantitatea de apă eliminată din material în timpul procesului de uscare. (5.44) G1 = Gus + W1 ; G2 = Gus +W2 ; W = G1 - G2 = W1 -W2 unde: W1, W2 sunt umidităţile absolute ale materialului la intrarea, respectiv la ieşirea din instalaţie; Gus – cantitatea de material absolut uscat, în kg/h.

74

Bilanţuri termoenergetice

Ecuaţia bilanţului termic este: Qm1 + Qcc + Q fc + Qt1 + Ql1 = Qm 2 + Ql 2 + Qvap + Qt 2 + Qp + DQ [kW] (5.45) unde: Qm1, Qm2 reprezint ă debitele de căldură intrate, respectiv ieşite cu materialul; Qcc – debitul de căldură obţinut prin arderea combustibilului; Qfc – căldura fizică a combustibilului; Qt1, Qt2 – debitele de căldură intrate, respectiv ieşite din contur cu instalaţia de transport a materialului; Ql1, Ql2 – debitele de că ldură intrate şi ieşite cu aerul şi gazele arse; Qvap – debitul de căldură conţinut de vaporii formaţi prin vaporizarea umidităţii; Q – alte pierderi, inclusiv eroarea de închidere a bilanţului; Qp – pierderile de căldură prin pereţi şi neetanşietăţi. Pentru calculul elementelor bilanţului termic se utilizează următoarele formule : (5.46) Q = (G c + W c )q [kW] m1

us m

1 a

1

3600 unde: cm, ca sunt căldura specifică a materialului absolut uscat, respectiv a apei, în kJ/(kg ºC); θ1 – temperatura materialului la intrare, în ºC. (5.47) Q = BH i [kW] cc

3600 unde: B este consumul orar de combustibil al ramei, în m3N/h; Hi – puterea calorică inferioară a combustibilului, în kJ/m 3N (combustibilul folosit este gazul metan cu Hi = 35500 kJ/m3N). (5.48) Q fc = Bic [kW] 3600 unde: ic este entalpia combustibilului, în kJ/m3N. Qt1 = Gt ct tt1 / 3600 [kW]

(5.49)

unde: ct este căldura specifică a dispozitivelor de transport ale materialului, în kJ/ (kg ºC); tt1 – temperatura dispozitivelor de transport la intrare, în ºC; Gt – cantitatea orară a dispozitivelor de transport. (5.50) Q1 = L1i1 [kW] 3600r1 unde: L 1 este debitul orar de aer introdus în ramă, în kg/h; i1 – entalpia aerului la intrare, kJ/kg. (5.51) Qme = (Gus cm + W2 ca )q2 [kW] 3600 unde: θ2 este temperatura materialului la ieşire, º C. [kW] (5.52) Q2 = L i 2 2

3600r2

Exemple şi studii de caz

75

unde: L2 este debitul orar de amestec aer- gaze arse, evacuat din instalaţie, în kg/h; i2 – entalpia amestecului (gaze arse-aer) la ieşire, în kJ/m 3N. Q = Gt ct tt 2 [kW] (5.53) t2

3600

unde: tt2 este temperatura dispozitivelor de transport la ieşire, în ºC. Q p = aSDt [kW]

(5.54)

unde: α este coeficientul mediu de schimb de căldură între pereţii instalaţiei şi mediul ambiant, în kW/(m2 ºC); S – suprafaţa totală exterioară a instalaţiei, în m 2; t – diferenţa între temperatura medie a peretelui exterior şi temperatura mediului ambiant.

Q = Gvapivap =Wivap [kW]

(5.55)

vap

3600 3600 unde: ivap este entalpia vaporilor supraîncălziţi formaţi din apa vaporizată din material, în kJ/kg. Mărimile măsurate în vederea determinării elementelor bilanţului termic sunt prezentate în tabelul 5.16. Tabelul 5.16 Mărimi măsurate în vederea întocmirii bilanţului Nr. 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11.

Mărimea Debitul de combustibil Temperatura combustibilului Temperatura aerului Umiditatea relativă a aerului Temperatură material intrare Umiditate material intrare Viteza de deplasare a materialului Densitatea materialului la ieşire Temperatură material ieşire Umiditate material ieşire Tipul articolului

12. 13.

Temperatura gazelor la ieşire Analiza chimică a gazelor evacuate

14. 15. 16. 17. 18.

Debit dispozitive de transport Temperatură intrare dispozitive de transport Temperatură ieşire dispozitive de transport Temperatura medie a pereţilor Suprafaţa exterioară a ramei

Simbol B tc t1 φ1 θ1 w1 vm ρm θ2 w2 -

U. M. m3/h ºC ºC % ºC % m/min kg/ml ºC %

t2

ºC % % % kg/h ºC ºC ºC m2

CO2

O2 CO Gt tt1 tt2 tp S

Valoare 59,8 16 21 48 26 37 10 0,285 166 2 AVRIG-140 poliester 192 2,2 17,0 12000 43 162 69 144

76

Bilanţuri termoenergetice

Componentele principale ale bilanţului sunt sintetizate în tabelul 5.17. Tabelul 5.17 Calculul elementelor bilanţului termic Nr.

Mărimea

1 1. 2.

2 Cantitatea de material prelucrat Umiditatea evacuată din material

3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11. 12. 13. 14.

Cantitatea de material introdus Umiditatea absolută a materialului la intrare Umiditatea absolută a materialului la ieşire Cantitatea de material iscat Căldura specifică a materialului uscat Căldura introdusă cu materialul Căldura chimică a combustibilului Entalpia combustibilului Căldura fizică a combustibilului Căldura specifică a dispozitivelor de transport Căldura dispozitivelor de transport la intrare Volumul de aer necesar arderii combustibilului

Sim bol 3 Gm2 W

U. M.

Mod de calcul

Valoarea

4 kg/h kg/h

5 Gm2=60vmρm

6 171 95

Gm1 W1

kg/h kg/h

W1=W1Gm1/10

W2

kg/h

W2=W2Gm2/10

3,4

kg/h kJ/(kg ºC)

0 Gus=Gm1-W1 tabele

167,6 1,36

ct

kW kW kJ/m3 N kW kJ/(kg ºC)

(5.46) (5.47) ic=tccc (5.48) tabele (oţel)

4,62 589,70 19,0 0,32 0,523

Qt1

kW

(5.49)

74,96

Va

m3 N /m3 N

Va=αaV0a=

43,16

Gus cm

Qm1 Qcc ic Qfc

Debitul de aer introdus în ramă Entalpia aerului

L1 i1

kJ/m3 N

17. 18. 19.

Căldura introdusă cu aerul Căldura evacuată cu materialul Volumul specific teoretic al gazelor de ardere Volumul specific al gazelor de ardere umede Debit orar de amestec aer-gaze Entalpia gazelor de ardere Căldura evacuată cu gazele de ardere Căldura dispozitivelor de transport la ieşire Entalpia vaporilor supraîncălziţi evacuaţi din material

Ql1 Qm2

kW kW

21. 22. 23. 24. 25.

266 98,4

0

15. 16.

20.

W=G2(w1-

w2)/(100-w1) Gm1=Gm2+W

kg/h

V0gu

m3 N /m3 N

Vg

3 m3 N /m N

L2 i2 Ql2

αa(0,26* 10-3*Hi-0,25) (αa=4,8) L1=VaBρ1 diagrama i-x, i=f(t1,φ1) (5.50) (5.51)

3337,2 41,8

V0gu=1/100*C

29,97 11,17 8,10

Vg=V0gu+(α-

42,27

H4+0,79V0a

kg/h kJ/m3 N kW

1)V0a L2=BVg ρga tabele (5.52)

3268,4 267,7 202,5

Qt2

kW

(5.53)

282,4

ivap

kJ/kg

ivap=r+cpvt2

2946,52

cpv=1,863 kJ/(kg ºC)

Exemple şi studii de caz

77

continuarea tabelului 5.17 1 26.

2 Căldura vaporilor formaţi prin vaporizarea umidităţii din material Coeficientul de transfer termic între pereţi şi mediul ambiant Căldura transmisă prin preţi Pierderile de căldură prin neetanşietăţi

27. 28. 29.

3 Qvap

4 kW

5 (5.6.13)

6 77,75

α

W/(m2 ºC)

11,6

Qp Q

kW kW

α=7,9084+0,0 535tp (5.6.12) (5.6.3)

80,2 45,55

Tabelul 5.18 Elementele bilanţului termic Debite de căldură intrate Denumirea [kW] [%] Qm1 4,62 0,66 Qcc 589,70 84,29 Qfc 0,32 0,05 Qt1 74,96 10,72 Ql1 29,97 4,28 QI 699,57 100,00

Debite de căldură ieşite Denumirea [kW] Qm2 11,17 Qt2 282,4 Ql2 202,5 Qvap 77,75 Qp 80,2 Q 45,85 Qe 69957

[%] 1,60 40,37 28,95 11,11 11,46 6,51 100

Indicii specifici ai instalaţiei sunt: ·

consumul specific de căldură Q = Q + Q = 590,02 3600 = 7984.25 kJ/kg mat cc

G ·

fc

m1

(5.56)

266

randamentul termic al procesului: ht = Qu 100 [%]

(5.57)

Q

i

unde: Qu este debitul util de căldură. Considerând căldura utilă pentru încălzirea materialului până la temperatura de termofixare, căldura necesară vaporiză rii umidităţii şi căldura preluată de dispozitivele de transport ale materialului, rezultă : - Q )+ Q (5.58) Q = (Q - Q )= m1 vap + (Q u

m2

t2

t1

= (11,17 - 4,62) + 80,2 + (282,4 - 74,96)= 294,19kW Se obţine: ht = 294,19100 = 42,05 % 699,57

(5.59)

78

Bilanţuri termoenergetice

·

randamentul de utilizare a combustibilului, ηc, se calculează cu relaţia: 100 [%]

hc = Qu

(5.60)

Q

cc

Rezultă: hc = 294,19 100 = 49,89 %

(5.61)

589,70 5.7

BILANŢUL TERMIC AL UNUI CAZAN DE ABUR FOLOSIND COMBUSTIBIL LICHID Cazanul tip Bloc-Abur funcţionează pe păcură, combustibil având puterea calorifică inferioară HI = 40700 kJ/kg şi compoziţia elementară C l=87,02 %; Hl=9,5 %; Sl=0,98 %; Ol=2 %; W=0,5 %. Cazanul BA-2 este un cazan cu tub de flacără şi cu trei drumuri de gaze de ardere. Principalii parametri funcţionali, conform cărţii tehnice sunt: ·

debitul nominal: 2 t/h;

·

presiunea nominală: 8 bar;

·

temperatura aburului: conform presiunii de saturaţie;

·

temperatura apei de alimentare: >40 ºC;

·

temperatura gazelor la coş: 234 ºC;

·

consum de combustibil: 142 kg/h;

·

randament: 88 %.

Conturul de bilanţ include limitele fizice ale cazanului. Bilanţul termoenergetic s-a elaborat pentru unitatea de timp. Ecuaţia bilanţului termic al cazanului este:

Q +Q +Q +Q =Q +Q c,ch

c, f

a

L

u

ga, f

+Q

ga,ch

+ Q + Q [kW] p

(5.62)

rc

unde: Qc,ch este că ldura chimică a combustibilului; Qc,f – căldura sensibilă; Qa – căldura sensibilă a apei de alimentare şi a apei injectate în regulatorul de abur; QL – căldura sensibilă a aerului (inclusiv pătrunderile de aer fals) intrat în cazan; Qu – căldura utilă cuprinzând căldura aburului produs de cazan şi cea cedată supraîncălzitorului intermediar; Qga,f – că ldura pierdută prin că ldura sensibilă a gazelor de ardere, inclusiv căldura pierdută prin aburul de injecţie a combustibililor lichizi; Qga,ch – căldura pierdută prin arderea chimică incompletă; Qp – căldura pierdută prin apa purjată; Qrc – căldura pierdută către mediul ambiant datorită încălzirii suprafeţelor exterioare. (5.63) Qc,ch = BHi [kW]

Exemple şi studii de caz

79

unde: B este consumul de combustibil, în kg/s; Hi – puterea calorică inferioară a combustibilului, în kJ/kg. (5.64) Qc, f = Bc pc tc [kW] unde: cpc este căldura specifică a combustibilului, în kJ/(kg ºC); tc – temperatura combustibilului, în ºC. -3

cpc = 3,849 - 2,34r + 2,299 *10 tc [kJ/(kg ºC)]

(5.65)

pentru densitatea combustibilului ρ≥0,9 kg/dm3. (5.66)

Qa = Da ia [kW]

unde: Da este debitul de apă de alimentare, în kg/s; ia – entalpia apei de alimentare, corespunzătoare temperaturii apei de alimentare, ta, în kJ/kg. (5.67)

QL = aev BVa0iL [kW]

unde: αev este coeficientul echivalent de exces de aer măsurat la evacuarea gazelor de ardere; V0a – volumul teoretic de aer necesar arderii unităţii de combustibil lichid, în m3N/kg; iL – entalpia aerului de ardere, în kJ/m 3N la temperatura de intrare în conturul de bilanţ, tL. 0 Va

l

1 é =

ê8,89C

100 ê ë = a ev

æ + 26,7ç H

ç

l -

Ol ö

÷

8

è

÷

ø

ù + 3,33ú

ú û

21 21 - 79

3 [m N/kg]

(5.68)

(5.69)

O2 - 0,5CO l N2 - 0,429 N ( RO2 + CO)

Kl unde: O2, N 2, CO, RO2 reprezintă participaţiile în compoziţia gazelor arse evacuate la coş ale oxigenului, azotului, oxidului de carbon şi gazelor triatomice (RO2=CO2+SO2), în %, iar: K l = C l + 0,375S l

(5.70)

Qu = Dabiab [kW]

(5.71)

unde: Dab este debitul de abur al cazanului, în kg/s; iab – entalpia aburului, determinată în funcţie de presiunea de saturaţie, pab, în kJ/kg. 9H l + W l 100dinj ù gaf + 0,46 ú4,186C0 tga (5.72) 100 ê ú ë û unde: C l, Sl, Hl, Wl sunt componentele procentuale gravimetrice ale carbonului, sulfului, hidrogenului şi apei din combustibilul utilizat; RO2=CO2+SO2 sunt compuşi triatomici din gazele de ardere; CO – conţinutul de oxid de carbon (RO2 şi CO2 sunt măsurate în procente de volum ce referire la gazele de ardere uscate); tga Q

é = ê0,32

Cl+Sl 0,536( RO2 + CO)

80

Bilanţuri termoenergetice

– temperatura gazelor de ardere la ieşirea din conturul de bilanţ, în ºC; dinj – debitul specific de abur necesar injecţiei unităţii de masă a combustibilului lichid. C0

æ

= Cç1 -

Qm ö

(5.73)

÷ [kg/s]

è 100 ø

unde: C este debitul de combustibil introdus în focar, în kg/s; Qm – căldura pierdută prin nearse mecanice. Evident, pentru combustibilii lichizi şi gazoşi C=C0. Cl (5.74)

Qga,ch = 12680CO 0,536(CO + CO)100 C0 [kW] 2 Qrc = q5 (Qc + Qinj + QL ) [kW]

(5.75)

unde: q5 se ia din nomograme speciale şi reprezintă pierderea procentuală în mediul ambiant raportată la căldura introdusă în focar, sau, în cazul cazanelor recuperatoare, din căldura gazelor calde. (5.76) Qp = Dp ip [kW] unde: Dp este debitul de purjă, în kg/s; ip – entalpia apei purjate, ip=i´(pab), în kJ/kg. Mărimile măsurate în vederea elaborării bilanţului termic al cazanului sunt prezentate în tabelul 5.19. Având în vedere că regimul de funcţionare la debit mediu coincide cu regimul nominal, bilanţul termic se elaborează pentru regimurile nominal, maxim şi minim. Pe baza mărimilor măsurate s-au determinat mărimile de calcul necesare elaborării bilanţului termic, prezentate în tabelul 5.20. Tabelul 5.19 Buletin de măsurări pentru cazanul BA-2 Nr.

Mărimea

Simbol

U. M.

1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10.

Presiune abur Temperatură abur Debit abur Presiune apă alimentare Temperatură apă alimentare Temperatură combustibil Consum combustibil Temperatură aer de ardere Temperatură gaze de ardere Compoziţie gaze arse uscate

pab tab Dab pa ta tc B tL tga

bar ºC kg/s bar ºC ºC kg/s ºC ºC % % % % kg/s

11.

Debit purjă

CO2

O2 CO N2 Dp

nominal 8 175 0,521 8,5 40 85 0,0425 15 260 10 7 0,8 82,2 0,027

Valoare Regim maxim 8 175 0,558 8,5 40 85 0,046 15 265 10,7 6 1 82,3 0,027

minim 4 151,8 0,303 4 40 85 0,26 15 265 7,5 10 1 81,5 0,027

Exemple şi studii de caz

81

Tabelul 5.20 Mărimi calculate în vederea elaborării bilanţului termic nominal 1,94

Valoare Regim maxim 1,94

mediu 1,94

4,186 ta

167,4

167,4

167,4

kg/s

Dab+Dp

0,548

0,585

0,337

m3 N/kg

(5.7.7)

10,39

10,39

10,39

Nr.

Mărimea

Simbol

U. M.

1.

Căldură specifică combustibil Entalpie apă alimentare Debit apă alimentare Volum teoretic aer de ardere Coeficient de exces de aer Entalpie aer de ardere Entalpie abur Entalpie apă purjată Volum gaze de ardere uscate Volum apă în gaze de ardere Volum gaze de ardere umede Compoziţie gaze de ardere umede

cpc ia

kJ/(kg ºC) kJ/kg

Da V 0a

2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11. 12.

Mod de determi nare (5.7.4)

αev

-

(5.7.8)

1,43

1,34

1,52

iL

kJ/m3N

tabele

19,51

19,51

19,51

iab ip Vgu

kJ/kg kJ/kg

m3 N/kg

tabele tabele tabele

2774 743 15,09

2774 743 13,94

2749 640 16,3

VH2O

m3 N/kg

tabele

1,07

1,07

1,07

Vg

m3 N/kg

tabele

16,16

15,01

17,37

CO2

% % % % %

tabele

9,34 6,10 0,75 76,76 7,05

9,94 5,57 0,93 76,43 7,13

8,45 7,51 0,94 76,94 6,16

O2 CO N2 H2O

Structura bilanţului termic al cazanului BA-2, funcţionând cu combustibil lichid, este prezentată în tabelul 5.21. Tabelul 5.21 Bilanţul termic al cazanului BA-2 Mărimea Qc,ch Qc,f Qa QL Total intrare

Nominal kW % 1729,75 93,97 7,01 0,38 91,74 4,98 12,32 0,67 1840,82 100,00

Regim Maxim kW 1872,2 7,58 97,93 12,5 1990,21

% 94,07 0,38 4,92 0,63 100,00

minim kW % 1058,2 93,90 4,29 0,38 56,41 5,01 8,01 0,71 1126,91 100,00

82

Bilanţuri termoenergetice

continuarea tabelului 5.21 Regim Maxim

Mărimea Nominal kW % 1445,25 78,51 259,14 14,08 65,03 3,53 20,06 1,09 52,26 2,84 1841,74 100,05 -0,92 -0,05

Qu Qga,f Qga,ch Qp Qrc Total ieşire Eroarea de închidere a bilanţului

kW 1547,9 266,81 87,12 20,06 56,54 1978,43 11,78

% 77,77 13,41 4,38 1,01 2,84 99,41 0,59

minim kW % 852,2 75,02 172,78 15,33 53,59 4,76 17,28 1,53 32 2,84 1127,85 100,08 -0,94 -0,08

Indicii energetici specifici ai cazanului sunt: ·

randamentul termic brut;

·

consumul specific de căldură: q = BH i [kJ/kg] D

(5.77)

ab

Indicii energetici specific ai cazanului BA-2, pentru cele trei regimuri studiate, sunt prezentate în tabelul 5.22. Indicatorii de performanţă energetici se calculează utilizând numai cantităţi de cǎldurǎ şi nu călduri absolute. Tabelul 5.22 Indicii energetici ai cazanului BA-2 Nr.

Mărimea

1. 2.

Randament termic brut Consum specific de căldură

Simbol ηb q

U. M. % kJ/kg

nominal 77,9 3320

5.8

Valoare regim maxim minim 77,1 74,9 3355 3492

BILANŢ UL TERMOENERGETIC AL UNUI CUPTOR DE TOPIT STICLĂ Cuptorul de topit sticlă este de tip vană, cu flacără în U, pentru tras ţevi prelucrate în tuburi de asamblare a lămpilor fluorescente tubulare, de 40 şi 65 W. Principalele caracteristici tehnico-funcţionale ale cuptorului sunt: ·

capacitatea de topire: 30 t/24 ore;

·

extracţia orară brută: 1500 kg/h;

·

extracţia orară netă: 1250 kg/h;

·

suprafaţa activă de topire: 27,96 m2;

·

extracţia specifică zilnică: 1072,96 kg/m2 * 24 h;

·

temperatura de topire a sticlei:

Exemple şi studii de caz

-

în bazinul de topire (BT): 1550 ºC;

-

în bazinul de lucru (BL): 1350 ºC;

-

în feedere (F): 1250 ºC;

·

forma flăcării în bazinul de topire: U;

·

combustibilul folosit: gaze naturale;

·

număr de arzătoare:

·

·

-

în bazinul de topire: 4 buc.;

-

în bazinul de lucru 4 buc.;

-

în feedere: 8 buc.;

83

consumul nominal de combustibil: -

în bazinul de topire: 400 m3N/h;

-

în bazinul de lucru 70 m3N/h;

-

în feedere: (2 buc.): 57 m3N/h;

-

în mufă (2 buc.): 22,5 m3N/h;

-

în jgheaburile de scurgere: 10 m3N/h;

cuptorul are regeneratoare de ar cald, după bazinul de topire: -

regeneratoare primare: 2 buc.;

-

regeneratoare secundare: 2 buc.;

·

consumul specific de combustibil: 10886 kJ/kg de sticlă topită (2600 kcal/kg de sticlă topită);

·

consumul nominal de energie electrică: 200 kW la 220/380 V şi 50 Hz;

·

alte consumuri;

·

-

aer de înaltă presiune (5 bar): 300 m3N/h;

-

aer de joasă presiune (150 mm H2O): 10800 m3N/h;

consum de apă de răcire a electrozilor: 25 m3/h.

Cuptorul est format, în principal, din: bazinul de topire, bazinul de lucru, două feedere alimentatoare, două mufe şi două perechi de camere regeneratoare (două primare şi două secundare) pentru preîncălzirea aerului de ardere din bazinul de topire. Schema funcţională de principiu a cuptorului este prezentată în figura 5.2. Funcţionarea cuptorului: materia primă (amestec de cioburi şi alte produse) este introdusă în bazinul de topire (1) prin gura de alimentar, în funcţie de nivelul sticlei topite în feedere. După topirea amestecului în bazinul de topire, sticla topită curg,

84

Bilanţuri termoenergetice

prin canalul de trecere, în bazinul de lucru (2). Aici are loc limpezirea şi omogenizarea din punct de vedere termic şi al compoziţiei. Din bazinul de lucru, sticla curg în cele două feedere (3), unde procesul de omogenizare termică şi chimică continuăm, cu ajutorul unui agitator amplasat în fiecare feeder. Nivelul sticlei topite în întreg cuptorul est menţinut automat cu ajutorul unui nivelmetru amplasat în zona feederelor. Fiecare feeder est format din trei zone (în sensul curgerii sticlei): răcire, condiţionare ş i jgheab. Din jgheab sticla curge pe pipa refractară aflată în mufa încălzită, care se roteşte constant. Pentru arderea în cele trei zone principale se utilizează aer de ardere insuflat cu ajutorul ventilatoarelor: ·

pentru bazinul de topire aerul de ardere este insuflat de ventilatorul VA1, prin inversorul (5), este preîncălzit în regeneratorul (4) şi apoi introdus în bazin;

·

aerul de ardere pentru bazinul de lucru este preluat cu ventilatorul VA2 din exteriorul cuptorului şi suflat direct (nepreîncălzit) în bazin;

·

aerul de ardere pentru feedere este preluat de ventilatorul VA3 din exterior, de asemenea nepreîncălzit.

Combustia este asigurată prin instalaţiile de alimentare aer-gaz natural ale bazinului de topire, de lucru şi ale feederilor. Gazele de ardere rezultate în bazinul de topire pătrund prin ampliajul regeneratorului, în care este reţinută o parte din căldura conţinută. Gazele astfel răcite îşi continuă drumul prin canalul de gaze de ardere, investor şi coş. Perioadele de ardere şi recuperare a căldurii gazelor de ardere alternează: când funcţionează arzătoarele de pe o parte a cuptorului, aerul de ardere necesar se preîncălzeşte în camerele regeneratorului de pe partea opusă, iar gazele de ardere încălzesc ampliajul camerelor regeneratoare de pe partea opusă. Inversarea aergaze de ardere este asigurată de inversorul (5). Conform proiectului, durata de schimbare a flăcării este de 20-30 min. Răcirea exterioară permanent ă a zidăriei exterioare a bazinelor de topire şi de lucru este asigurat ă cu aer insuflat de bateria de ventilatoare VA4, prin intermediul unei tubulaturi şi a unor injectoare de aer. Pentru completarea cantităţii de căldur ă necesară topirii, se folosesc electrozi alimentaţi cu energie electrică şi răciţi cu apă dedurizată. Funcţionarea cuptorului este continuă. Conturul de bilanţ considerat cuprinde bazinul de topire, bazinul de lucru, feederele, regeneratorul şi inversorul. Conform acestui contur, în figurile 5.3 şi 5.4 sunt prezentate bilanţul de materiale şi cel termoenergetic corespunzător.

Exemple şi studii de caz

85 Materie primă

Gaze de ardere

3

10 7

8

9 5

6

9

1

2

4

de ardere Gaze de Gaze

ardere Gaze de

ardere VA4

Sticlă topită

VA1

Sticlă topită

11

VA2

VA3

CH4

Fig. 5.2. Schema de principiu a cuptorului de topit sticlă 1 – bazin de topire; 2 – bazin de lucru; 3 – feedere şi mufe; 4 – regeneratoare; 5 – inversor; 6 – canal de gaz de ardere; 7 – coş; 8 – şibere; 9 – abzugri; 10,11 – canale de legătură.

Materie Gmi

Gme Sticlă

primă Aer

VL

Vga

ardere Combustibil

Vgo

Aer

Cuptor

topită

VLre

VLri Gzg

răcire

Apă răcire

Ga

Ga

Apă răcire

Fig. 5.3. Bilanţul fluxurilor materiale pentru cuptorul de topit sticlă

86

Bilanţuri termoenergetice Qme

Qmi

Qzg Qga

QL

Qchg

Qc Cuptor

Qrad

Qel

Qarif

Qai

Qpcr

QLri Qac Qlre

Fig. 5.4. Bilanţul termic al cuptorului de topit sticlă

Ecuaţiile de bilanţ termic sunt următoarele: · cantităţile de căldură intrate în contur: [kJ/ u.p.p.]

Qi = Qcc + Qsc + Qsm + Qai + QL + Qel + QLri

(5.77)

unde: Qi este căldură intrată în contur; Qcc – căldura chimică a combustibilului; Qsc

– căldura sensibilă a combustibilului; Qsm – căldura sensibilă a materialelor intrate; Qai – căldura sensibilă a apei de răcire introdusă în contur; QL – căldura sensibilă a aerului introdus în cuptor pentru arderea combustibilului; Qel – echivalentul termic al energiei electrice consumată de electrozi, pentru topire; QLri – căldura sensibilă a aerului utilizat pentru răcirea exterioară a zidăriei cuptorului. ·

cantităţile de căldură ieşite din contur:

Q =Q +Q +Q +Q +Q +Q +Q +Q +Q e

pp

zg

ga

chg

go

ro

rc

R

(5.78) Lre

unde: Qe este căldura ieşită din conturul de bilanţ; Qpp – căldura sensibilă a produsului principal; Qzg – că ldura pierdută prin evacuarea odată cu zgura a unor cantităţi de combustibil nears; Qchg – căldura chimică a gazelor evacuate (substanţe combustibile gazoase nearse); Qgo – căldura pierdută prin gazele de ardere care ies prin neetanşietăţi, uşi deschise şi orificii; Qro – căldura radiată prin neetanşietăţi, uşi şi orificii; Qrc – că ldura pierdută prin pereţii cuptorului; QR – căldura preluată de agentul de răcire al cuptorului; QLre – căldura sensibilă a aerului după ce a fost utilizat la răcirea exterioară a zidăriei cuptorului. Durata unui ciclu (τ) s-a considerat intervalul de timp între două inversări succesive de funcţionare a arzătoarelor (dreapta-stânga-dreapta). Modul de calcul al termenilor bilanţului este prezentat în continuare. Căldura sensibilă şi chimică a combustibilului ars este:

Exemple şi studii de caz

87

Qc = Qcc + Qsc = (BBT + BBL + BF )(H i + ic )t [kJ/ciclu]

(5.79)

unde: BBT, BBL, BF sunt consumurile orare de combustibil în bazinul de topire, bazinul de lucru şi feedere, în m 3N /ciclu; Hi – puterea calorifică inferioară a combustibilului, în kJ/kg sau kJ/m 3N; ic – entalpia combustibilului, kJ/(kg ºC) sau kJ/(m3N ºC); τ – durata unui ciclu, în h/ciclu. (5.80) Qsm = Gsm cmi tmi t [kJ/ciclu] unde: Gsm – cantitatea totală de materiale introduse, în kg/h; cmi – căldura specifică medie a amestecului, în kJ/(kg ºC); tmi – temperatura amestecului, în ºC. n

G = G sm

å

mi, j

=G

cioburi

+G

nisipo

+G

+G

Na2CO 2

dolomita

+G

Al(OH )3

+

j =1

+G

K 2CO 3

c = mi

+G

NaNO3

+G

+ GH 2O [kg/h]

(5.81)

[kJ/(kg ºC)

(5.82)

trioxid de stibiu

n

n

j=1

j=1

å (Gmi, j cmi, j )/ åGmi, j

unde: cmi,j este căldura specifică a componentei j din amestec, în kJ/(kg ºC).

Q

ai

= Ga iai t [kJ/ciclu]

(5.83)

unde: Ga este debitul de apă de răcire, în kg/h; iai – entalpia apei de ră cire la intrarea în cuptor, în kJ/kg, tai – temperatura de intrare a apei de răcire, în ºC. (5.84) QL = (VL,R iL,R + VL,BLiL,BL + VL,F iL,F )t [kJ/ciclu] unde: VL,R, VL,BL, VL,F sunt respectiv debitele de aer intrate în bazinul de topire, bazinul de lucru şi feedere, în m 3 N/h; iL,R, iL,BL, iL,F – entalpiile respectiv a aerului intrat în bazinul de topire, bazinul de lucru şi feedere, kJ/m 3N. (5.85) Qel = P3600t [kJ/ciclu] unde: P este puterea medie consumată în perioada unui ciclu, în kW. QL = VLr iLri tri [kJ/ciclu]

(5.86)

unde: VLr este debitul de aer de răcire, în m 3N/h; iLri – entalpia aerului de răcire la temperatura tLri cu care intră în ventilatorul VA4, în kJ/kg. (5.87) Qpp = G p (qs + qt + qr )t [kJ/ciclu] unde: Gp este cantitatea de sticlă topită ieşită din cuptor pentru tragere, în kg/h; qs – căldura sensibilă a sticlei la temperatura tme de ieşire a sa, pentru tragere, în kJ/kg de sticlă; qt – căldura latentă de topire a sticlei, în kJ/kg de sticlă; qr – căldura de reacţie, în kj/kg sticlă. Cantitatea de sticlă topită si efectiv trasă – netă – este dată de: G p = Gsm - Gzg [kg/h]

(5.88)

88

Bilanţuri termoenergetice

unde: Gzg este cantitatea de zgură rezultată în cuptor prin topirea sticlei, în kg/h. Căldura sensibilă qs se determină cu: qs = cs tme [kJ/kg sticlă]

(5.89)

unde: cs este căldura specifică a sticlei la temperatura tme de evacuare din cuptor, în kJ/(kg ºC). (5.90) Qzg = Gzg cs tm t [kJ/ciclu] Qga = Qga,R + Qga,BL + Qga,F [kJ/ciclu]

(5.91)

unde: Qga,R, Qga,BL, Qga,F sunt căldurile sensibile ale gazelor de ardere la ieş irea lor din regenerator, bazinul de lucru şi respectiv feedere. Ele se calculează ţinând seama de entalpiile respective iga,R, iga,BL, iga,F ale gazelor de ardere evacuate din regenerator, din bazinul de lucru si din feedere, la temperaturile tga2, tga,BL, tga,F, în kJ/m3N. (5.92) +Q +Q Q =Q [kJ/ciclu] chg

chg,BT

chg,BL

chg,F

unde: Qchg,BT, Qchg,BL, Qchg,F sunt cantităţile de căldură chimică ale gazelor de ardere evacuate din bazinul de topire, bazinul de lucru şi respectiv feedere, în kJ/ciclu.

Ele se calculează fiecare, cu rela ţia generală de mai jos pentru consumul de combustibil şi structura gazelor de ardere aferente bazinului de topire, de lucru şi feederelor. = 1 BV ga (30,18CO + 25,79H 2 + 85,55CH 4 ) [kJ/u.p.p.]

Q chg

(5.93)

Pp

unde: CO, H2 CH4 sunt participaţiile volumice de oxid de carbon, hidrogen şi metan în gazele de ardere. Pentru aceasta se va ţine seama şi de volumul gazelor de ardere evacuate prin orificii, din bazinul de topire, de lucru şi feedere: (5.94) vgo = 3600aF 2 p (p + B)273 [m3N/h] 101253(t go + 273) unde: α este un coeficient de contracţie a orificiului (α=0,85 pentru uşi; α=0,6... 0,7 pentru orificii cu muchi ascuţite) F – secţiunea orificiului, în m2; p – suprapresiunea gazelor de ardere la starea normală , în N/m 2; B – presiunea barometrică, în N/m2; ρ – densitatea gazelor de ardere la starea normală, în kg/m 3; tgo – temperatura gazelor de ardere la ieşirea din orificiu, în ºC. (5.95) Qgo = Qgo,BT + Qgo,BL + Qgo,F [kJ/ciclu] r

unde: Qgo,BT, Qgo,BL, Qgo,F sunt pierderile respective de că ldură din bazinul de topire, bazinul de lucru şi feedere, în kJ/ciclu. Ele se calculează cu relaţia generală:

Exemple şi studii de caz

Qgo =

89

1 P p

åni ti vgoi I goi

[kJ/u.p.p.]

(5.96)

i

unde: vgoi este volumul de gaze de ardere pierdut prin orificiul i, în m3N /h; Igoi – entalpia gazelor de ardere în orificiul i, în kJ/m3N; ni – numărul de orificii i identice; τi – timpul de deschidere al orificiului în intervalul de timp pe care se calculează bilanţul, în ore. Volumul de gaze pierdut printr-un orificiu se calculează cu relaţia (5.94). (5.97) Qro = Qro,BT + Qro,BL + Qro,F [kJ/ciclu] unde: Qro,BT, Qro,BL, Qro,F sunt pierderile respective din bazinul de topire, bazinul de lucru şi feedere, care s calculează cu relaţia: Qro =

1

Pp

é 20,41åFi ni ti ji êç

i

æt

êè

c

4 + 273 ö 4 æ t + 273 ö ù

÷

100 ø

-ç a

è

÷ ú [kJ/u.p.p.]

100 ø ú

(5.98)

ë unde: φ este un coeficient de diafragmare care se determină din diagrame în funcţie de dimensiunile deschiderii şi grosimea peretelui cuptorului; tc – temperatura în interiorul cuptorului, în ºC; ta – temperatura mediului ambiant, în ºC. (5.99) Q =Q +Q +Q +Q +Q [kJ/ciclu] rc

rc,R

rc,BT

rc,BL

rc,BT -BL

rc,F

unde: Qrc,R, Qrc,BT, Qrc,BL, Qrc,F, Qrc,BT-BL, reprezintă pierderile de căldură prin pereţi, către mediul ambiant, ale regeneratorului, bazinului de topire, bazinului de lucru, feedere şi canalul de legătură între bazinul de topire şi cel de lucru, în kJ/ciclu. Ele se calculează cu relaţia:

Q = 1 åSi ai (t rc P

p

pi

(5.100)

- ta )ts [kJ/u.p.p.]

i

unde: Si este suprafaţ a exterioară a cuptorului cu o temperatură a peretelui tpi, în m2; αi – coeficientul de transmitere a că ldurii prin convecţie şi radiaţie de la suprafa ţa peretelui la mediul ambiant, în W/(m 2 ºC), care se poate calcula cu relaţia: 5,67e é a=m

4

t p - ta

æ t p + 273

+

êç

ç

ö 4 æ t + 273 ö 4 ù ÷ ÷

-ç è

a

÷

ú

2

[W/(m ºC)]

(5.101)

100 ø ú t - t êè ë û unde: m este un coeficient de orientare a suprafeţei care are valorile: m=2,56 pentru suprafeţe verticale; m=3,26 pentru suprafeţe orizontale care transmit că ldura în sus; m=2,1 pentru suprafeţe orizontale care transmit căldura în jos; ε – factorul de emisie al suprafeţei exterioare a cuptorului. (5.102) QR = Ga iae t [kJ/ciclu] p

a

100 ø

unde: iae este entalpia apei de răcire la temperatura tae de ieşire a sa, după răcirea electrozilor, în kJ/ciclu.

90

Bilanţuri termoenergetice

(5.103)

QLre = VLr iLre t [kJ/ciclu]

unde: iLre este entalpia aerului cald, la temperatura tLre după răcirea pereţilor, în kJ/m3N. M ăsurările au fost efectuate pe perioada mai multor cicluri de funcţionare, luânduse în consideraţie valorile medii pentru un ciclu. Rezultatele măsurărilor sunt prezentate în tabelul 5.23. Pe baza datelor măsurate au fost calculate mărimi auxiliare necesare întocmirii bilanţului. Folosind mărimile măsurate şi datele auxiliare au fost calculate elementele bilanţului termic, rezultatele căruia sunt prezentate în tabelul 5.24. Tabelul 5.23 Rezultatele măsurărilor la cuptorul de topit sticlă. Nr. 1 1. 2.

3. 4. 5.

6. 7.

8.

Mărimea 2 Durata unui ciclu Materiale introduse: · cioburi · nisip cuarţos · carbonat de sodiu · dolomită · carbonat de potasiu · hidroxid de aluminiu · azotat de sodiu · trioxid de stibiu · apă Total şarjă Număr de şarje Temperatura materialelor intrate în cuptor Debitele de aer de ardere în: · bazinul de topire · bazinul de lucru · feedere Temperatura de intrare a aerului de ardere Consumurile de combustibil, în: · bazinul de topire · bazinul de lucru · feedere Analiza gazelor de ardere la: a) bazinul de topire · bioxidul de carbon · oxigen · oxid de carbon b) bazinul de lucru · bioxidul de carbon · oxigen · oxid de carbon

Simbol 3 τ Gciob

U. M. 4 h kg/şarje

Valoare 5 0,97 300

Gnisip GNO2CO2 Gdolom GK2CO3 GAl(OH)3 GNaNO3 Gstibiu GH2O Gşarjă

kg/şarje kg/şarje kg/şarje kg/şarje kg/şarje kg/şarje kg/şarje kg/şarje kg/şarje

170 65 38 5,5 8,2 6,2 0,5 10 603,4

n tmi VL,R

şarje/24 ore ºC m3N/h

60 18 2815

VLBL VLF tL1 BBT

1000 4185,5 ºC m3N/h

BBL BF CO2

47 63 %

O2 CO CO2 O2 CO

28 47

8 6 0,55

%

3,5 12,6 1,8

Exemple şi studii de caz

91

continuare tabel 5.23 1 9. 10. 11. 12.

13. 14.

15. 16. 17.

18. 19.

20.

2 Temperatura combustibilului Puterea electrică consumată Debitul de apă de răcire Temperatura apei de răcire: · la intrare · la ieşire Debitul de aer de răcire a zidăriei Temperatura aerului de răcire a zidăriei · la insuflare · după preluarea căldurii Debit de sticlă extrasă Temperatura de ieşire a sticlei din cuptor Temperatura gazelor de ardere evacuate din: · regenerator · feedere · bazinul de topire · bazinul de lucru Suprapresiunea în cuptor Temperatura gazelor de ardere în orificiile: · bazinul de topire · bazinul de lucru · feederul nr. 1 · feederul nr. 2 Temperatura aerului ieşit din regenerator

3 tc P Ga tai

4 ºC kW kg/h ºC

tae VLr tLri

5 16 106,09 554,4 11

3

m N/h ºC

tLrc Gp tme tga2

42 10800 28 53 1252 1124 420

kg/h ºC

tgaF tgaBT tgaBL

ºC

1050 1177 1100

h tgaBT

mm H2O

1,1 1425

tgaBL tgaF1 tgaF2

ºC

1235 1188 1163

tL2

ºC

965

Tabelul 5.24 3

Elementele bilanţului termic (în 10 kJ/ciclu). Nr. 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11. 12. 13. 14. 15. 16.

Mărimea Căldura sensibilă a materiei prime Căldura sensibilă a aerului de ardere Căldura introdusă cu combustibilul Echivalentul termic al energiei electrice Căldura intrată cu apa de răcire Căldura sensibilă a aerului folosit la răcirea pereţilor Căldura conţinută de sticla topită la ieşire Căldura conţinută de zgură Căldura sensibilă a gazelor de ardere Căldura chimică a gazelor de ardere Căldura pierdută cu gazele de ardere prin orificii Căldura radiată prin uşi şi orificii Căldura pierdută prin pereţi Căldura conţinută de apa de răcire, la ieşire Căldura conţinută d aerul cald, după răcirea pereţilor Căldura utilă

Simbol Qsm QL Qc Qel Qai QLri Qpp Qzg Qga Qchg Qgo Qro Qrc QR QLre Qu

Valoarea 22,06 183,79 13476 370,55 24,78 382,70 2953 604,95 5486 647,37 190,03 319,62 3420 94,57 724,39 3451

92

Bilanţuri termoenergetice

Tabelul 5.25 Bilanţul termic al cuptorului. Denumirea Qsm QL Qc Qel Qai QLri

Căldură intrată 103 kJ/ciclu 22,06 183,79 13476,00 370,55 24,78 382,70

% 0,15 1,27 93,20 2,56 0,17 2,65

QI

14453,88

100

Denumirea Qpp Qzg Qga Qchg Qge Qro Qrc QR QLre Qe Qe

Căldură ieşită 103 kJ/ciclu 2953 604,95 5486,00 647,37 190,03 319,62 3420,00 94,57 724,39 19,95 14453,88

% 20,42 4,18 37,94 4,48 1,31 2,21 23,66 0,65 5,01 0,14 100

Principalii indicatori tehnico-economici rezultaţi în urma bilanţului termic sunt: ·

gradul mediu de zilnic încărcare a cuptorului: y = P = 100,16 % P

(5.104)

n

·

randamentul termic al procesului: ht = Qu

= 23,87 %

(5.105)

Qi ·

randamentul utilizării combustibilului: hc = Qcc - Qp

= 25,61 %

(5.106)

Q

cc

·

gradul de recuperare a căldurii din gazele de ardere: r= Q = 64,33 % recuperat

(5.107)

Q

i

·

consumul specific total net de căldură este q=11906,32 kJ/kg sticlă topită.

·

consumul specific net de combustibil este b=15283,18 kJ/kg sticlă topită =0,33 m3N CH4/kg sticlă topită.

Exemple şi studii de caz

5.9

93

BILANŢUL TERMIC AL UNUI CUPTOR TUNEL

Cuptorul tunel este destinat arderii produselor refractare silico-aluminoase, având caracteristicile tehnico-funcţ ionale prezentate în tabelul 5.26. El este realizat sub forma a trei zone principale: ·

de uscare şi preîncălzire, de 33 m (10 vagoneţi);

·

de ardere, de 24 m (8 vagoneţi);

·

de răcire, de 21 m (7 vagoneţi);

Total: de 78 m (25 vagoneţi). Funcţionarea cuptorului este continuă. Conturul de bilanţ considerat, cuprinde cuptorul propriu-zis şi tubulatura aferentă, care face legătura între diversele zone ale sale, pentru transportul aerului cald. Elementele de calcul ale bilanţ ului termic se bazează pe aceiaşi metodă ca şi în exemplul precedent. Mărimile măsurate şi punctele corespunzătoare sunt cele prezentate în tabelul 5.27. Măsurările de debit s-au făcut astfel : ·

debitul de combustibil introdus în cuptor s-a măsurat cu un debitmetru diferenţial; · debitele de aer cald pentru ardere (după preîncălzirea la t ga=365 ºC prin trecerea peste vagoneţii cu produse fierbinţi), de gaze de ardere evacuate la coş, de aer cald excedentar evacuat d coş şi de aer rece introdus, s-au determinat cu ajutorul tubului Pitot. Metoda de măsurare cu ajutorul tubului Pitot a fost urmă toarea: cele două ieşiri al tubului manometric s-au racordat la un micromanometru cu tub înclinat MP-C-03 construcţie Termotehnica, cu care s-a mă surat diferenţa între presiunea totală şi aceea statică, adică presiunea dinamică (h), în mm H2O.

12 12

12

12

12

9 12 25

12

3,4

Ecluză

Ieşire

1,2 Intrare

12

12 5 20

12 12

12 11,27

21

10,26 6,10,22

8,24

7,23 La coş

Aer de răcire;

Aer cald;

Zona de preîncălzire şi uscare;

Combustibil;

Gaze de ardere;

Zona de ardere;

Zona de răcire.

Fig. 5.5 Schema de principiu a cuptoarelor tunel, cu punctele de măsură pentru elaborarea bilanţului termic 1, 2 – temperatura materialului ş i platformei vagonetului la intrarea în cuptor; 3, 4 – idem, la ieşirea din cuptor; 5 – temperatura aerului insuflat în zona de răcire; 6 – temperatura aerului cald insuflat la arzătoare; 7 – temperatura aerului cald evacuat la coş; 8 – temperatura combustibilului; 9, 10 – temperatura aerului rece insuflat în zona de amestec; 11 – temperatura gazelor de ardere; 12 – temperatura pereţilor, pe zone; 13 – temperatura boltei cuptorului pe zone; 14 – temperatura pe zone a şasiului vagoneţilor; 15 – temperatura de ardere a produselor; 20 – debit aer rece insuflat în zona de răcire; 21 – debit aer cald-rece absorbit din cuptor; 22 – debit aer cald insuflat la arzătoare; 23 – debit aer cald evacuat la coş; 24 – debit combustibil; 25, 26 – debit aer rece insuflat la zona de uscare; 27 – debit gaze de ardere absorbit din cuptor.

Exemple şi studii de caz

95

Tabelul 5.26 Caracteristicile tehnico-funcţionale ale cuptorului. Nr. 1.

2.

3.

4.

5.

6.

7.

8.

Caracteristica Productivitatea: · de proiect · în funcţiune Productivitatea specifică: · de proiect · în funcţiune Temperatura de ardere: · maximă · medie Consum de combustibil: · de proiect · în funcţiune Arzătoare cu aer: · număr · presiunea Durata ciclului: · proiectată · în funcţiune Caracteristici constructive: · lungimea · lăţimea · înălţimea · volum util · nr. de vagoneţi Încărcătura pe vagonet

U. M. t/an

Valoarea 40000 48000

3

0,235

t/m zi

0,28 ºC

1450 1340

kJ/t

80-120 85

buc.

30

bar

1,2-1,5

ore

65 52

m

78

m m m3 buc.

3,1 2,2 470 26

t

10-12

Tabelul 5.27 Mărimile măsurate la cuptorul de cărămizi. Mărimea 1 Cantitatea de cărămizi Combustibilul Puterea calorică inferioară Cantitatea de argilă din cărămizi Compoziţia combustibilului: · oxigen · azot · gaz metan Temperatura combustibilului Temperatura de intrare a materialelor

Simbol 2 Pp C Hi Garg O2 N2 CH4 tc tsm

U. M. 3 t/14 zile m3N/14 zile kJ/m3N kg %

Valoarea 4 1846 135800 35590 300 0,5 1,5 98

ºC ºC

27 27

96

Bilanţuri termoenergetice

continuare tabel 5.27 1 Componenţa materialului intrat: · cărămidă uscată · umiditate · greutatea vagoneţilor · greutatea părţii metalice Temperatura de intrare a vagoneţilor Temperatura aerului de ardere Debit aer răcire insuflat în cuptor: · în zona de răcire · în zona de ardere · în zona de uscare

2 Gcăr

3 t

4 1846

W1+W2 Gu Gc tsm tL D1

% t t

9,5 11,5 4,5

ºC ºC m3 /h

27 27 27700 3600 5200

tml tve tcăpt

m3/h m3/h ºC h ºC ºC ºC

tga

ºC

365

tac CO2

ºC

400 1,6

D2 D3 tar

Temperatura aerului de răcire Durata măsurătorilor Temperatura cărămizi la ieşire Temperatura vagoneţi la ieşire Temperatura căptuşeală refractară, la ieşire Temperatura ieşire gaze de ardere (aer cald) din zona de ardere Temperatura aer cald în cuptor Analiza gazelor de ardere: · bioxid de carbon · oxigen · azot

%

O2 N2 Dga tg,coş Daer

Debit gaze de ardere ieşite din cuptor Temperatura gazelor de ardere la coş Debit aer cald evacuat la coş

m3/h ºC m3/h

27 336 120 135 95

19,8 78,6 35000 75 10200

Pe baza acesteia se determină viteza fluidului în punctul considerat:

w

med

2g H 0 [m/s]

= k0

gT

(5.108)

unde:

H 0 = h 0 (g h - g d ) k0 = w

med

w0 gT = g N pTN

=

(5.109)

h (5.110)

h0 3

pnTKc [kgf/m ]

(5.111)

unde: g este accelera ţia gravitaţ ională, în m/s 2; H0 – presiunea dinamică , în kgf/cm2; γT – greutatea specifică a fluidului în condiţiile de lucru (la presiunea p şi temperatura T, în K), în kgf/m3; h0 – presiunea dinamică, în mm H2O; γh, γd –

Exemple şi studii de caz

97

greutatea specifică a lichidului din micromanometru, respectiv a aerului din manometrul diferenţial. Cunoscând viteza medie în secţiunea respectivă, debitul de fluid este dat de: V = 3600Swmed [m3/s]

(5.112)

unde: S este secţiunea în punctul de măsură, în m2. Alegerea secţiunilor de conductă pentru efectuarea măsurătorilor s-a făcut în funcţie de condiţiile existente: ·

pentru gazele de ardere, aerul cald excedentar, aerul rece şi cel preîncălzit pentru ardere, măsurătorile s-au făcut la baza coşului;

·

pentru aerul rece insuflat în cele două zone, măsurătorile s-au făcut deasupra cuptorului tunel, într-o porţiune orizontală.

Rezultatele calculului diverselor mărimi ale bilanţului termic sunt prezentate în tabelul 5.28. Pe lângă relaţiile generale prezentate în exemplul precedent, s-au mai utilizat următoarele: ·

Căldura degajată prin reacţiile exoterme care se produc în spaţiul de lucru al cuptorului: (5.113) Qex = Garg qex [kJ/t]

unde: Garg este cantitatea de argilă din cărămizi, în kg argilă/t de căr ămizi; qex – căldura degajată prin arderea argilei, în kJ/kg argilă (s-a considerat qex=230,29 kJ/kg argilă). · Qsm

Căldura sensibilă a materialelor introduse în cuptor este determinată din: = 1 G c t +G c t +G c t +G c t [kJ/t]

(

car p,car car

apa

p,apa apa

vag

p,vag vag

capt

p,capt capt

)

Pp (5.114) unde: Gcar, Gapa, Gvag, Gcapt sunt respectiv cantitatea de cărămidă uscată, de apă de îmbibaţie, higroscopică şi de cristalizare conţinută de cărămizi la intrarea în cuptor, masa cărucioarelor metalice introduse şi a căptuşelii refractare a acestora, în kg/durata τ de analiză; cp,car, cp,apa, cp,vag, cp,capt – că ldurile specifice medii ale elementelor intrate în cuptor odată cu materia primă, în kJ/(kg ºC); tcar, tapa, tvag, tcapt – temperatura la care se introduc elementele respective, în ºC. Dintre acesta Gcar s-a măsurat, iar cp,car s-a luat pentru şamotă, la temperatura tcar=27 ºC. Cantitatea de apă Gapa se determină cu: [t/τ] (5.115) W1 +W2 G =G apa

car

100 - (W +W 1

2

)

unde: W1 est conţinutul procentual de apă şi higroscopică din cără mizile introduse în cuptor (W1=5,5 %), în %; W2 – conţ inutul procentual de apă de cristalizare (apă legată chimic) din cărămizile introduse în cuptor, în % (W2=4 %).

98

Bilanţuri termoenergetice

Greutatea părţii metalice a cărucioarelor se calculează cu:

G Gmet = Gcar Cc [t/τ]

(5.116)

u

unde: Gu este greutatea utilă a cărucioarelor intrate în cuptor (Gu=11,5 t); Gc – greutatea părţii metalice a cărucioarelor (Gc=4,5 t); Greutatea căptuşelii refractare a cărucioarelor este dată de: G Gcapt = Gcar Gcc [t/τ]

(5.117)

u

unde: Gcc este greutatea căptuşelii refractare a cărucioarelor (Gcc=Gu-Gc). Valorile acestor cantităţi sunt date în tabelul 5.28. ·

Căldura introdusă cu aerul de răcire în zonele de uscare şi răcire ale cuptorului, s-a determinat cu relaţia: Q ar = 1 ( D - D )ti L [kJ/t] T

(5.118)

C

Pp unde: DT este debitul de aer insuflat în cuptor, rezultat din: = (D + D + D )

D T

273 [m3/h]

(5.119)

123

273 + tar unde: D1 este debitul de aer introdus în zona de răcire cu ajutorul celor două ventilatoare, în m3/h; D2 – debitul de aer de răcire introdus în zona de uscare şi preîncălzire cu ajutorul ventilatorului V1; D3 – idem D2 , introdus cu ventilatorul V2, în m3/h; tar – temperatura aerului de răcire, în ºC; DC – debitul de aer folosit pentru ardere, în zona de ardere, dat de:

D = C0VL [m3N/h]

(5.120)

t unde: C0 este consumul de combustibil, în m 3N/h; VL – volumul real de aer necesar arderii, în m3N/m3N; τ – durata considerată (τ=14 zile x 24 ore/zi=336 ore); iL – entalpia aerului de ardere, la temperatura tL (vezi tabelul 5.10.3). C

· Cantitatea de căldură utilă est dată de relaţia: Qu = Qend + Qpp + Qa + Qev + Qhid [kJ/t]

(5.121)

unde: Qend este căldura absorbită prin reacţiile endoterme; Qpp – căldura sensibilă a produsului principal (cărămizi) la ieşirea din cuptor; Qa – căldura sensibilă a dispozitivelor auxiliare (vagoneţilor) care însoţesc materialul; Qev – căldura consumat ă pentru evaporarea umidităţii din încărcă tură şi pentru supraîncălzirea vaporilor rezultaţi; Qhid – căldura consumată pentru degajarea apei de cristalizare (de constituţie).

Exemple şi studii de caz

99

Acestea se calculează astfel: Qend=0, în cazul de faţă. Qpp =

[kJ/t]

Gp

(5.122)

Pc t

p pp me

unde: Gp este greutatea produsului principal (cărămizile uscate) la ieşire, în kg; cpp – căldura specifică medie a cărămizilor la temperatura tme de ieşire din cuptor, în kJ/ (kg ºC). (5.123) t +G c t [kJ/t] Qa = 1 G c

(

mt

p,met ve

capt

p,capt capt

)

Pp unde: tve, tcapt sunt temperaturile părţii metalice a vagoneţilor, respectiv a căptuşelii lor refractare, la ieşirea din cuptor, în ºC; cp,met, cp,capt – căldurile specifice medii aferente, la temperaturile tve, respectiv t capt, în kJ/(kg ºC). t ga Q = 1 (5.124) ( A + A )(r + c ) [kJ/t] ev

12

pm

Pp unde: A1 este cantitatea de apă de îmbibaţie şi higroscopică conţinută de că rămizi la intrarea în cuptor, în kg; A2 – cantitatea de apă de cristalizare conţinut ă de cărămizi la intrarea în cuptor, în kg; r – căldura latentă de vaporizare a apei, la presiunea din cuptor, în kJ/kg; cpm – căldura specifică medie a vaporilor de apă supraîncălziţi la temperatura tga, în kJ/(kg ºC); tga – temperatura de ieşire a gazelor de ardere din cuptor, în ºC. În care: [kg/τ] (5.125) A =G W1 1

apa

W+W 2

1

A =G 2

W2

apa

= Gapa - A1 [kg/τ]

(5.126)

W+W 2 1

Q hid = 1 q hid A [kJ/t] Pp

(5.127)

2

unde: qhid este căldura consumată pentru degajarea unui kg de apa de cristalizare, în kJ/kg. ·

Pierderile de căldură sensibilă cu gazele de ardere sunt date de relaţia: (5.128) Qga = 1 (BV - v )i [kJ/u.p.p.] ga go ga Pp

unde: Vga este volumul de gaze rezultate prin arderea 1 kg (1 m 3N) de combustibil, în m3N/kg sau m3N/m3N; vgo – volumul de gaze de ardere prin orificii deschise, în m3N; iga – entalpia gazelor de ardere, în kJ/m 3N.

100

Bilanţuri termoenergetice

=(D -D

V ga

in

) ev

273 t [m3/τ]

(5.129)

273 + tar

unde: Din este debitul total de aer de răcire introdus in cuptor; Dev – debitul de aer evacuat din cuptor. Ele sunt date de: D (5.130) = D + D + D [m3/h] in

D =D

1

2

3

273 + tL + D ga

ev

273 + tL ar

273 + tg,cos

273 + tga

3 [m /h]

(5.131)

unde: Dga este debitul de gaze de ardere ieşite la coş; Dar – debitul d aer cald evacuat la coş, în m3/h. · Pierderile prin căldura sensibilă a aerului cald evacuat la coş, după răcirea materialului, sunt date de: Q ar

= 1 D ti P ar

273 [kJ/t] ar

p

(5.132)

273 + t L

unde: Dar este debitul de aer cald evacuat din cuptor, în m 3/h; iar – entalpia aerului la ieşire, la temperatura tga, în kJ/m3N. · Căldura necesară încălzirii vaporilor de apă din aerul introdus în cuptor se calculează cu relaţia: Q au = 1 A i ac [kJ/t]

(5.133)

u

Pp unde: Au este conţ inutul de apă din aerul introdus în cuptor, în kg/τ; iac – entalpia aerului la ieşire, la temperatura tga, în kJ/kg. În care: A =D u

273 in

-3

tc10

[kg H2O/ τ]

(5.134)

273 + tL

unde: χ este conţinutul de apă al aerului (13,1 g/m 3N). ·

Pierderile de căldură prin pereţii cuptorului şi prin tubulatura exterioară se calculează cu relaţiile (5.100) şi (5.101). Pentru pierderile prin vatra cuptorului, conform instrucţiunilor, în cazul cuptoarelor aşezate p pardoseală , pierderile specifice se consideră 581,53 W/m 2, considerate la secţiunea orizontală a cuptorului de la nivelul solului. Datorită existenţei carcaselor inferioare ale vagoneţilor, aceste pierderi se majorează cu 35 %, folosindu-se valoarea: (5.135) Qrc,vatra = 1,35 * 581,53 = 785 W/m2 Pierderile de căldură prin pereţi şi vatră sunt:

Exemple şi studii de caz

101

Q rc, p = Qh

336[h]3600[s] = 655,25Qh [kJ/t] rc, p rc, p 1846[t / t] unde: Qhrc,p sunt pierderile de căldură, exprimate în kW.

(5.136)

Tabelul 5.29 prezintă elementele de calcul ale bilanţului termic, iar tabelul 5.30 prezintă elementele bilanţului termic. Tabelul 5.29 Elementele de calcul ale bilanţului termic Nr. 1 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11. 12. 13. 14. 15. 16. 17. 18. 19. 20. 21. 22. 23. 24. 25. 26. 27. 28. 29. 30. 31.

Mărimea 2 Căldura chimică a combustibilului Căldura degajată prin reacţii exoterme Entalpia combustibil Căldura sensibilă a combustibilului Căldura specifică a cărămidei (la 27 ºC) Căldura specifică a apei din cărămidă (la 27 ºC) Căldura specifică a vagoneţilor (la 27 ºC) Căldura specifică a şamotei (la 27 ºC) Greutatea apei din materialul introdus Greutatea metalică a vagoneţilor Greutatea căptuşelii refractare a vagonet. Căldura sensibilă a materialului intrat Volumul specific real de aer de ardere Entalpia aerului de ardere (la 27 ºC) Căldura sensibilă a aerului de ardere Debitul de aer insuflat în cuptor Dt Debitul de aer insuflat în cuptor Debitul de aer utilizat la ardere Căldura intrată cu aerul de răcire Căldura specifică a cărămizilor la ieşire (la 120 ºC) Căldura sensibilă a produsului principal la ieşirea din cuptor Căldura specifică a vagoneţilor – a părţii metalice ( la 138 ºC) Căldura specifică a şamotei (la 95 ºC) Căldura specifică dispozitivelor auxiliare intrate Cantitatea de apă de îmbibaţie Cantitatea de apă de cristalizare Căldura latentă de vaporizare a apei Căldura specifică a vaporilor de apă ( la 365 ºC) Căldura consumată pentru evaporarea umidităţii Căldura consumată pentru degajarea unui kg de apă de cristalizare Căldura consumată pentru degajarea apei de cristalizare

Simbol 3 Qcc Qex ic Qsc cp,car cp,apa cp,vag cp,capt Gapa Gmet Gcapt Qsm VL iL QL Din DT DC Qar cpp

U. M. 4 103 kJ/t 103 kJ/t kJ/m3N 103 kJ/t kJ/(kg ºC) kJ/(kg ºC) kJ/(kg ºC) kJ/(kg ºC) t/τ t/τ t/τ 103 kJ/t m3N/m3N kJ/m3N 103 kJ/t m3/h m3N/h m3N/h 103 kJ/t kJ/(kg ºC)

Valoarea 5 2618,12 69,09 41,87 3,08 1,065 4,187 0,502 1,065 193,8 722,35 1123,65 64,06 10,88 35,05 28,05 36500 33215 4397,33 183,85 1,063

Qpp

103 kJ/t

127,62

cp,met

kJ/(kg ºC)

0,502

cp,capt Qa A1 A2 R cpm Qev qhid

kJ/(kg ºC) 103 kJ/t t/τ t/τ kJ/kg kJ/(kg ºC) 103 kJ/t kJ/kg

1,063 88,58 112,20 81,6 2500 1,934 336,57 330,77

Qhid

103 kJ/t

14,62

102

Bilanţuri termoenergetice

continuare (tabel 5.29) 1 32. 33.

2 Debitul de aer evacuat din cuptor Volumul gazelor de ardere ieşite prin neetanşietăţi Entalpia gazelor de ardere Pierderile de căldură sensibile cu gazele de ardere Entalpia aerului evacuat (la 365 ºC) Pierderile de căldură sensibilă cu aerul cald evacuat Cantitatea de apă din aerul introdus în cuptor Căldura necesară încălzirii vaporilor de apă din aerul introdus în cuptor Căldura pierdută cu gazele de ardere ce ies prin neetanşietăţi Căldura radiată prin neetanşietăţi Căldura pierdută prin pereţi şi tubulatura exterioară Căldura totală intrată Căldura consumată util Căldura total pierdută

34. 35. 36. 37. 38. 39. 40. 41. 42. 43. 44. 45.

3 Dev Vga

4 m3/h

5 34969 468119

iga Qga

kJ/m3N

98,35 467,08

kJ/m3N

487,32 387,14

m3/τ

103 kJ/t

iar Qevc

103 kJ/t

Au Qau

103 kJ/τ

kg/ τ

146199 61,28

Qgo

103 kJ/τ

133,57

Qro Qrc

103 kJ/τ 103 kJ/τ

203,70 1122,47

QT Qu Qp

103 kJ/τ 103 kJ/τ 103 kJ/τ

2966,25 56,739 2375,24

Indicii tehnico-economici de funcţionare a cuptorului sunt: ·

gradul de încărcare a cuptorului (vezi relaţia 5.104): 1846 330 zile / an t y = 14 zile = 0,91 48000 t / an

·

gradul de utilizare a capacităţii de producţie a cuptorului: 186

j=

yN

an

8760 ·

=

14 330 = 1,09

(5.138)

40000

randamentul termic al procesului tehnologic (vezi relaţia 5.105): ht = 2966,25

·

(5.137)

567,39

(5.139)

100 = 19,13 %

randamentul utilizării combustibilului (vezi relaţia 5.106): 2618,12 - 2398,86

hc =

100 = 8,37 %

(5.140)

Exemple şi studii de caz

103

Tabelul 5.30 Bilanţul termic al cuptorului tune pentru cărămizi refractare Denumirea Qcc Qex Qsc Qsm QL Qar

QT

·

Călduri intrate 103 kJ/t 2618,12 69,09 3,08 64,06 28,05 183,85

2966,25

% 88,26 2,33 0,10 2,16 0,95 6,20

100

Denumirea Qpp Qa Qev Qhid Qu Qga Qac Qau Qgo Qro Qrc Qp Qp QT

Călduri ieşite 103 kJ/t Căldura utilă 127,62 88,48 336,57 14,62 567,39 Căldura pierdută 467,08 387,14 61,28 133,57 203,70 1122,47 23,62 2398,86 2966,25

% 4,30 2,99 11,35 0,49 19,13 15,75 13,05 2,07 4,50 6,87 37,83 0,80 80,87 100

coeficientul de recuperare a căldurii (vezi relaţia 5.107): 1 4397,33 * 336 * 35,05 1846 r= 100 = 0,95 % 2966,25 *103

(5.141)

·

consumul specific de căldură a procesului este QT=2966,25*103 kJ/t cărămizi;

·

consumul specific de combustibil al procesului este Qcc=2618,12*103 kJ/t cărămizi.

5.10

BILANŢUL TERMOENERGETIC AL UNUI CUPTOR DE FORJE

Cuptorul de forjă cu suprafaţa vetrei de 4 m 2 este dotat cu un recuperator convectiv pentru încălzirea aerului de ardere, montat în canalul de gaze de ardere subteran, în imediata vecinătate a cuptorului. Cuptorul utilizează drept combustibil gazul natural. Cuptorul fiind dotat cu un recuperator pentru preîncălzirea aerului de ardere, care reintroduce căldura recuperată în spaţiul de lucru, s-au stabilit două contururi de bilanţ (figura 5.6): ·

primul contur cuprinde atât cuptorul, cât şi recuperatorul;

·

cel de al doilea contur cuprinde numai recuperatorul.

Rezultatele măsurărilor efectuate în vederea determinării elementelor bilanţurilor termice sunt prezentate în tabelul 5.31. Ecuaţia bilanţului termic pe ansamblul cuptor-recuperator este:

104

Bilanţuri termoenergetice

QT = Qcc + Qsc + QL + Qsm = Qpp + Qga + Qchg + Qgo + Qro + Qrc + Qac [kJ/u.p.p.]

(5.142) unde: Qcc, Qsc sunt căldura chimică, respectiv sensibilă a combustibilului; QL – că ldura introdusă cu aerul de ardere; Qsm – căldura sensibilă a materialului introdus în cuptor; Qpp – că ldura sensibilă a materialului care părăseşte cuptorul; Qga – căldura pierdută cu gazele de ardere evacuate din cuptor la coş ; Qchg – căldura pierdută prin arderea chimic incompletă; Qgo – căldura pierdută cu gazele de ardere prin orificii deschise; Qrc – căldura pierdută prin pereţii cuptorului; Qro – căldura pierdută prin radiaţia prin orificii deschise; Qac – căldura acumulată în zidăria cuptorului. Ecuaţia bilanţului termic pe recuperator este: Q´ + Q´ = Q´´ + Q´´ + Q ga

L

ga

ma

[kJ/u.p.p.]

(5.143)

L

unde: Q´ga, Q´´ga sunt căldura intrată, respectiv ieşită, cu gazele de ardere; Q´L, Q´´L – căldura intrată, respectiv ieşită cu aerul; Qma – pierderile de căldură în mediul ambiant. Contur de bilanţ 1

Cuptor Arzător Ventilator aer

Recuperator

La coş Contur de bilanţ 2

Fig. 5.7 Conturul bilanţurilor termice ale cuptorului.

Elementele bilanţului termic al ansamblului cuptor-recuperator s-au determinat folosind aceiaşi metodologie ca şi pentru exemplele de mai sus. Calculul elementelor bilanţului sunt prezentate în tabelul 5.32, iar tabelul 5.33 prezintă elementele principale ale bilanţului termic pentru cuptor. Elementele bilanţului termic al recuperatorului au fost calculate în tabelul 5.34 şi sintetizate în tabelul 5.35. Recuperatorul fiind montat subteran, în canalul de gaze de ardere pierderile de căldură în mediul ambiant s-au putut calcula numai de la suprafaţa canalului, pierderile de căldură către sol, inclusiv pe porţiunea cuptor-recuperator s-au determinat din condiţiile de închidere a bilanţului.

Exemple şi studii de caz

105

Tabelul 5.31 Rezultatele măsurărilor efectuate Nr. 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10.

Mărimea Greutatea şarjei Temperatura iniţială a şarjei Temperatura şarjei la evacuarea din cuptor Consumul de combustibil Temperatura combustibilului Durata şarjei Temperatura aerului la intrarea în recuperator Temperatura aerului la ieşirea în recuperator Temperatura gazelor de ardere la ieşirea din cuptor Temperatura gazelor de ardere la ieşirea din recuperator Temperatura gazelor de ardere în cuptor Suprapresiunea gazelor de ardere în cuptor Compoziţia chimică a gazelor de ardere uscate

11. 12. 13.

14.

Simbol Pp tmi tme Ch tc τg t´L t´´L t´g

21. 22.

Valoarea 1600 22 1100 59 16 3 24 150 640 500

O2 CO N2

ºC N/m2 % % % %

F1

m2

1220 8 7 7 1 85 0,02

F2 τ0 L tp Sr B tzs

m2 ore m ºC m2 N/m2 ºC

0,002 3 0,3 130 1,2 99085 1200

tzi Gz

ºC kg

1135 44000

t´´g

tgo p CO2

Suprafaţa orificiilor deschise · neetenşietăţi la usi · patru orificii circulare Timpul de deschidere al orificiilor Grosimea peretelui cuptorului Temperatura pereţilor exteriori ai cuptorului Suprafaţa capacului recuperatorului Presiunea barometrică Temperatura stabilizată a pereţilor interiori ai cuptorului Temperatura iniţială a pereţilor interiori Greutatea zidăriei cuptorului

15. 16. 17. 18. 19. 20.

U. M. kg ºC ºC m3N/h ºC ore ºC ºC ºC ºC

Recuperatorul fiind montat subteran, în canalul de gaze de ardere pierderile de căldură în mediul ambiant s-au putut calcula numai de la suprafaţa canalului, pierderile de căldură către sol, inclusiv pe porţiunea cuptor-recuperator s-au determinat din condiţiile de închidere a bilanţului. Pe baza elementelor bilanţului termic s-au calculat indicii tehnico-economici principali: ·

gradul de încărcare a cuptorului: 1600 y = Pp 100 = P 1800 = 88,8

%

pu

unde: Ppu este capacitatea nominală a cuptorului (Ppu=1800 kg/şarjă). ·

randamentul termic:

(5.144)

106

Bilanţuri termoenergetice

Q -Q

Q

pp

ht =

u

=

100

·

100 =

QT

QT

1001-10,6

sm

3986,5

100

= 24,8 %

(5.145)

randamentul utilizării combustibilului: hc = Qcc - Qp 100 =3927,2 - 2965,7 100 = 24,5 %

Q

(5.146)

3927,2

cc

(5.147)

unde: Qp = Qga + Qgo + Qchg + Qro + Qma + Qac = 2965,7 [kJ/u.p.p.] ·

coeficientul de recuperare a căldurii: r=Q 100 =Q´´ L -Q´ L 100 =292 - 46 100 = 6,2 %

(5.148)

recup

Q

T

Q

T

3986,5 Tabelul 5.32

Calculul elementelor bilanţului termic al cuptorului Nr. 1 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11. 12. 13. 14. 15.

16. 17.

Mărimea 2 Cantitatea de combustibil arsă efectiv în cuptor Căldura chimică a combustibilului Căldura sensibilă a combustibilului Coeficientul de exces de aer Cantitatea d aer introdusă la arzător pentru 1 m 3N

de combustibil Căldura introdusă cu aerul de ardere Căldura introdusă cu materialul şarjei Căldura totală intrată în cuptor Căldura sensibilă a materialului care părăseşte cuptorul Volumul de gaz pierdut orar prin orificiile deschise ale cuptorului Volumul de gaze pierdut prin orificii în timpul şarjei Cantitatea de gaze de ardere uscate rezultate prin arderea 1 m3N combustibil Volumul de vapori de apă rezultaţi prin arderea 1 Nm3 combustibil Volumul de gaze de ardere umede rezultat din arderea 1 Nm3 combustibil Compoziţia gazelor de ardere umede din cuptor

Cantitatea de gaze de ardere ieşită pe coş în timpul şarjei Entalpia gazelor de ardere evacuate la coş

Simbol 3 C Qcc Qsc λ Va

U. M. 4 m 3N kJ/u.p.p. kJ/u.p.p. -

m3 N/m3 N

Valoarea 5 177 3927,2 2,7 1,4 13,33

QL Qsm QT Qpp

kJ/u.p.p. kJ/u.p.p. kJ/u.p.p. kJ/u.p.p.

46 10,6 3986,5 1001

vhgo

m3N/h

99,4

vgo

m3N

298,2

Cgu

m3 N/m3 N

12,5

VH2O

m3 N/m3 N

2,16

Vg

m3 N/m3 N

14,66

CO2´

% % % % % m3N

5,97 5,97 0,85 72,48 14,73 2296,6

kJ/m3N

703,9

O 2´ CO´ N2´ H2O´ Vgs i´´g

Exemple şi studii de caz

107

continuare tabel 5.32 1 18. 19. 20. 21. 22. 23. 24.

25. 26. 27. 28. 29. 30. 31.

2 Căldura pierdută cu gazele de ardere evacuate pe coş Entalpia gazelor de ardere scăpate din cuptor prin orificiile deschise Căldura pierdută cu gazele de ardere scăpate prin orificiile deschise Căldura pierdută prin arderea chimică incompletă Coeficientul de diafragmare al orificiilor deschise · neetanşietăţi la uşă · orificiile circulare Căldura pierdută prin radiaţie prin orificii deschise Coeficientul de convecţie de la peretele cuptorului la mediul ambiant (pentru suprafeţe izoterme)

Căldura pierdută în mediul ambiant prin suprafaţa cuptorului Căldura pierdută în mediul ambiant prin suprafaţa recuperatorului Temperatura medie ponderată a suprafeţei exterioare a cuptorului în regim stabilizat Temperatura medie a suprafeţei exterioare a cuptorului la începutul şarjei Temperatura medie a zidăriei în regim stabilizat Temperatura medie a zidăriei la începutul şarjei Cantitatea de căldură acumulată în zidărie

3 Qga

4 kJ/u.p.p.

5 1010,4

igo

kJ/m3N

1852,3

Qgo

kJ/u.p.p.

345,2

Qchg φ

kJ/u.p.p. -

174 0,55

Qro

kJ/u.p.p.

0,53 25,1

α1 α2 α3 α4 α5 α6

W/(m2

Qcma

kJ/u.p.p.

9,3 12,2 12,3 11,5 11,1 14,7 157,6

Qrma

kJ/u.p.p.

58,4

tspm

ºC

66

tipm

ºC

54

tsmz timz Qac

ºC ºC kJ/u.p.p.

633 594,5 1195

ºC)

Tabelul 5.33 Bilanţul termic al ansamblului cuptor-recuperator Denumirea Qcc Qsc QL Qsm QT

Călduri intrate kJ/u.p.p. 3927,2 2,7 46 10,6 3986,5

% 98,50 0,07 1,16 0,27 100

Denumirea Qpp Qga Qgo Qchg Qro Qcma Qrma Qac Eroare bilanţ Căldură ieşită

Călduri ieşite kJ/u.p.p. 1001,0 1010,4 345,2 174,0 25,1 157,6 58,4 1195 19,8 3986,5

% 25,11 25,34 8,66 4,36 0,63 3,96 1,46 29,98 0,50 100

108

Bilanţuri termoenergetice

Tabelul 5.34 Calculul elementelor bilanţului termic al recuperatorului Nr. 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10.

Mărimea Simbol Cantitatea de căldură intrată cu aerul Q´L Entalpia gazelor de ardere la intrarea în i´ga recuperator Cantitatea d căldură intrată cu gazele de ardere Q´ga Cantitatea totală de căldură intrată QT Cantitatea de căldură ieşită cu aerul preîncălzit Q´´L Cantitatea de căldură ieşită cu gazele de ardere Q´´ga evacuate la coş Coeficientul de convecţie de la suprafaţa αc capacului recuperatorului la mediul ambiant Cantitatea de căldură pierdută în mediul ambiant Qrcma prin capacul recuperatorului Cantitatea de căldură pierdută către sol în zona Qrsma recuperatorului Coeficientul de reţinere a căldurii al ηr recuperatorului

U. M. kJ/u.p.p. kJ/Nm3

Valoarea 46 915,97

kJ/u.p.p. kJ/u.p.p. kJ/u.p.p. kJ/u.p.p.

1314,8 1360,8 292 1010,4

W/(m2 ºC)

15,5

kJ/u.p.p.

13,3

kJ/u.p.p.

45,1

%

80,8

Tabelul 5.35 Elementele bilanţului termic al recuperatorului Denumirea Q´ga Q´L QT

5.11

Călduri intrate kJ/u.p.p. 1314,8 46,0 1360,8

% 96,6 3,4 100

Denumirea Q´´ga Q´´L Qrcma Qrsma Qe

Călduri ieşite kJ/u.p.p. 1010,4 292,0 13,3 45,1 1360,8

% 74,2 21,5 1,0 3,3 100

BILANŢUL ENERGETIC AL UNEI INSTALAŢII FRIGORIFICE CU COMPRESIE MECANICĂ

Instalaţia frigorifică cu compresie mecanică are schema din figura 5.8. Instalaţia frigorifică este cu compresie mecanică într-o treaptă a vaporilor de amoniac şi cu două trepte de laminare. Instalaţia este echipată cu două compresoare cu piston de tipul 2AV20. Compresoarele funcţionează în regim uscat, asigurând vapori saturaţ i uscaţi de amoniac, rezultaţi din separatoarele SL1 şi SL2. Vaporii supraîncălziţi refulaţi de cele două compresoare, intră în condensatorul comun C unde sunt condensaţi cu apă de răcire. Condensatul rezultat se subrăceşte izobar în subrăcitorul SR, comun celor compresoare. Amoniacul lichid se laminează în ventilele VL1 şi VL2. Amestecul lichid şi vapori format în urma laminării ajunge în separatoarele SL1 şi SL2 care asigură funcţionarea în regim uscat a compresoarelor şi alimentarea numai cu lichid a vaporizatoarelor V1 şi V2.

Exemple şi studii de caz

109

2 C

2´

Apă de răcire

2´´

C

SR

VL1

3

1´ 4´

6´ SL1 5´

VL2

C

Apă răcită V1

4´´

1´´ 6´´ SL2 5´´

Saramură V2

Fig. 5.8 Schema de principiu a instalaţiei frigorifice cu compresie

Amoniacul lichid rezultat din separatoarele SL1 şi SL2, ajuns în vaporizatoarele VL1 şi VL2 vaporizează pe baza căldurii preluate de la agenţii frigorifici de transport folosiţi. Vaporii formaţi se reintroduc în separatoarele SL1 şi SL2, unde are loc separarea fazei lichid de vapori, aceştia fiind aspiraţi de compresoare. Frigul este livrat consumatorilor cu ajutorul a două circuite de transport: ·

un circuit de apă răcită;

·

un circuit de saramură cu compoziţia gravimetrică 80 % apă şi 20 % sare (NaCl).

Caracteristicile tehnice ale compresoarelor sunt prezentate în tabelul 5.36. Ecuaţia generală a bilanţului termoenergetic al unei instalaţii cu ciclu invers cu compresie mecanică de vapori este: Pi + Qr,1 + Q j,1 + Qc,1 + Q f + DQi = DPe + Pm + Qr,2 + Q j,2 + Qc,2 + DQs [kW] (5.149)

110

Bilanţuri termoenergetice

Tabelul 5.36 Caracteristicile tehnice ale compresoarelor cu piston tip 2AV20 Caracteristica Număr cilindri, z Diametrul cilindrilor, d Cursa pistonului, C Spaţiul vătămător, C0 Turaţia compresorului, n Cilindree momentană Puterea electromotorului Debit apă răcire cilindrii

U. M. Buc. m m m Rot/min M3/s KW kg/h (kg/s)

Valoarea 2 0,200 0,160 0,003 380 0,063611 40 750 (0,208)

unde: Pi este puterea consumată de motoarele de antrenare ale compresoarelor; Qr,1, Qr,2 – căldura introdusă şi ieşită din conturul de bilanţ cu apa de răcire a cilindrilor compresoarelor; Qj,1, Q j,2 – căldura introdusă şi ieşită din conturul de bilanţ cu agentul de transport a frigului; Qf – căldura preluată de agentul frigorific din spaţii răcite direct; Qi – aportul de că ldură din mediul ambiant către elementele instalaţiei cu temperaturi inferioare mediului; Qs – pierderile de căldură către mediul ambiant; Qc,1, Qc,2 – căldura intrată, respectiv ieşită cu apa de răcire a condensatorului instalaţiei; Pe – pierderile electrice în motoarele de antrenare; Pm – pierderile mecanice în compresoare. Explicitând diferitele energii şi cantităţi de căldură, relaţia (5.149) poate fi scrisă sub forma: n

å

n

P + D

å

i

i=1 n

c

r ,i

m

p

i=1

t + D c t 1

å

j

i=1

e,i

å

c

p

i=1

å

i=1

o

å

Q

r

f ,k

+ DQ

å

i,l

r,i

p

r

t + D c t 2,i

j=1

=

l=1

m

+ D c

m,i

1,c

+

k =1

i=1 n

n

= DP + DP

å

pj 1, j

+D c t

å

j

pj

2, j

+D c t c

p

2,c

+ DQ

å

s,l

[kW]

l=1

(5.150) unde: Pi este puterea electrică absorbită de la reţeaua electrică de alimentare de către compresorul i al instalaţiei frigorifice, în kW; Dr,i – debitul de apă de răcire a cilindrilor compresorului i , în kg/s; t1 – temperatura apei de răcire la intrarea în condensatorul instala ţiei şi în cilindrii compresoarelor, în ºC; Dj – debitul de agent de transport de tipul j răcit de instalaţi, în kg/s; t 1,j, t 2,j – temperatura de intrare, respectiv de ieşire a agentului de transport de tipul j, în şi din conturul de bilanţ, în ºC; Dc – debitul de apă de ră cire a condensatorului şi subrăcitorului instalaţiei, în kg/s; Qf,k – debitul de căldur ă primit ă direct de agentul frigorific (de lucru) dintr-un spaţiu răcit k, în kW; Qi,l – aportul de căldură din mediul ambiant către elementele instalaţiei frigorifice cu temperaturi sub cele ale mediului ambiant, în kW; Pe,i – pierderile electrice în motorul de antrenare al compresorului i, în kW; Pm,i – pierderile mecanice în compresorul i, în kW; t2,i – temperatura de ieşire a apei de răcire din cilindrii compresorului i , în ºC; t2,c – temperatura de ieşire a apei de răcire din condensatorul instalaţiei, în ºC; Qs,l – pierderile de căldură în mediul ambiant de la elementele instalaţiei frigorifice cu temperaturi superioare mediului

Exemple şi studii de caz

111

ambiant, în kW; cp, cpj – căldura specifică a apei, respectiv a agentului de transport de tip j, în kJ/(kg ºC). În relaţia (5.150), trebuie îndeplinită condiţia m+o=n. Termenii 6 din partea stângă şi partea dreaptă din relaţia (5.149) pot fi neglijaţi, ei intervenind în ambii membri ai relaţiei şi au acelaşi ordin de mărime ca şi erorile datorate măsurătorilor. Căldura preluată direct de agentul frigorific (de lucru) din spaţiul k este: Q f ,k = D f ,k (ik - i4,k ) [kW]

(5.151)

unde: Df,k este debitul de agent frigorific care preia căldură direct din spaţiul răcit k, în kg/s; ik – entalpia vaporilor saturaţi uscaţi de agent frigorific, la presiunea pk a agentului frigorific care alimentează spaţiul răcit k, în kJ/kg; i4,k – entalpia agentului frigorific după ventilul de laminare până la presiunea pk egală cu cea de ieşire din subrăcitorul instalaţiei i4,k=i3, în kJ/kg. Pierderile electrice în motorul de antrenare Pe,i se determină din bilanţul electroenergetic al motoarelor de antrenare, în kW. Pierderile mecanice ale compresorului Pm,i sunt:

DP

= Pc,i - (Pi,i + Qrc,i ) [kW]

m,i

unde:

P

= Pi - DPl,i [kW]

(5.153)

= Dr ,i cp (t2,i - t1,i ) [kW]

(5.154)

c,i

Q

rc,i

P

= D f ,i (ic,i - iv,i ) [kW] , pentru i=j=1...m [kW] D c (t f pf 1, f - t2, f )

D = r,i

i,i

(5.155) (5.156)

i -i v,i

D

(5.152)

= f ,i

Q

4,i

f ,k

, pentru i=k=(n-m)...n [kW]

(5.157)

i -i v,i

4,i

unde: Pc,i este puterea transmisă de motorul electric compresorului, în kW; Qrc,i – căldura evacuată cu apa de răcire a cilindrilor i , în kW; Pi,i – puterea internă consumată în compresor pentru modificarea stării agentului frigorific din punctul 1,i în punctul 2,i, în kW; Df,i – debitul de agent termic comprimat de compresorul i, în kg/s; iv,i, i c,i – entalpiile agentului frigorific în starea 1,i (ieşire vaporizator), respectiv în starea 2,i (intrare condensator), în kJ/kg; i4,i – entalpia agentului frigorific după laminare, i4,i =i3, în kJ/kg. Stările 1,i şi 2, i corespund stării vaporilor de agent frigorific la aspiraţia acestora de către compresorul i, respectiv la refularea lor în procesul real. Randamentul mecanic al compresorului i este:

112

Bilanţuri termoenergetice

hm.i = 1 - DP

P

(5.158) m,i

c,i

Coeficientul de livrare al compresorului i (numai pentru compresoare cu piston) este:

li = 76,39 D f ,i vv,i = D f ,i vv,i 380

V

d 2Cnz

(5.159)

n

c

unde: vv,i este volumul specific al vaporilor saturaţi uscaţi aspiraţi de compresorul i (corespunzător stării 1,i , adică vapori saturaţi uscaţ i la presiunea pv,i), în m3/kg; d – diametrul cilindrului, în m; C – cursa pistonului, în m; n – turaţia compresorului, în rot/min; z – numărul de cilindri; Vc – cilindreea momentană, în m3/s.

Coeficientul politropic al compresiei reale în compresorul i se calculează cu relaţia: 1 =1(5.160) ln(T2,i / T1,i )

n

ln( pc / pv,i ) unde: T2,i şi pc sunt parametrii de stare la refularea vaporilor comprimaţi (proces real), în K şi respectiv în N/m 2; T1,i ş i pv,i – parametrii de stare la aspiraţia vaporilor de către compresor, în K şi respectiv în N/m 2. Literatura de specialitate recomandă pentru compresoare răcite corespunzător, valorile np=1,1 pentru agentul frigorific amoniac şi np=1,0 pentru freoni. Eficienţa instalaţiei este: ·

n,i

pentru nivelul de temperatură (compresorul) i: D c j

pj

(t

1, j

-t

)

2, j

, pentru i=j=1...m

e1 =

(5.161)

Pi sau: e1 =

Q f ,k P

, pentru i=k=(n-m)...n

(5.162)

i

·

globală: m

åD j c pj (t 1, j e=

-t

2, j

+

o

) åQ f ,k k =1

j=1 n

å

P

(5.163)

i

i=1

Ecuaţia bilanţului termic poate fi scrisă şi sub forma: Pi + DQ j + Q f = DPe + DPm + DQr + DQc

(5.164)

Exemple şi studii de caz

113

unde: n

å

(5.165)

Pi = Pi [kW] i =1 m

å

DQ j = D j c pj (t 1, j - t2, j ) [kW]

(5.166)

j=1 o

= Q

å

[kW]

(5.167)

DP = DP [kW] e å e,i

(5.168)

Qf

f ,k

k =1 n

i=1 n

DPm

= DP

å

m,i

[kW]

(5.169)

i=1 n

DQ = D c r

å

r,i

p

(t 2,i

- t1,i ) [kW]

(5.170)

i=1

DQc = Dc cp (t2,c - t1,c ) [kW]

(5.171)

În tabelul 5.37 sunt trecute valorile mărimilor măsurate necesare întocmirii bilanţului termoenergetic, în tabelul 5.38 componentele bilanţului, iar în tabelele 5.39 şi 5.40 bilanţul termoenergetic. Tabelul 5.37 Mărimi măsurate necesare întocmirii bilanţului termic al unei instalaţii frigorifice cu compresie mecanică de vapori Nr.

Mărimea

Simbol

U. M.

1.

Putere consumată de motorul de antrenare Turaţie Presiune aspiraţie Temperatură aspiraţie Presiune refulare Temperatură refulare Temperatură apă răcire cilindri compresor intrare Idem, ieşire Debit apă răcire cilindri compresor Temperatură apă răcire condensator intrare Idem, ieşire Debit apă de răcire condensator

Pi

kW

n pv,i Tv,i pc Tc,i T1,i

rot/min bar ºC bar ºC ºC

373 2,6 -12 11,8 107 10,8

378 2,2 -16 11,8 123 10,8

T2,i Dr,i

ºC kg/s

12,5 0,153

13,3 0,14

T1,c

ºC

18,3

T2,i Dc

ºC kg/s

25,1 8,3167

2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11. 12.

Valoarea Compresor 1 Compresor 2 28 36

114

Bilanţuri termoenergetice

continuare tabel 5.37 13. Temperatură agent apă rece, intrare 14. Idem, ieşire 15. Debit agent apă rece 16. Temperatură saramură, intrare 17. Idem, ieşire 18. Debit agent saramură 19. Pierderi în motorul electric de antrenare 20. Temperatură agent de lucru după subrăcitor

T1,1

ºC

11,8

-

T2,1 D1 T1,2 T2,2 D2 Pe,i

ºC kg/s ºC ºC kg/s kW

5,1 3,221 3,12

8,3 0,5 3,69 3,37

t3

ºC

29,5

Tabelul 5.38 Mărimi calculate necesare întocmirii bilanţului termoenergetic al instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică de vapori Nr. 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11. 12. 13. 14. 15. 16. 17. 18. 19. 20. 21. 22. 23. 24. 25. 26.

Mărimea Căldura introdusă cu apa de răcire a cilindrilor compresorului Căldura introdusă cu agentul termic apă rece Căldura specifică a saramurii Căldura introdusă cu agentul termic saramură Căldura introdusă cu apa de răcire a condensatorului Pierderile în motoarele de antrenare Entalpie amoniac aspirat de compresorul 1 Entalpie amoniac aspirat de compresorul 2 Entalpie amoniac după laminare Debit amoniac aspirat de compresorul 1 Debit amoniac aspirat de compresorul 1 Entalpie amoniac refulat de compresorul 1 Entalpie amoniac refulat de compresorul 2 Puterea internă a compresorului 1 Puterea internă a compresorului 2 Căldura evacuată cu apa de răcire din cilindrii compresorului 1 Căldura evacuată cu apa de răcire din cilindrii compresorului 2 Pierderile mecanice ale compresorului 1 Pierderile mecanice ale compresorului 2 Căldura ieşită cu apa de răcire a cilindrilor compresoarelor Căldura ieşită cu agentul termic apă rece Căldura ieşită cu agentul termic saramură Căldura ieşită cu apa de răcire a condensatorului Randamentul mecanic al compresorului 1 Randamentul mecanic al compresorului 2 Volum specific vapori amoniac aspiraţi de compresorul 1

Simbol Qr,1

U. M. kW

Valoarea 13,25

Q1,1 cp2 Q1,2 Qc,1

kW kJ/(kg ºC) kW kW

159,13 3,52 108,02 637,21

Pe iv,1 iv,2 i4,i Df,1 Df,2 ic,1 ic,2 Pi,1 Pi,2 Qrc,1

kW kJ//kg kJ//kg kJ//kg kg/s kg/s kJ//kg kJ//kg kW kW kW

6,49 1647 1642 539,0 0,08155 0,09203 1892 1933 19,98 26,78 1,0889

Qrc,2

kW

1,4654

Pm,1 Pm,2 Qr,2

kW kW kW

3,31 4,38 15,80

Q2,2 Q2,1 Qc,2 ηm,1 ηm,2 vv,1

kW kW kW -

68,78 6,51 873,99 0,847 0,866 0,4521

m3/kg

Exemple şi studii de caz

115

27. Volum specific vapori amoniac aspiraţi de compresorul 2 28. Coeficientul de livrare al compresorului 1 29. Coeficientul de livrare al compresorului 2 30. Coeficientul politropic al compresorului 1 31. Coeficientul politropic al compresorului 2

continuare tabel 5.38 m3/kg 0,5237

vv,2 λ1 λ2 ηp1 ηp2

-

0,59 0,76 1,33 1,346

Tabelul 5.39 Bilanţul termic al instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică de vapori (după relaţia 5.149) Denumirea PI Qr1 Q1,1 Q1,2 Qc,1 QI

Călduri intrate kW 64 13,25 159,13 108,02 637,21 981,61

% 6,52 1,35 16,21 11,00 64,92 100

Denumirea Pe Pm Qr,2 Q2,1 Q2,2 Qc,2 Qe Q

Călduri ieşite kW 6,49 8,19 15,80 68,78 6,51 873,99 979,76 1,85

% 0,66 0,83 1,61 7,01 0,66 89,03 99,8 0,2

Tabelul 5.40 Bilanţul termic al instalaţiei frigorifice cu compresie mecanică de vapori (după relaţia 5.156) Denumirea PI Q1 Q2 QI

Călduri intrate kW 64 90,35 101,51 255,86

% 25,01 35,31 39,68 100

Denumirea Pe Pm Qr Qc Qe Q

Călduri ieşite kW 6,49 8,19 2,55 236,78 254,01 1,85

% 2,54 3,2 1,0 92,54 99,28 0,72

Instalaţia frigorifică are un regim continuu de funcţionare, ca urmare bilanţul s-a întocmit pentru unitatea de timp. Indicatorii energetici realizaţi sunt: ·

eficienţele energetice pe cele două nivele de temperatură: e1 = DQ1 = 90,35 = 3,227

P

1

28

e = DQ2 = 101,51 = 2,82 2

·

P2

(5.172)

(5.173)

36

eficienţa energetică globală: e = DQ1 + DQ2 =90,35 +101,51 = 2,998 64 Pi

(5.174)

116

Bilanţuri termoenergetice

5.12

BILANŢUL ENERGETIC AL UNEI INSTALAŢII DE POMPĂ DE CĂLDURĂ CU ABSORBŢIE

Instalaţii de pompă de căldură cu absorbţie are schema din figura 5.9. Fierbător

tgv=105 ºC

Condensator

Dab, iab

Agent secundar

Abur 0,5…2 bar

Dc

Apă

Soluţie Br-Li

tc,e=60…70 ºC tc=69 ºC VL

Schimbător

tv=19 ºC

de căldură

Vaporizator tr,e=20…30 ºC Apă

Agent primar tr,I=25…35 ºC

Absorbitor

Dc, tci=30…40 ºC Fig. 5.9 Schema termică de principiu a pompei de căldură cu absorbţie 5 Gcal/h Br-Li.

Instalaţie de pompă de că ldură cu absorbţie este utilizată pentru producerea de apă caldă pentru încălzire sau pentru uz menajer având putere de 5 Gcal/h, utilizând ca agent termodinamic soluţia de Br-Li şi apă. Cu ajutorul acestei pompe de căldură se recuperează căldura sensibilă de potenţial termic scăzut (25-35 ºC) din apele industriale de răcire. Principalele caracteristici tehnice de catalog ale acestei instalaţii sunt prezentate în tabelul 5.41. Agentul de lucru – apa – este pulverizată în vaporizator peste fascicolul de ţevi prin care circulă apa tehnologică ce urmează a fi răcită. Datorită vidului înaintat, cca. 10-15 mm Hg, din corpul vaporizatorului, agentul de lucru se vaporizează preluând că ldura de la apa tehnologică. Vaporii produşi sunt absorbiţi, în absorbitor, de soluţia Br -Li care se diluează. În urma acestui proces, căldura de absorbţie este preluată de către agentul secundar care se preîncălzeşte în prima treaptă. Soluţia diluată este trimisă de către o pompă imersată, în sistemul fierbă tor, unde se concentrează prin fierbere cu ajutorul căldurii preluate de la aburul de joasă presiune (1,5-2 bar).

Exemple şi studii de caz

117

Tabelul 5.41 Caracteristicile tehnice de catalog ale pompei de căldură PCA 5-1 Nr. 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10.

Mărimea Temperatură agent secundar intrare Temperatură agent secundar ieşire Debit agent secundar Temperatură agent primar intrare Temperatură agent primar ieşire Debit agent primar Masă totală Presiune abur Debit abur Eficienţă energetică

U. M. ºC ºC m3/h ºC ºC m3/h t bar t/h -

Valoarea 15-35 60-65 100-170 25-35 20-30 400 ± 50 24 15 ± 0,5 5,5 1,66-1,8

Vaporii de apă produş i sunt trimişi la condensator, unde cedează căldura latentă de condensare agentului secundar, care se încălzeşte în treapta a II-a până la temperatura necesară consumatorului de căldură (60-65 ºC). Soluţ ia de Br -Li concentrată este readusă în absorbitor prin cădere liberă, reluându-se procesul de absorbţie. Agentul de lucru condensat est trimis la rândul său spre vaporizator prin intermediul unui ventil de laminare care îi reduce presiunea până la nivelul din vaporizator. Ecuaţia de bilanţ termic general, pentru o instalaţie cu ciclu invers cu absorbţie este dată de expresia:

D c t +D c t +D c t +D i = r p r,i

c,a

p c,i

c,c

p c,2

ab ab

= Drcptr,e + Dcacpta,e + Dc, ccptc,e + Dab ic ± DQ [kW]

(5.175)

unde: Dr este debitul de apă al resursei recuperate, în kg/s; tr,i, tr,e sunt temperaturile de intrare şi respectiv ieşire la vaporizator ale resursei, în ºC; Dc,a – debitul de agent încălzit prin absorbitor, în kg/s; Dc,c – debitul de agent încălzit prin condensator, în kg/s; tc,i – temperatura agentului secundar la intrare în absorbitor, în ºC; Dab – debitul de abur la fierbător, în kg/s; iab – entalpia aburului, în kJ/kg; ta,e, tc,e – temperaturile de ieşire ale agentului secundar din absorbitor ş i respectiv condensator, în ºC; ic – entalpia condensatului, kJ/kg; Q – eroarea de închidere a bilanţului, în kW. În cazul pompelor de căldură cu absorbţie, din cauza înserării pe partea de agent secundar a absorbitorului şi condensatorului, Dc,a=Dc,c=Dc ecuaţia de bilanţ devine: Dr cp tr,i + Dc c p tc,i + Dabiab = Dr c p tr,e + Dc cp tc,e + Dabic ± DQ [kW] (5.176)

În tabelul 5.42 sunt prezentate valorile mărimilor mă surate necesare întocmirii bilanţului termoenergetic, în tabelul 5.43 componentele calculat ale bilanţului, iar în tabelul 5.44 bilanţul termoenergetic.

118

Bilanţuri termoenergetice

Tabelul 5.42 Rezultatele măsurărilor efectuate în vederea întocmirii bilanţului termic Nr. 1.

Mărimea Debitul de agent termic primar

Simbol Dr

2. 3. 4.

Temperatura agentului termic primar la intrare Temperatura agentului termic primar la ieşire Debitul de agent termic

tr,i tr,e Dc

5. 6. 7.

Temperatura agentului secundar la intrare Temperatura agentului secundar la ieşire Debitul de abur

tc,i tc,e Dab

8. 9. 10. 11. 12. 13.

Presiunea aburului Temperatura aburului Temperatura agentului motor la ieşirea din fierbător Temperatura agentului motor la ieşirea din fierbător Temperatura agentului de lucru la condensator Temperatura agentului la ieşirea din vaporizator

pab tab tc tg,v tc tv

U. M. kg/s kg/h ºC ºC kg/s kg/h ºC ºC kg/s kg/h bar ºC ºC ºC ºC ºC

Valoarea 118,0 424800,0 27 23,5 28,0 100800,0 18 62 1,51 5450 1,65 144,5 96 105 69 19

Tabelul 5.43 Mărimile necesare întocmirii bilanţului termoenergetic Nr. 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8.

Mărimea Căldura intrată cu agentul primar Căldura intrată cu agentul secundar Entalpia aburului la intrare în fierbător Căldura intrată cu aburul Căldura ieşită cu agentul primar Căldura ieşită cu agentul secundar Entalpia condensatului la ieşirea din fierbător Căldura ieşită cu condensatul subrăcit

Simbol Qr,i Qc,i tab Qab Qr,e Qc,e ic Qc

U. M. kW kW kJ/kg kW kW kW kJ/kg kW

Valoarea 13311,1 2107,7 2697,5 4084,0 11593,9 7260,0 403,78 611,32

Tabelul 5.44 Tabel centralizator privind cantităţile de căldură intrate şi ieşite din bilanţ Denumirea Qr,i Qc,i Qab QI

Călduri intrate Călduri ieşite kW % Denumirea kW 13311,1 68,25 Qr,e 11593,9 2107,7 10,80 Qc,e 726,0 4084,0 20,95 Qc 611,32 19502,8 100,0 Qe 19405,22 Eroare bilanţ Qi-Qe=37,58 kW ε=0,19 %

% 59,56 37,30 3,14 100,0

Având în vedere regimul continuu de funcţionare al instalaţiei, bilanţul s -a întocmit pentru unitatea de timp. Indicatorii energetici stabiliţi în urma bilanţului termoenergetic sunt: · puterea termică reală a pompei de căldură: QPC = Qc,e - Qc,i = 7260 - 2107.7 = 5152.3 [kW] (4,435 Gcal/h)

(5.177)

Exemple şi studii de caz

·

119

eficienţa energetică globală: 5152,3 m= Q = PC

Q -Q ab

c

= 1,483

(5.178)

4084 - 611,32

Din bilanţ se constat ă că, datorită modificării condiţ iilor de funcţionare a instalaţiei, la alte nivele de temperatură faţă de cele date de catalog, puterea termică (5,16 MW) şi eficienţa (1,483) sunt mai reduse. Diferenţele finale de temperatură sunt cuprinse între 7-10 ºC, ceea ce arată o murdărire a suprafeţelor de schimb de căldură (diferenţele normale de temperatură fiind cuprinse între 3-5 ºC). Aceasta explică scăderea eficienţei energetice şi puterii termice a instalaţiei. În vederea stabilirii condiţiilor de transfer de căldură şi modului real de funcţionare al schimbătoarelor de căldură sin schema termică a pompei de că ldură, este necesar ă efectuarea unor bilanţuri termice pe fiecare aparat de transfer de căldură în part, cu indicarea măsurilor ce se impun a fi luate pentru aducerea instalaţiei la parametrii nominali de funcţionare. NOTĂ. Exemplele 5.1 – 5.12 sunt preluate integral din 10. Lucrarea respectivă a fost elaborată pe baza analizelor şi bilanţurilor energetice efectuate de către membrii Catedrei de Centrale Electrice şi Energetică Industrială timp de mai mulţi ani. Trebuie precizat faptul că exemplele respective abordează problema eficienţei energetice în conformitate cu contextul existent în România în perioada anilor 80. Ele sunt afectate de limitările de natură economică corespunzătoare acelei perioade, însă corespund în totalitate cerinţelor actuale din punct de vedere tehnic şi ştiinţific.

5.13

BILANŢUL ENERGETIC AL UNEI CET PROPRII DINTR-O ÎNTREPRINDERE INDUSTRIALĂ O sucursală a unei companii aparţinând sectorului de producere a ambalajelor din hârtie ş i carton din sudul Marii Britanii este alimentată cu energie electrică şi termică dintr-o CET proprie având la bază o turbină cu gaze şi un cazan recuperator. Instalaţia de turbină cu gaze (TG) este tip Ruston TB5000, cu puterea nominală de 3,5 MW la o temperatură a aerului atmosferic de circa 10 oC. Gazele evacuate din turbină sunt apoi valorificate într-un cazan de abur recuperator tip Foster Wheeler Power Ltd., prevăzut cu posibilitatea arderii suplimentare pe seama oxigenului aflat în exces în gazele de ardere eşapate din turbină. Atât pentru camera de ardere a instalaţiei de turbină cu gaze cât şi pentru arderea suplimentară în cazanul recuperator, combustibilul principal este gazul natural (GN) iar combustibilul secundar este combustibilul lichid usor (CLU). Cazanul recuperator (CR) poate produce fără ardere suplimentară un debit maxim de abur saturat de 3,3 kg/s iar cu ardere suplimentar ă un debit maxim de abur saturat de 6,9 kg/s. Aburul produs de CR are presiunea cuprinsă între 14 şi 15 bar. Din debitul total de abur produs de cazan, o parte este trimis ca atare spre unii dintre consumatorii finali, iar restul este fie turbinat fie laminat în prealabil până la

120

Bilanţuri termoenergetice

presiunea de circa 4 bar. Turbina cu abur (TA), având o putere nominală de circa 0,6 MW, este de tip KKK cu contrapresiune simplă şi fă ră prize regenerative. Ponderea consumatorilor care cer abur de presiune mare şi respectiv a celor care cer abur de presiune mică nu este constantă pe parcursul unei zile de lucru. Instalaţia alcă tuită din TG, CR şi TA constitue în principiu un ciclu mixt gaze-abur, cu observaţia că turbina cu abur, instalată pentru a înlocui ventilul de laminare în anumite situaţii, are o pondere puţin semnificativă în producţia totală de energie electrică. Având în vedere parametrii aburului, ciclul termodinamic cu abur are performanţe foarte scăzute. Trebuie precizat faptul că întreprinderea mai dispune de capacităţile instalate în fosta centrală termică proprie, care include trei cazane de abur de tip Maxecon, având fiecare capacitatea de circa 3,8 kg/s. Aceste cazane funcţionează pe gaz natural şi pe combustibil lichid greu (CLG) şi pot interveni în situaţ ii accidentale sau în momentele în care gazul natural, furnizat întreprinderii pe baza unui contract care admite întreruperi anunţate în prealabil, nu este disponibil. Tabelul 5.45 Caracteristicile combustibililor disponibili pentru ciclul combinat Nr

1 2 3

Tipul combustibilului GN CLU CLG

Putere calorifică inferioară (PCI)

Putere calorifică superioară (PCS)

Densitate relativă

Preţ (GBP/MWh)

34,94 MJ/m3N 43,00 MJ/kg 40,00 MJ/kg

38,75 MJ/m3N 45,50 MJ/kg 42,50 MJ/kg

0,73 0,83 0,97

6,3 12,4 5,8

Din datele prezentate în tabelul 5.45 se poate constata că recurgerea la combustibilul lichid uşor (CLU) constitue cea mai costisitoare opţ iune, costul unităţ ii de energie intrate cu combustibilul (MWh PCI) fiind în acest caz practic dublu fa ţă de celelalte variante disponibile. La momentul întocmirii auditului, cu circa 12 ani în urmă, o liră sterlină (GBP) valora circa 1,5 - 1,6 dolari SUA (USD). La circa doi ani de la punerea în funcţiune a noii surse de energie, conducerea companiei a comandat întocmirea unui audit la nivelul sucursalei, care a cuprins şi o analiză a eficienţei energetice şi economice a noii CET. În acest scop, auditorul a utilizat datele înregistrate pe parcursul ultimului an de activitate, complectate cu o serie de măsur ători care au avut ca scop să permită evidenţierea performanţelor ciclului mixt în câteva dintre cele mai probabile situaţii de funcţionare. Analiza a avut şi scopul de a stabili performanţele reale ale noii CET la doi ani de la punerea ei în funcţiune şi compararea acestora cu indicatorii previzionaţi în studiul de fezabilitate întocmit cu circa trei ani în urmă. Proiectul fiind sprijinit financiar şi de către agenţ ia britanică pentru mediu şi conservarea energiei, rezultatele acestei analize au fost făcute publice pentru a servi drept exemplu altor companii dispuse să recurgă la soluţ ia instalării unei surse proprii de energie electrică şi termică în condiţii similare. Datele extrase din evidenţele contabile ale companiei sunt prezentate în tabelul 5.46

Exemple şi studii de caz

121

Tabelul 5.46 Datele extrase din evidenţa contabilă a companiei pentru ultimul an financiar Nr. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11

Mărimea înregistrată în evidenţa contabilă Energie electrică produsă şi livrată Energie electrică exportată Energie electrică importată Energie electrică produsă şi consumată Energie termică produsă şi consumată Energie termică produsă în CR Energie termică produsă în CT veche Energie primară consumată de TG Energie primară consumată de CT veche Energie primară consumată de ASCR Total energie primară consumată

UM GWh/an GWh/an GWh/an GWh/an GWh/an GWh/an GWh/an GWh/an GWh/an GWh/an GWh/an

Valoarea 24,5 7,0 0,5 18,0 81,0 78,0 3,0 118,0 4,5 24,5 147,0

Energia primară înregistrată în contabilitatea sucursalei şi consemnată în tabelul de mai sus a fost determinată în funcţie de puterea calorifică superioară (PCS) a combustibililor consumaţi. Măsurătorile au fost efectuate într-o singură zi, timp de circa opt ore, fiecăruia dintre cele trei regimuri de funcţionare revenindu-i o perioadă continuă de timp de cel puţin două ore. Aparatele de măsură utilizate pentru măsur ători au fost cele din dotarea instalaţiei, la care s-au adăugat mai multe termocuple NiCr/NiAl cu diametrul 0,8 mm pentru măsurarea temperaturii suprafeţelor exterioare ale pereţilor, un termohigrograf pentru măsurarea temperaturii şi umidităţ ii aerului atmosferic şi un analizor de gaze tip Teledyne 980 pentru determinarea compoziţiei uscate a gazelor de ardere. Datele brute obţinute din măsurători au fost apoi analizate, eliminându-se valorile care se abăteau semnificativ de la medie sau de la tendinţele de variaţie justificate tehnic. După această sortare, cu ajutorul datelor reţinute s-au calculat valorile medii ale fiecăreia dintre mărimile măsurate. Valorile medii ale mărimilor măsurate în fiecare dintre cele trei regimuri de funcţionare, notate RM1, RM2 şi RM3, sunt prezentate în tabelul 5.47. Tabelul 5.47 Mărimi măsurate în fiecare dintre cele trei regimuri de funcţionare a CCGA Nr. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

Mărimea măsurată Temperatura aerului atmosferic Temperatura gazelor la ieşirea din TG Temperatura gazelor la ieşirea din CR Temperatura apei de alimentare a CR Presiunea aburului la ieşirea din CR Presiunea aburului la ieşirea din TA Debitul de combustibil la TG Debitul de combustibil la CR Debitul de abur produs în CR Debitul de abur intrat în TA

UM oC oC oC oC

Bar Bar m3 N/s m3 N/s Kg/s Kg/s

RM 1 10,0 484,0 137,0 88,0 14,8 4,2 0,415 0,225 6,50 4,6

RM 2 10,0 484,0 136,0 88,0 14,7 4,3 0,415 0,125 5,08 2,4

RM 3 10,0 484,0 135,0 88,0 14,8 0,415 0,0 3,30 0,0

122

Bilanţuri termoenergetice

continuare tabel 5.47 11 12 13 14 15 16

Puterea electrică activă la bornele TG Puterea electrică activă la bornele TA Compoziţia gazelor de CO2 ardere uscate la ieşirea CO din TG O2 Consumul propriu de energie electrică

MW MW % % % MW

3,36 0,54 2,55 0,000 5 16,4 0,15

3,36 0,22 2,55 0,0005

3,36 0,0 2,55 0,0005

16,4 0,14

16,4 0,13

În perioada efectuării măsurătorilor, combustibilul gazos a fost analizat sub aspectul compoziţiei chimice şi s-au prelevat probe pentru determinarea în laborator a puterii sale calorifice. Rezultatele sunt prezentate în tabelul 5.48. Tabelul 5.48 Caracteristicile măsurate şi calculate ale combustibilului gazos Nr. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11

Mărimea măsurată sau calculată Concentraţia de metan Concentraţia de azot Puterea calorifică inferioară Puterea calorifică superioară Volum specific stoechiometric de aer de ardere Volum specific stoechiometric de azot Volum specific stoechiometric de oxigen Volum specific stoechiometric de vapori de apă Volum specific stoechiometric de bioxid de carbon Cifra caracteristică a combustibilului (b) Densitate normală gaz natural

UM % % MJ/m3 N MJ/m3 N M3N/m3N m3 N/m3 N m3 N/m3 N m3 N/m3 N m3 N/m3 N Kg/m3N

Valoarea 97,5 2,5 34,94 38,75 9,31 7,36 1,95 1,95 0,975 0,80 0,73

Pierderile de căldură directe (prin pereţi) ale păr ţilor principale ale instalaţiei au fost stabilite în regimul cel mai puţin favorabil şi au fost corectate pentru celelalte două regimuri de funcţionare. Astfel, s-au măsurat ariile suprafeţ elor exterioare ale pereţilor în contact cu mediul ambiant şi temperaturile acestor suprafeţe. Pentru instala ţia de turbină cu gaze şi canalele de gaze aferente ei s-a obţinut o suprafaţă de 92 m2 ş i o temperatură medie de circa 75 oC. Pentru ansamblul alcătuit din cazanul de abur recuperator, turbina cu abur, instalaţia de reducere-răcire şi conductele de distribuţie din limita CET s-a obţinut o suprafaţă totală de 196 m 2 şi o temperatură medie de circa 55 oC. Ţinând seama de aşezarea fiecărei porţiuni de suprafaţă, pentru fluxul de căldură specific s-au obţinut valorile medii de 708 şi respectiv 409 W/m2. La pierderile de căldură directe (prin pereţi) aferente TG şi respectiv CR s-a adăugat şi pierderea de energie datorată arderii incomplecte a combustibilului în camera de ardere a TG şi respectiv în arzătoarele suplimentare ale CR. Conţinutul de energie sub formă de putere calorifică al oxidului de carbon s-a considerat egal cu 10,14 MJ/m3N. Pierderea de energie termică datorată răcirii cu aer a TG s-a determinat o singură dată, pentru o singură încărcare a ma şinii, prin măsurarea debitului de aer ş i a diferenţei între temperaturile aerului la ieşire şi la intrare. S-au obţinut valorile de

Exemple şi studii de caz

123

5,35 kg/s pentru debitul de aer de răcire şi respectiv 32,5 - 10 = 22,5 grd pentru temperatura de ieşire, pentru temperatura de intrare şi pentru diferenţa lor. Pierderile de putere activă asociate maşinilor rotative, exprimate cu ajutorul produsului (h m hg), s-au determinat pe baza valorilor indicate de constructor pentru fiecare dintre cele două turboagregate. Astfel, pentru ITG la o sarcină electrică apropiată de 3,5 MW, pierderea respectivă de energie este de circa 5,75 % din puterea la borne. Pentru TA, a cărui sarcină electrică utilă variază într -un domeniu mult mai larg, pierderea respectivă de putere activă este considerată constantă în valoare absolută şi egală cu circa 12,4 % din puterea electrică la borne în regimul nominal. Se poate constata că, spre deosebire de turbina cu abur, încărcarea turbinei cu gaze este aceeaşi în toate cele trei regimurile, aceasta fiind considerată de către auditor situaţia cea mai probabilă în care se găseşte maşina respectivă în condiţii normale de funcţionare. Încărcarea TA este influenţată de structura momentană a cererii de energie termică a consumatorilor finali din întreprindere. Datele obţinute din măsurătorile şi determinările de laborator efectuate au fost prelucrate în vederea calculării unora dintre termenii bilanţului energetic al CET în fiecare dintre cele trei regimuri caracteristice de funcţionare. Principala problemă care se pune la întocmirea unui bilanţ energetic al unui agregat sau al unei instalaţii care consumă combustibil fosil este legat ă de modul în care se exprimă conţinutul de energie al combustibilului şi anume în funcţie de puterea sa calorifică inferioară (PCI) sau în funcţie de puterea sa calorifică superioară (PCS). Exist ă atât argumente pentru cât şi argumente contra asociate fiecăreia dintre cele două variante. În final, alegerea se face în funcţie de practica sau preferinţele auditorului sau ale celor cărora le este destinată lucrarea (bilanţul, auditul, etc). În acest exemplu se vor sublinia implica ţiile fiecăreia dintre cele două variante, bilanţul energetic al CCGA fiind întocmit în ambele feluri. Mărimile intermediare calculate pentru stabilirea tuturor termenilor bilanţului energetic sunt prezentate în tabelele 5.49 – 5.51. Tabelul 5.49 Mărimi intermediare calculate pornind de la datele obţinute prin măsurători şi determinări experimentale de laborator pentru primul regim (RM1) Nr. 1 2 3 4 5 6 7 8

Mărimea Debitul total de combustibil Entalpia combustibilului Puterea calorifică intrată cu combustibilul Concentraţia de azot în gazele de ardere uscate la ieşirea din TG Coeficientulul de exces de aer Volumul specific de gaze de ardere uscate la ieşirea din TG Entalpia aerului atmosferic aspirat Debitul de gaze de ardere la ieşirea din TG

UM m3N/s MW MW %

PCI 0,64 0,01 22,36 81,05

PCS 0,64 0,01 24,8 81,05

-

m3N/m3N

4,2 38,18

4,2 38,18

MW m3N/s

0,21 16,65

0,21 16,65

124

9 10 11 12 13

14 15 16 17 18 19

Bilanţuri termoenergetice

Entalpia specifică a gazelor de ardere la ieşirea din TG Entalpia gazelor de ardere la ieşirea din TG Debitul de gaze de ardere la ieşirea din CR Compoziţia gazelor de CO2 ardere umede la ieşirea din CO CR O2 N2 H2O

Entalpia specifică a gazelor de ardere la ieşirea din CR Entalpia gazelor de ardere la ieşirea din CR Sarcina termică utilă a CR

KJ/m3 N

continuare tabel 5.49 661,9 756,8

MW m3N/s %

11,02 16,87 3,70

12,6 16,87 3,70

%

0,0008

0,0008

% % %

KJ/m3 N

14,09 74,81 7,4 182,7

14,09 74,81 7,4 327,2

MW MW

3,08 15,67

5,52 15,67

Tabelul 5.50 Mărimi intermediare calculate pornind de la datele obţinute prin măsurători şi determinări experimentale de laborator pentru al doilea regim (RM2) Nr. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13

14 15 16 17 18 19

Mărimea Debitul total de combustibil Entalpia combustibilului Puterea calorifică intrată cu combustibilul Concentraţia de azot în gazele de ardere uscate la ieşirea din TG Coeficientul de exces de aer de ardere Volumul specific de gaze de ardere uscate la ieşirea din TG Entalpia aerului atmosferic aspirat Debitul de gaze de ardere la ieşirea din TG Entalpia specifică a gazelor de ardere la ieşirea din TG Entalpia gazelor de ardere la ieşirea din TG Debitul de gaze de ardere la ieşirea din CR Compoziţia gazelor de CO2 ardere umede la ieşirea din CO CR O2 N2 H2O Entalpia specifică a gazelor de ardere la ieşirea din CR Entalpia gazelor de ardere la ieşirea din CR Sarcina termică utilă a CR

UM m3N/s MW MW %

PCI 0,54 0,01 18,87 81,05

PCS 0,54 0,01 20,93 81,05

-

4,2 38,18

4,2 38,18

MW m3N/s

KJ/m3 N

0,21 16,65 661,9

0,21 16,65 756,8

MW m3N/s %

11,02 16,77 3,14

12,6 16,77 3,14

%

0,0008

0,0008

% % %

KJ/m3 N

14,76 75,82 6,28 180,7

14,76 75,82 6,28 303,4

MW MW

3,03 12,25

5,09 12,25

m3N/m3N

Exemple şi studii de caz

125

Tabelul 5.50 Mărimi intermediare calculate pornind de la datele obţinute prin măsurători şi determinări experimentale de laborator pentru al treilea regim (RM3) Nr. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19

Mărimea Debitul total de combustibil Entalpia combustibilului Putere calorifică intrată cu combustibilul Concentraţia de azot în gazele de ardere uscate la ieşirea din TG Coeficientul de exces de aer de ardere Volumul specific de gaze de ardere uscate la ieşirea din TG Entalpia aerului atmosferic aspirat Debitul de gaze de ardere la ieşirea din TG Entalpia specifică a gazelor de ardere la ieşirea din TG Entalpia gazelor de ardere la ieşirea din TG Debitul de gaze de ardere la ieşirea din CR Compoziţia gazelor de CO2 ardere umede la ieşirea din CO CR O2 N2 H2O Entalpia specifică a gazelor de ardere la ieşirea din CR Entalpia gazelor de ardere la ieşirea din CR Sarcina termică utilă a CR

UM m3N/s MW MW %

PCI 0,415 0,01 14,5 81,05

PCS 0,415 0,01 16,08 81,05

-

4,2 38,18

4,2 38,18

MW m3N/s

KJ/m3 N

0,21 16,65 661,9

0,21 16,65 756,8

MW m3N/s % %

11,02 16,65 2,43 0,0008

% % %

KJ/m3 N

15,6 77,11 4,86 178,6

12,6 16,65 2,43 0,000 8 15,6 77,11 4,86 273,6

MW MW

2,97 7,96

4,55 7,96

m3N/m3N

Mărimile intermediare calculate în tabelele de mai sus nu prezintă o importanţă în sine pentru analiza energetică a CET, dar permit calcularea acelor termeni ai bilanţului energetic al unităţii CCGA care nu au putut fi determinaţi direct prin măsurători. Bilanţul energetic momentan în cele trei situaţii considerate caracteristice de către auditor pentru CET (unitatea CCGA) este prezentat în tabelele 5.52, 5.54 şi 5.56. Indicatorii de performanţă energetică corespunzători fiecăruia dintre cele trei regimuri de funcţionare analizate sunt prezentaţi în tabelele 5.53, 5.55 şi 5.57.

126

Bilanţuri termoenergetice

Tabelul 5.52 Bilanţul energetic momentan al CET în primul (RM1) dintre cele trei regimuri de funcţionare alese Nr Mărimea Intrări în conturul de bilanţ 1 Puterea calorifică intrată cu combustibilul 2 Entalpia aerului aspirat 3 Entalpia combustibilului Total intrat Ieşiri din conturul de bilanţ 1 Puterea activă la bornele TG 2 Pierderi de putere activă asociate TG 3 Pierderi de căldură asociate TG 4 Puterea activă la bornele TA 5 Pierderi de putere activă asociate TA 6 Pierderi de căldură asociate TA şi distribuţiei aburului în limita CET 7 Pierderi de căldură ale CR 8 Entalpia gazelor de ardere la ieşirea din CR 9 Conţinutul de căldură al aburului livrat Total ieşit Eroarea de închidere a bilanţului energetic

UM

PCI

PCS

MW MW MW MW

22,36 0,21 0,01 22,58

24,80 0,21 0,01 25,02

MW MW MW MW MW MW

3,36 0,193 0,186 0,542 0,063 0,12

3,36 0,193 0,186 0,542 0,063 0,12

MW MW MW MW %

0,12 3,08 14,95 22,62 0,16

0,12 5,52 14,95 25,06 0,14

Tabelul 5.53 Indicatorii de performanţă energetică realizaţi în primul (RM1) dintre cele trei regimuri de funcţionare caracteristice ale CET Nr 1 2 3 4

Indicatorul de performanţă energetică Randamentul de producere a en electrice pentru TG Randamentul de producere a en electrice pentru TA Indicele de structură a producţiei de energie a CET Randamentul global al CET

UM %

PCI 23,17

PCS 20,89

%

4,89

4,89

-

0,261

0,261

%

84,26

75,98

Tabelul 5.54 Bilanţul energetic momentan al CET în al doilea (RM2) dintre cele trei regimuri de funcţionare alese Nr Mărimea Intrări în conturul de bilanţ 1 Puterea calorifică intrată cu combustibilul 2 Entalpia aerului aspirat 3 Entalpia combustibilului Total intrat Ieşiri din conturul de bilanţ 1 Puterea activă la bornele TG 2 Pierderi de putere activă asociate TG 3 Pierderi de căldură asociate TG

UM

PCI

PCS

MW MW MW MW

18,87 0,21 0,01 19,09

20,93 0,21 0,01 21,15

MW MW MW

3,36 0,193 0,186

3,36 0,193 0,186

Exemple şi studii de caz

127

continuare tabel 5.54 4 5 6

Puterea activă la bornele TA Pierderi de putere activă asociate TA Pierderi de căldură asociate TA şi distribuţiei aburului în limita CET 7 Pierderi de căldură ale CR 8 Entalpia gazelor de ardere la ieşirea din CR 9 Conţinutul de căldură al aburului livrat Total ieşit Eroarea de închidere a bilanţului energetic

MW MW MW

0,223 0,052 0,12

0,223 0,052 0,12

MW MW MW MW %

0,10 3,03 11,85 19,12 0,19

0,10 5,09 11,85 21,18 0,17

Tabelul 5.55 Indicatorii de performanţă energetică realizaţi în al doilea (RM2) dintre cele trei regimuri de funcţionare caracteristice ale CET Nr 1 2 3 4

Indicatorul de performanţă energetică Randamentul de producere a en electrice pentru TG Randamentul de producere a en electrice pentru TA Indicele de structură a producţiei de energie a CET Randamentul global al CET

UM %

PCI 23,17

PCS 20,89

%

3,85

3,85

-

0,302

0,302

%

81,78

73,74

Tabelul 5.56 Bilanţul energetic momentan al CET în al treilea (RM3) dintre cele trei regimuri de funcţionare alese Nr Mărimea Intrări în conturul de bilanţ 1 Puterea calorifică intrată cu combustibilul 2 Entalpia aerului aspirat 3 Entalpia combustibilului Total intrat Ieşiri din conturul de bilanţ 1 Puterea activă la bornele TG 2 Pierderi de putere activă asociate TG 3 Pierderi de căldură asociate TG 4 Puterea activă la bornele TA 5 Pierderi de putere activă asociate TA 6 Pierderi de căldură asociate TA şi distribuţiei aburului în limita CET 7 Pierderi de căldură ale CR 8 Entalpia gazelor de ardere la ieşirea din CR 9 Conţinutul de căldură al aburului livrat Total ieşit Eroarea de închidere a bilanţului energetic

UM

PCI

PCS

MW MW MW MW

14,50 0,21 0,01 14,72

16,08 0,21 0,01 16,30

MW MW MW MW MW MW

3,36 0,193 0,186 0,0 0,0 0,08

3,36 0,193 0,186 0,0 0,0 0,08

MW MW MW MW %

0,08 2,97 7,88 14,68 0,28

0,08 4,55 7,88 16,34 0,24

128

Bilanţuri termoenergetice

Tabelul 5.57 Indicatorii de performanţă energetică realizaţi în al treilea (RM3) dintre cele trei regimuri de funcţionare caracteristice ale CET Nr 1 2 3 4

Indicatorul de performanţă energetică Randamentul de producere a en electrice pentru TG Randamentul de producere a en electrice pentru TA Indicele de structură a producţiei de energie a CET Randamentul global al CET

UM %

PCI 23,17

PCS 20,89

%

0,00

0,00

-

0,426

0,426

%

77,51

69,89

În cazul CET analizate, bilanţurile energetice momentane prezintă interes numai pentru faptul că reflectă efectele modificării anumitor mărimi asupra performanţelor unităţ ii în ansamblul ei. Bilanţul energetic întocmit pentru întregul an financiar este însă cel care se regă seşte ca atare într-o anumită măsur ă în auditul energetic, performanţele financiare ale sursei proprii de energie a sucursalei calculându-se numai pe intervale lungi, egale în general cu un an. Tabelul 5.58 Bilanţul energetic al CET pentru ultimul an financiar Nr Mărimea Intrări în conturul de bilanţ 1 Energie primară consumată de TG 2 Energie primară consumată de CR Total intrat Ieşiri din conturul de bilanţ 1 Energie electrică activă la bornele TG 2 Energie termică produsă de CR 3 Pierderi de energie de orice fel Total ieşit

UM

PCI

PCS

GWh GWh GWh

106,4 22,1 128,5

118,0 24,5 142,5

GWh GWh GWh GWh

24,5 78,0 26,0 128,5

24,5 78,0 40,0 142,5

Vechea CT, utilizată ca instalaţie de rezervă în special în situaţiile în care gazul natural este indisponibil, a produs circa 3 GWh energie termică şi a consumat 4 GWh energie primară PCI sau 4,5 GWh PCS. Randamentul său termic realizat este de 73,9 % raportat la PCI sau 66,6 % raportat la PCS. Indicatorii de performanţă energetică ai CET sunt prezentaţi în tabelul 5.59. Tabelul 5.59 Indicatorii de performanţă energetică ai CET pentru ultimul an financiar Nr 1 2 3

Indicatorul de performanţă energetică Randamentul de producere a energiei electrice Indicele de structură a producţiei de energie livrate Randamentul global

UM % -

PCI 19,07 0,314

PCS 17,19 0,314

%

79,77

71,93

Exemple şi studii de caz

129

Se poate constata că randamentul anual de producere a energiei electrice are o valoare mult mai mică decât cel calculat în oricare dintre cele trei regimuri momentane de funcţionare. Acest fapt se explică prin accea că înregistrările anuale nu au făcut distincţie între consumul de energie primară al ASCR aferent producerii de energie electrică şi cel destinat exclusiv producerii căldurii. Indicatorii semnificativi sunt de altfel ultimii doi, ale căror valori se poate constata că se situează între valorile realizate în regimurile momentane studiate. Bilanţul energetic al CET pentru un an financiar arată nivelul modest al performanţelor energetice ale CET, nivel datorat efectului de scară, concepţiei ansamblului CET şi modului de funcţionare al ciclului combinat pe parcursul unui an. Randamentul global de circa 80 % raportat la PCI este corespunză tor pentru un ciclu mixt de cogenerare cu ardere suplimentară. Recurgerea la arderea suplimentară are din păcate ca efecte reducerea randamentului global şi reducerea indicelui de structură a producţiei de energie livrată. Indicatorii de performanţă energetică nu prezintă însă importanţă atâta timp cât funcţionarea CET aduce economii de cheltuieli semnificative la nivelul sucursalei prin reducerea facturii energetice. Aspectele economice sunt considerate în cadrul auditului energetic al CET. Înregistrările referitoare la performanţele CET au permis să se calculeze disponibilitatea de timp realizată în cei doi ani de funcţionare. Din totalul de 8760 * 2 = 17 520 ore, CET a funcţionat timp de 15200 de ore (7600 ore/an). În această perioadă s-au înregistrat 1280 ore de oprire pentru întreţinere şi reparaţii, din care 1000 ore reprezintă opriri planificate în perioadele în care nu a existat cerere de energie (activitatea industrială era întreruptă) iar 280 ore reprezintă opriri accidentale (neplanificate). În aceste condiţii, disponibilitatea de timp a CET atinge 91,6 %. Dacă se ia în considerare numai perioada în care a existat cerere de energie, a cărei durată este de circa 15000 ore, disponibilitatea CET ajunge la 98,1 %. Aceste valori, realizate cu mai bine de 10 ani în urmă, susţin soluţia dimensionării capacităţii de producţie a CET fără rezervă. 5.14

BILANŢUL ENERGETIC AL PROCESULUI DE ELABORARE A OŢELULUI ÎN CONVERTIZORUL LD.

Elaborarea oţelului este un procedeu discontinuu, indiferent de agregatul de elaborare. În varianta convertizorului LD, durata unei şarje este de circa o ora. Capacitatea agregatului de elaborare a şarjei este de circa 100 tone de oţel/sarjă. Bilanţul energetic al procedeului prezintă particularitatea că nici unul dintre fluxurile de energie intrate în conturul său de bilanţ nu se regăseşte ca atare în factura energetică. Altfel spus, principalele fluxuri de energie intrate sunt căldura fizică a fontei lichide şi efectul exotermic al reacţiilor chimice de oxidare prin care se corectează compoziţia oţelului din baia metalică. Mărimile măsurate care contribuie la calcularea termenilor bilantului sunt : · cantităţile şi compoziţiile fluxurilor materiale care intră şi care ies;

130

Bilanţuri termoenergetice

·

temperatura fontei lichide încărcate;

·

temperatura oţelului şi a zgurii evacuate din convertizor.

Trebuie remarcat faptul că temperaturile ridicate ale materialelor aflate în stare lichidă (fontă, oţel, zgură) se măsoară cu o eroare care în ultimă instanţă poate afecta condiţia de închidere a bilanţului energetic. Singurul consum organizat de energie primară care se regăseşte ca atare în factura energetică a oţelului de convertizor este consumul de gaz natural, ars în convertizor pentru preâncă lzirea încărcăturii solide (fier şi fontă vechi), atunci când acest lucru este cerut de compoziţia acesteia. Consumul specific de gaz natural pentru preâncălzirea fierului vechi până la temperatura de 800 oC este estimat la 60 - 62 m3N/ t fier vechi. Durata preâncălzirii este de circa 15 minute. Consumul de energie primară aferent reciclării fierului şi fontei vechi şi consumul de energie necesar producerii oxigenului tehnic se regăsesc în costurile de producere a oţelului, dar nu în factura energetică. Prima etapă a elaborarii şarjei constă în încărcarea materiilor prime şi a materialelor auxiliare. Încărcarea agregatului durează între 10 şi 20 de minute. Insuflarea oxigenului tehnic durează circa 20 minute ş i constituie etapa cea mai importantă din punct de vedere energetic. Oxigenul insuflat reacţionează cu elementele aflate în exces în baia metalică, efectul termic al acestor reacţii fiind pe ansamblu net exoterm. Repartizarea căldurii generate în agregat ca urmare a reacţiilor exoterme de oxidare între faza solidă (masa metalică) şi faza gazoasă (CO, CO2 şi O2) este o problemă dificil de rezolvat. Cantităţile de elemente de aliere aflate în exces pot fi deduse din diferenţa între compoziţiile materilor prime principale (fonta şi fierul vechi) şi compoziţia oţelului (vezi tabelul 5.60). Tabelul 5.60 Compoziţia elementară a fontei, fierului vechi si oţelului Materialul analizat Fontă Fier vechi Oţel

Carbon 4,20 0,20 0,05

Compoziţia chimică elementară (%) Siliciu Mangan Fosfor 0,85 0,80 0,10 0,30 0,50 0,03 0,001 0,20 0,02

Sulf 0,04 0,03 0,02

Fier 92,30 95,94 99,71

Procesele chimice care au loc în perioada insuflării nu sunt stăpânite şi cunoscute integral. Principalele reacţii de oxidare au ca efect corectarea compoziţ iei băii metalice. Vitezele de reacţie sunt diferite şi variază în mod continuu în timpul insuflării. Adoptând un model simplificat care constă în variaţia în trepte a vitezei de reacţie, în tabelul 5.61 sunt estimate cantităţile din fiecare element care intră în reacţia de oxidare pe parcursul insuflării. Perioada de insuflare a oxigenului este împărţită în cinci intervale a câte patru minute fiecare.

Exemple şi studii de caz

131

Tabelul 5.61 Repartizarea pe perioada insuflării, împărţită în cinci intervale de câte patru minute fiecare, a cantităţilor de substanţă intrate in reacţ ia de oxidare. Element oxidat Carbon Siliciu Mangan Fier Fosfor Sulf

1 3,410 6,290 6,190 7,370 0,160 0,028

Cantitate oxidată în intervalul de timp (kg/t) 2 3 4 7,680 11,940 8,530 1,260 0,840 0,000 0,440 0,260 - 1,150* 7,380 7,380 7,380 0,320 0,220 0,050 0,028 0,028 0,028

Total (kg/t) 34,11 8,40 8,85 36,89 1,07 0,14

5 2,560 0,000 3,100 7,380 0,320 0,028

*) în acest interval are loc reacţia inversă (de descompunere a oxidului de mangan)

Reacţiile chimice care au loc în convertizor şi efectele lor exoterme sunt prezentate în tabelul 5.62. Tabelul 5.62 Efectul termic al reacţiilor chimice care au loc în convertizorul LD Nr 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11

Reacţia chimică C + 0,5 O2 = CO Si + O2 = SiO2 Mn + 0,5 O2 = MnO 2 P + 2,5 O2 = P2O5 S + O2 = SO2 Fe + 0,5 O2 = FeO 2 Fe + 1,5 O2 = Fe2O3 CO + 0,5 O2 = CO2 2CaO + SiO2 = (CaO)2 SiO2 3CaO + P2O5 =(CaO)3 P2O5 C + O2 = CO2

Efectul termic (MJ/kmol) 110 870 405 1549 297 269 825 284 135 668 394

Trebuie amintit faptul că reacţ iile de mai sus sunt cele mai importante dar nu sunt singurele reacţii chimice care au loc în baia metalică şi în spaţiul de deasupra acesteia. Cantităţile specifice de materii prime şi materiale solide si lichide (raportate la o tona de oţel elaborat) introduse în convertizor sunt prezentate în tabelul 5.63. Tabelul 5.63 Cantităţile specifice de materii prime şi materiale intrate în conturul de bilanţ pentru elaborarea unei tone de oţel Flux material intrat Fontă lichidă Fier vechi Fontă veche Dolomită Total intrat:

Greutate raportată kg/t 854,60 223,60 25,00 1,30 1292,70

Flux material intrat Calcar + var Fluorină de calciu Gaze inerte Oxigen tehnic

Greutate raportată kg/t 98,80 0,80 1,50 87,10

132

Bilanţuri termoenergetice

Bilanţul material al procedeului de elaborare trebuie complectat cu cantităţile care ies din conturul de bilanţ. Acestea sunt prezentate în tabelul 5.64, iar compoziţia elementară a zgurei şi a gazelor este prezentată în tabelul 5.65. Tabelul 5.64 Cantităţile specifice de material care ies din conturul de bilanţ Flux material ieşit Oţel lichid Zgură lichidă Gaze Total ieşit

Greutate raportată kg/t 1000,00 189,00 103,70 1292,70

Tabelul 5.65 Compoziţia elementară a oţelului, zgurii şi gazelor rezultate din procedeul LD de elaborare a oţelului de convertizor Elementele componente Carbon Siliciu Mangan Fosfor Sulf Fier Calciu Oxigen Alte elemente Total

Compoziţia elementară (kg/t) Oţel Zgură 0,50 0,00 0,01 9,55 2,00 6,16 0,20 0,75 0,20 0,00 997,09 29,31 0,00 64,44 0,00 47,82 0,00 30,95 1000,00 189,00

Gaze 36,89 0,00 0,00 0,00 0,22 0,00 0,00 64,66 1,89 103,68

Bilanţul energetic al procedeului de elaborare a oţelului în convertizorul LD, întocmit pe perioada unei şarje, este prezentat în tabelul 5.66. Tabelul 5.66 Bilanţul energetic al procedeului LD de elaborare a oţelului Intrări în conturul de bilanţ Termen % Fontă lichidă 50,26 Fier vechi 0,07 Fondanţi 0,05 Fontă veche 0,02 Oxigen tehnic + gaze 0,05 Efect exotermic 49,55 Total intrat 100,00

MJ/t 1058,6 1,3 1,2 0,4 1,2 1043,6 2106,3

Ieşiri din conturul de bilanţ Termen % Oţel lichid 68,66 Zgură 14,68 Gaze 10,37 Răcire lance 1,50 Pierderi radiaţie 1,80 Pierderi acumulare 2,99 Total ieşit 100,00

MJ/t 1446,3 309,3 218,4 32,3 38,0 63,0 2106,3

La prima vedere se poate constata că, sub aspect energetic, procedeul de elaborare a oţelului este unul deosebit de eficient. Pierderile de energie ale procedeului însumeaza 6,3 % din energia intrată în conturul de bilanţ, fiind legate de necesitatea răcirii unor subansamble şi de caracterul său discontinuu.

Exemple şi studii de caz

133

Procedeul nu consumă combustibil, energie electrică sau căldură, el fiind autosuficient din punct de vedere energetic. Circa 50 % din energie intra în conturul de bilanţ sub forma că ldurii sensibile a uneia dintre materiile prime, fonta lichidă. Restul de 50 % este asigurat sub forma efectului termic al reacţiilor chimice exoterme. Fonta lichidă de primă fuziune se obţine în furnalul clasic. Trebuie precizat faptul că bilanţul energetic al procedeului pneumatic de elaborare a oţelului nu ia în considerare conţinutul de energie potenţială chimică al gazelor de convertizor, ci doar căldura lor sensibilă. Gazele generate în timpul insuflării oxigenului conţin energie termica sub formă de căldură sensibilă, având temperatura cuprinsă între 1600 şi 1800 oC. Ele conţin şi energie potenţială chimică, în compoziţia lor aflându-se o cantitate semnificativă de oxid de carbon care poate dezvolta prin ardere o cantitate importantă de căldură, estimată la circa 10 - 10,5 MJ/m3N. Conţinutul de energie potenţială chimică al amestecului de gaze generate în convertizor în timpul insuflării oxigenului poate fi estimat la circa 0,74 GJ/t. Valoarea calculată a conţinutului lor de energie chimică nu este însă relevantă deoarece gazele fierbinţi care ies din convertizor se pot aprinde instantaneu la contactul cu aerul atmosferic. Potenţialul energetic recuperabil al gazelor de convertizor depinde deci de soluţia de recuperare adoptată. Eficienţa energetică a procedeului de elaborare a oţelului în convertizorul LD nu trebuie judecată separat, ci împreună cu procedeul de elaborare a fontei de primă fuziune în furnalul clasic. Ansamblul alcătuit din furnalul clasic ş i convertizorul LD constituie filiera de producere a oţelului pornind de la minereu de fier si cocs metalurgic. 5.15

BILANŢUL ENERGETIC AL UNEI INSTALAŢII INDUSTRIALE DIN SECTORUL CHIMIEI DE SINTEZĂ Instalaţiile de producţie din sectorul chimic şi petrochimic se caracterizează printro mai bună valorificare a energiei în interiorul conturului lor de bilant. Acest fapt se datoreşte preocupărilor pentru buna gospodărire a energiei care s-au manifestat în acest domeniu de activitate înca de la mijlocul deceniului al ş aptelea. Caracterul special al instalaţiilor şi utilajelor chimice constă în faptul că, de cele mai multe ori, furnitura este complectă, fiind avute în vedere şi aspectele energetice încă din faza de concepţie. Integrarea concepţiei de alimentare cu energie în fluxul tehnologic este cu atât mai justificată în cazul în care aceasta include într-o masură semnificativă recuperarea interna a res. Rezultă o situa ţie specifică unui întreg sector industrial, în care instalaţiile tehnologice nu mai pot fi separate în instalaţii de producţie şi utilităţi. Ele constitue un întreg în care părţile componente au destinaţii diferite, dar sunt legate organic între ele şi nu pot funcţiona separat. Costurile totale de producţie realizate de instalaţia industrială de sinteză pe perioada unui an financiar se ridică la circa 9,3 milioane USD. Instalaţia consumă gaz natural, care are dublul rol de materie primă şi purtător de energie primară.

134

Bilanţuri termoenergetice

Desfăşurarea în bune condiţiuni a procesului tehnologic propriu-zis necesită căldură sub forma de abur tehnologic şi lucru mecanic pentru antrenarea unor maşini rotative (compresoare, ventilatoare, pompe, etc). Atât lucrul mecanic pentru antrenare cât şi aburul tehnologic sunt asigurate prin recuperarea şi valorificarea căldurii disponibilizate din motive tehnologice într -un ciclu termodinamic direct, care furnizeaza atât lucru mecanic pentru antrenare cât şi căldură sub forma de abur tehnologic. Modulul energetic al instalaţiei de sinteză include deci cazanele de abur recuperatoare, turbinele cu abur, anexele lor şi maşinile antrenate direct de către turbine. El poate fi numit centrală electrică de termoficare recuperatoare (CETR). Separarea produsului sintetizat implică ră cirea unor debite mari de gaze de proces mult sub temperatura mediului ambiant (refrigerare), condiţii în care substanţa respectivă condensează ş i poate fi astfel separată din amestecul de gaze de proces. Răcirea este asigurată de o instalaţie frigorifică cu comprimare mecanică de vapori (IFCMV), concepută special şi adaptata acestui scop. Indiferent de statutul juridic al instalaţiei de sinteză (care poate funcţiona separat sau poate fi integrată într-un combinat chimic), rezultatele activităţii sunt monitorizate separat, existând o evidenţă contabilă proprie. Din punct de vedere al schimburilor de energie între păr ţile componente ale instalaţiei de sinteză, ea poate fi împărţită în trei părţi (module) : ·

instalaţia tehnologică propriu-zisă (modulul tehnologic), în care intră materiile prime, se desfăşoară procesul de sinteză şi se obţine produsul principal;

·

centrala de forţă recuperatoare (modulul energetic), care furnizează energia mecanică pentru antrenare si energia termică sub formă de abur tehnologic necesare bunei desfăşurări a procesului de sinteză;

·

instalaţia frigorifică (modulul frigorific), care asigură răcirea gazelor şi separarea prin condensare a produsului principal.

Reacţiile chimice care au loc de-a lungul fluxului tehnologic sunt pe ansamblu exoterme, contribuind la acoperirea necesarului de căldura al procesului de sinteză. Lucrul mecanic consumat pentru antrenarea maşinilor rotative se regaseşte şi el, în mare măsură, în căldura sensibilă a fluidelor vehiculate. Consumul de purtători de energie al unităţii de producţie pentru ultimul an financiar este prezentat în tabelul 5.67. Dintre purtătorii de energie achiziţionaţi din exterior, motorina este destinată exclusiv transportului intern şi desfacerii produsului finit, care presupune transportul la distanţă cu autocisterne termoizolante.

Exemple şi studii de caz

135

Tabelul 5.67 Consumul de purtători de energie al unităţii pentru ultimul an financiar Nr 1 2 3 4 5

Tipul purtătorului de energie achiziţionat Gaz natural (combustibil) Gaz natural (procesare) Motorină Energie electrică Total energie intrată

UM TJ/an TJ/an TJ/an TJ/an TJ/an

Consumul 680,0 1295,0 10,0 25,0 2010,0

Bilanţul energetic pentru un an de activitate în condiţii normale este întocmit pentru fiecare dintre părţile unităţii şi pentru întregul ansamblu. Cele patru bilanţuri sunt prezentate în tabelele 5.68 – 5.71. Tabelul 5.68 Bilanţul energetic al modulului tehnologic al instalaţiei de sinteză Nr. 1 2 3 4 5 1 2 3 4 5 6

Termenul bilanţului energetic Intrări în contur Gaz natural cu rol de combustibil Lucru mecanic de comprimare transformat în căldură sensibilă Căldură sub formă de abur tehnologic Efectul exotermic al reacţiilor chimice Total intrat în conturul de bilanţ Ieşiri din conturul de bilanţ Căldură recuperată în cadrul CETR Căldură preluată de apa de racire Frig generat de către IFCMV Căldura sensibilă a gazelor de ardere evacuate din instalaţie Alte pierderi de energie Total ieşit din conturul de bilanţ

TJ/an

%

680,0

57,87

112,0 280,0 105,0 1177,0

9,36 23,83 8,94 100,00

890,0 107,0 107,5

75,74 8,94 9,15

50,0 22,5 1177,0

4,25 1,92 100,00

Tabelul 5.69 Bilanţul energetic al modulului energetic al instalaţiei de sinteză Nr. 1 2 1 2 3 4

Termenul bilanţului energetic Intrări în conturul de bilanţ Căldura recuperată din instalaţie Total intrat în conturul de bilanţ Ieşiri din conturul de bilanţ Lucru mecanic pentru antrenare Căldură sub formă de abur tehnologic Pierderi de energie Total ieşit din conturul de bilanţ

TJ/an

%

890,0 890,0

100,00 100,00

175,0 280,0 435,0 890,0

19,66 31,46 48,88 100,00

136

Bilanţuri termoenergetice

Tabelul 5.70 Bilanţul energetic al modulului frigorific al instalaţiei de sinteză Nr. Termenul bilanţului energetic Intrări în conturul de bilanţ 1 Lucru mecanic pentru antrenarea compresorului frigorific 2 Frig (căldura extrasă din instalaţie) 3 Total intrat în conturul de bilanţ Ieşiri din conturul de bilanţ 1 Căldura evacuată în atmosferă 2 Pierderi de energie 3 Total ieşit din conturul de bilanţ

TJ/an

%

40,0 107,5 147,5

27,12 72,88 100,00

144,0 3,5 147,5

97,63 2,37 100,00

Însumarea bilanţurilor celor trei părţi care compun ansamblul instalaţiei de sinteză este prezentată în tabelul 5.71. Tabelul 5.71 Bilanţul energetic al unităţii de producţie în ansamblul ei Nr. 1 2 3 4 1 3 4 5 6 7

Termenul bilanţului energetic Intrări în conturul de bilanţ Gaz natural cu rol de combustibil Efectul exotermic al reacţiilor chimice Energie electrică consumată pentru antrenarea unor maşini rotative Total intrat în conturul de bilanţ Ieşiri din conturul de bilanţ Căldura preluată de apa de răcire Căldura sensibilă a gazelor de ardere evacuate din instalaţie Pierderi de căldură ale CETR Căldura evacuată de IFCMV în atmosferă Alte pierderi de energie Total ieşit din conturul de bilanţ

TJ/an

%

680,0 105,0

83,95 12,96

25,0 810,0

3,09 100,00

107,0

13,21

50,0 435,0 144,0 74,0 810,0

6,17 53,71 17,77 9,14 100,00

Bilanţurile de mai sus nu au luat în considerare nici unul dintre produsele secundare ale unit ăţii, deoarece ele nu sunt semnificative nici din punct de vedere energetic, nici din punct de vedere financiar. Se poate constata că toate ieşirile din conturul de bilanţ susceptibile să fie încadrate în categoria res termice au un potenţial termic coborât şi sunt practic inutilizabile. Acest fapt se datorează concepţiei iniţiale a instalaţiei de sinteză, care a avut în vedere valorificarea totală a resurselor energetice secundare disponibilizate din motive tehnologice. Orice modificare în componenţ a şi parametrii de funcţionare ai modulului energetic se repercuteaza negativ asupra funcţionării întregii unităţi. Eficienţa energetică este strâns legată de eficienţa tehnologică , exprimată prin gradul mediu de încă rcare a capacităţii instalate şi prin numărul de porniri şi opriri ale instalaţiei în cursul anului.

Exemple şi studii de caz

137

Consumul de energie ş i respectiv cheltuielile cu energia ale unităţ ii de producţie pot să includă şi gazul natural utilizat ca materie primă, deoarece acesta este un combustibil şi este achiziţ ionat în aceleaşi condiţii ca şi gazul natural utilizat în procesul tehnologic pentru încălzire. 5.16

AUDITUL ENERGETIC PROPRIU-ZIS AL UNEI ÎNTREPRINDERI INDUSTRIALE

O întreprindere industriala are ca obiect de activitate realizarea a trei tipuri de produse (P1, P2 si P3). Organizarea producţiei şi amplasamentul pe teren au permis stabilirea a şase centre de consum energetic direct productive, cărora li se adaugă încă doua centre de consum neproductive sau indirect productive (birouri, magazii, servicii generale, etc). Conturul mai conţine patru transformatori interni de energie (CET proprie, staţ ia centrală de aer comprimat, transformatorul electric 110/6 kV şi sta ţia de pompare a apei industriale). Deş i produsele P1, P2 si P3 sunt înrudite, ele au caracteristici diferite. Din acest motiv, producţiile anuale ale întreprinderii vor fi exprimate valoric. Organizaţia preia din exterior următoarele tipuri de purtători de energie : ·

energie electrica la înaltă tensiune (atunci când necesarul intern depăşeşte capacitatea sursei proprii);

·

combustibil lichid (motorină);

·

combustibil gazos (gaz natural).

Transformatorii interni furnizează în interiorul conturului de bilanţ următoarele tipuri de purtători de energie direct utilizabilă : ·

energie electrică la medie tensiune MT;

·

abur tehnologic cu presiunea de 8 bar;

·

apă fierbinte pentru încălzirea spaţiilor şi prepararea apei calde sanitare;

·

aer comprimat cu presiunea de 5 bar.

Staţ ia centrală de pompe asigură menţinerea în funcţiune a sistemului de răcire cu apă în circuit închis. Căldura preluată de apă de la diversele procese tehnologice este disipată în atmosferă prin intermediul unui turn de răcire. Consumurile totale anuale de energie pentru ultimii cinci ani de activitate sunt prezentate în tabelul 5.72. Tabelul 5.72 Consumurile de energie pentru ultimii cinci ani de activitate Tipul purtătorului de energie achiziţionat Energie electrică (TJ) Motorină (TJ) Gaz natural (TJ)

1994

1995

1996

1997

1998

19,2 41,8 251,0

18,6 39,7 255,5

16,4 45,6 238,7

17,9 44,4 241,8

17,8 44,3 242,6

138

Bilanţuri termoenergetice

Se constată că, în perioada ultimilor cinci ani de activitate, consumurile anuale de energie ale întreprinderii nu au înregistrat modificări semnificative, micile diferenţe explicându-se prin structura diferită a producţiei. Pentru ultimul an financiar, situaţia consumurilor energetice este prezentată în tabelul 5.73. Tabelul 5.73 Situaţia consumurilor energetice pentru ultimul an financiar (factura energetică anuală)

Tipul purtătorului energie achiziţionat Energie electrică IT Motorină Gaz natural Total

de

Unitatea de masură TJ TJ TJ TJ

Consum 18,5 42,0 240,0 300,5

Cost unitar USD/GJ 15,0 3,5 3,0

Cost total mil. USD 277,5 147,0 720,0 1144,5

Performanţele anuale ale transformatorilor interni de energie sunt prezentate în tabelele 5.74 – 5.77. Tabelul 5.74 Bilanţul energetic şi financiar al transformatorului 110/6 kV Sensul fluxului Intrări Ieşiri

Natura fluxului de energie Energie electrică Alte cheltuieli Cheltuieli totale Energie electrică Pierderi de energie

UM

Consum

TJ Mii USD Mii USD TJ TJ

18,50 18,15 0,35

Cost unitar Cost total mii. USD/GJ USD 15,0 277,0 13,4 290,4 16,0 290,4 0,0 0,0

Tabelul 5.75 Bilanţul energetic şi financiar al CET Sensul fluxului Intrări

Ieşiri

Natura fluxului de energie Gaz natural Motorină Aer comprimat Alte cheltuieli Cheltuieli totale Energie electrică Abur tehnologic Apă fierbinte Pierderi de energie

UM

Consum

TJ TJ

200 40 0,2

Mil. m3N

Mii USD Mii USD TJ TJ TJ TJ

36 85 50 69

Cost unitar USD/GJ 3,0 3,5 4 USD/103

m3

Cost total mii. USD 600,0 135,0 0,8

N

10,0 3,9 3,8 0,0

145,7 881,5 360,0 331,5 190,0 0,0

Energia electrica provine în proporţie de circa 1/3 din exterior, restul fiind generat în interiorul conturului de bilanţ. Media ponderata a costului energiei electrice la medie tensiune (MT) este de 12,01 USD/GJ. Această valoare este luată în calculul

Exemple şi studii de caz

139

cheltuielilor cu energia electrică ale tuturor celorlalţi consumatori interni din perimetrul organizaţiei. Tabelul 5.76 Bilanţul energetic şi financiar al staţiei de aer comprimat Sensul fluxului Intrări

Ieşiri

Natura fluxului de energie Gaz natural Motorină Alte cheltuieli Cheltuieli totale Aer comprimat Apă caldă răcire Alte pierderi

UM TJ TJ Mii USD Mii USD Mil. m3N TJ TJ

Consum 0,0 2,0

Cost USD/GJ 3,0 3,5

unitar

2,0 1,0 0,4

4 USD/103 m3N 0,0 0,0

Cost total mii. USD 0,0 7,0 1,0 8,0 8,0 0,0 0,0

Tabelul 5.77 Bilanţul energetic şi financiar al staţiei centrale de pompare Sensul fluxului Intrări Ieşiri

Natura fluxului de energie Energie electrică Alte cheltuieli Cheltuieli totale Apă pompată Pierderi de energie

UM TJ Mii USD Mii USD Mii tone TJ

Consum 0,15 350,0 Neglija bile

Cost unitar USD/GJ 12,01 6 USD/t

Cost total mii. USD 1,80 0,30 2,10 2,10 0,00

Menţinerea în funcţiune a sistemului intern de răcire prin intermediul staţiei de pompare a apei poate fi considerată o utilitate internă comună sau un serviciu general. Ea urmează a se repartiza în mod egal în cheltuielile cu energia ale celor trei produse finale. Situaţia centrelor de consum energetic este prezentată în tabelele 5.78 – 5.86. Tabelul 5.78 Bilanţul energetic al centrului de consum nr. 1 Tipul purtătorului de energie Energie electrică MT Gaz natural Abur tehnologic Apă fierbinte Aer comprimat Total centru de consum

Unitate de măsură TJ TJ TJ TJ Mil. m3 N

Consum 9,0 24,0 28,0 8,0 0,5

Cost unitar USD/GJ 12,01 3,0 3,9 3,8 4,0

Cost total mii. USD 108,1 72,0 109,2 30,4 2,0 321,7

140

Bilanţuri termoenergetice

Tabelul 5.79 Bilanţul energetic al centrului de consum nr. 2 Tipul purtătorului de energie Energie electrică MT Gaz natural Abur tehnologic Apă fierbinte Aer comprimat Total centru de consum

Unitate de măsură TJ TJ TJ TJ Mil. m3 N

Consum 8,0 8,0 32,0 8,0 0,3

Cost unitar USD/GJ 12,01 3,0 3,9 3,8 4,0

Cost total mii USD 96,1 24,0 124,8 30,4 1,2 276,5

Tabelul 5.80 Bilanţul energetic al centrului de consum nr. 3 Tipul purtătorului de energie Energie electrică MT Gaz natural Abur tehnologic Apă fierbinte Aer comprimat Total centru de consum

Unitate de măsură TJ TJ TJ TJ Mil. m3 N

Consum 14,0 0,0 0,0 6,0 0,25

Cost unitar USD/GJ 12,01 3,0 3,9 3,8 4,0

Cost total mii USD 168,1 0,0 0,0 22,8 1,0 191,9

Tabelul 5.81 Bilanţul energetic al centrului de consum nr. 4 Tipul purtătorului de energie Energie electrică MT Gaz natural Abur tehnologic Apă fierbinte Aer comprimat Total centru de consum

Unitate de măsură TJ TJ TJ TJ Mil. m3 N

Consum 6,0 3,0 10,0 8,0 0,25

Cost unitar USD/GJ 12,01 3,0 3,9 3,8 4,0

Cost total mii USD 72,1 9,0 39,0 30,4 1,0 151,5

Tabelul 5.82 Bilanţul energetic al centrului de consum nr. 5 Tipul purtătorului de energie Energie electrică MT Gaz natural Abur tehnologic Apă fierbinte Aer comprimat Total centru de consum

Unitate de măsură TJ TJ TJ TJ Mil. m3 N

Consum 9,0 0,0 4,0 4,0 0,0

Cost unitar USD/GJ 12,01 3,0 3,9 3,8 4,0

Cost total mii USD 108,1 0,0 15,6 15,2 0,0 138,9

Exemple şi studii de caz

141

Tabelul 5.83 Bilanţul energetic al centrului de consum nr. 6 Tipul purtătorului de energie Energie electrică MT Gaz natural Abur tehnologic Apă fierbinte Aer comprimat Total centru de consum

Unitate de măsură TJ TJ TJ TJ Mil. m3 N

Consum 6,0 5,0 8,0 5,0 0,25

Cost unitar USD/GJ 12,01 3,0 3,9 3,8 4,0

Cost total mii USD 72,1 15,0 31,2 19,0 1,0 138,3

Tabelul 5.84 Bilanţul energetic al centrului de consum nr. 7 Tipul purtătorului de energie Energie electrică MT Gaz natural Abur tehnologic Apă fierbinte Aer comprimat Total centru de consum

Unitate de măsură TJ TJ TJ TJ Mil. m3 N

Consum 1,0 0,0 3,0 4,0 0,25

Cost unitar USD/GJ 12,01 3,0 3,9 3,8 4,0

Cost total mii USD 12,0 0,0 11,7 15,2 1,0 39,9

Tabelul 5.85 Bilanţul energetic al centrului de consum nr. 8 Tipul purtătorului de energie Energie electrică MT Gaz natural Abur tehnologic Apă fierbinte Aer comprimat Total centru de consum

Unitate de măsură TJ TJ TJ TJ Mil. m3 N

Consum 1,0 0,0 0,0 7,0 0,0

Cost unitar USD/GJ 12,01 3,0 3,9 3,8 4,0

Cost total mii USD 12,0 0,0 0,0 26,6 0,0 38,6

Consumul şi cheltuielile totale cu energia ale tuturor consumatorilor finali din perimetrul întreprinderii sunt prezentate în tabelul 5.86. Tabelul 5.86 Consumul şi cheltuielile totale cu energia ale consumatorilor finali Tipul purtătorului de energie Energie electrică MT Gaz natural Motorina Abur tehnologic Apă fierbinte Aer comprimat Total centru de consum

Unitate de măsură TJ TJ TJ TJ TJ Mil. m3 N

Consum 54,0 40,0 0,0 85,0 50,0 1,8

Cost unitar USD/GJ 12,01 3,0 3,5 3,9 3,8 4,0

Cost total mii USD 648,6 120,0 0,0 331,5 190,0 7,2 1297,3

142

Bilanţuri termoenergetice

Ponderea activităţii de transport intern ş i extern este nesemnificativă, monitorizarea separată a acestui sector în vederea evidenţ ierii performanţelor energetice şi financiare fiind, ca şi în cazul sistemului de producere şi distribuţie a aerului comprimat, nejustificată. În contabilitatea întreprinderii, transportul poate fi inclus în categoria servicii generale. Totalului de 1297300 USD/an astfel obţinut i se adaugă cheltuielile de funcţionare ale staţiei de pompare a apei de răcire de 2100 USD/an, care constitue un serviciu general. Rezultă suma totală de 1299400 USD/an. Diferenţa de 154900 USD/an în raport cu factura energetică se explică prin cheltuielile suplimentare făcute în interiorul perimetrului întreprinderii pentru generarea energiei direct utilizabile (energie electrică MT, abur tehnologic, apă fierbinte, aer comprimat, etc). Întreprinderea este deci un autoproducător de energie direct utilizabilă, activitate care presupune atât cheltuieli de funcţionare cât şi investiţii aferente instalaţiilor de producţie specifice. Modul în care au fost finanţate şi statutul actual al acestor instalaţii (proprietatea organizaţiei, leasing, finanţ are terţi, alte variante) este important deoarece amortizarea lor nu poate fi separată de factura energetică. Aceasta trebuie să includă şi amortismentele. Având în vedere că instalaţiile respective pot fi incluse în categoria instalaţiilor de productie, amortismentele respective pot apare în contabilitatea organizaţiei împreună cu amortismentele aferente altor instalaţii şi utilaje de producţie. Ele trebuie separate de acestea din urma ş i adăugate la factura energetica doar atunci când scopul auditului este evaluarea soluţiei actuale de alimentare cu energie a conturului de bilanţ. Defalcarea cheltuielilor cu energia între cele trei produse finale ale organizaţiei trebuie s ă ia în considerare contribuţia fiecăruia dintre consumatorii finali interni (centrele de consum energetic), precum şi contribuţia serviciilor generale. Stabilirea contribuţiei centrelor de consum direct productive la realizarea fiecăruia dintre produsele finale este o problema de politica interna a organizaţiei. Ponderea centrelor de consum direct productive este de obicei mult mai mare în comparaţie cu centrele de consum neproductive şi serviciile generale. Contribuţiile fiecăruia dintre aceste centre de consum determină practic cheltuielile cu energia pentru fiecare produs şi deci influenţează costurile totale de producţie. Acestea la rândul lor determină preţul de vânzare al produselor şi deci competitivitatea organizaţiei pe piaţă. În cazul de faţă, defalcarea cheltuielilor cu energia este prezentată în tabelul 5.87.

Exemple şi studii de caz

143

Tabelul 5.87 Defalcarea cheltuielilor totale cu energia între produsele finale (P1, P2 şi P3) Nr. Crt. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12

Consumatori interni care contribuie la producţia finală Centrul de consum energetic 1 Centrul de consum energetic 2 Centrul de consum energetic 3 Centrul de consum energetic 4 Centrul de consum energetic 5 Centrul de consum energetic 6 Centrul de consum energetic 7 Centrul de consum energetic 8 Utilitaţi interne comune Total cheltuieli cu energia Valoare productie finală Cota cheltuielilor cu energia (%)

Produsele finale ale organizaţiei P1 P2 P3 160,0 161,7 0,0 276,5 0,0 0,0 191,9 0,0 0,0 0,0 151,5 0,0 0,0 138,9 0,0 0,0 0,0 138,3 13,3 13,3 13,3 12,8 12,9 12,9 0,7 0,7 0,7 655,2 479,0 165,2 5515,2 3897,4 1364,5 11,88 12,29 12,1

A1 CĂLDURI SPECIFICE MEDII ALE UNOR SUBSTANŢE A1.1

CĂLDURA SPECIFICĂ MEDIE LA PRESIUNE CONSTANTĂ A UNOR SUBSTANŢE GAZOASE (KJ/NM3K)

Temp. (oC) 0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600 2700 2800 2900 3000

H2

N2

O2

1,292 1,295 1,297 1,299 1,302 1,304 1,308 1,312 1,317 1,322 1,329 1,335 1,343 1,351 1,359 1,367 1,375 1,383 1,391 1,400 1,408 1,415 1,423 1,430 1,437 1,445 1,451 1,458 1,464 1,470 1,476

1,294 1,300 1,304 1,311 1,321 1,332 1,345 1,358 1,372 1,385 1,398 1,409 1,420 1,431 1,441 1,450 1,459 1,467 1,475 1,483 1,489 1,496 1,502 1,508 1,513 1,519 1,524 1,528 1,532 1,537 1,541

1,296 1,316 1,335 1,356 1,337 1,397 1,416 1,434 1,449 1,464 1,377 1,489 1,500 1,510 1,520 1,528 1,537 1,546 1,553 1,561 1,569 1,576 1,582 1,589 1,596 1,602 1,608 1,614 1,620 1,626 1,632

CO

H2O

CO2

SO2

Aer

1,297 1,300 1,307 1,317 1,329 1,343 1,358 1,372 1,387 1,400 1,413 1,425 1,436 1,447 1,457 1,466 1,474 1,482 1,490 1,497 1,503 1,511 1,516 1,522 1,527 1,532 1,537 1,541 1,545 1,549 1,553

1,493 1,506 1,522 1,541 1,563 1,588 1,614 1,640 1,667 1,694 1,721 1,748 1,774 1,800 1,835 1,850 1,873 1,896 1,917 1,938 1,958 1,978 1,997 2,016 2,033 2,051 2,068 2,084 2,100 2,116 2,131

1,611 1,706 1,791 1,867 1,934 1,994 2,047 2,095 2,137 2,176 2,212 2,243 2,272 2,298 2,322 2,345 2,367 2,385 2,404 2,435 2,437 2,452 2,465 2,479 2,491 2,503 2,541 2,525 2,535 2,545 2,554

1,735 1,820 1,896 1,963 2,021 2,070 2,114 2,154 3,186 2,217 2,239 2,261 2,279 2,297 2,315 2,328 2,342 2,355 2,369 2,382 2,391

1,295 1,300 1,308 1,317 1,329 1,342 1,356 1,371 1,384 1,397 1,410 1,421 1,433 1,443 1,453 1,462 1,470 1,478 1,487 1,494 1,501 1,507 1,514 1,520 1,525 1,540 1,536 1,541 1,545 1,550 1,554

Anexe

A1.2

Temp (oC) 0 200 400 600 800 1000 1200 1400

145

CĂLDURILE SPECIFICE MEDII PENTRU UNELE SUBSTANŢE SOLIDE [KJ/KGK] Şamotă

Silice

0,774 0,854 0,929 0,998 1,055 1,097 1,192

0,779 0,862 0,988 1,033 1,067 1,097 1,097 1,139

Magne tită 0,866 0,942 1,063 1,113 1,109 1,097

Hematită 0,690 0,741 0,795 0,858 0,892 0,892 0,892

Zgură Furnal 0,787 0,858 0,899 0,942 0,975 1,005 1,038

Fontă

Cocs

0,469 0,515 0,543 0,549 0,640 0,642 0,657

0,875 0,980 1,100 1,225 1,350 1,500 1,650 1,800

146

Bilanţuri termoenergetice

A2

CALCULUL PIERDERILOR DE CĂLDURĂ ÎN CÂTEVA SITUAŢII FRECVENT ÎNTÂLNITE ÎN INSTALAŢIILE INDUSTRIALE

A2.1

PIERDERILE DE CĂLDURĂ ASOCIATE GAZELOR DE ARDERE

Calculul pierderilor de căldură asociate gazelor de ardere evacuate dintr-o instala ţie consumatoare finală de căldură presupune cunoaş terea cantităţ ii, compoziţiei şi temperaturii gazelor de ardere evacuate. Conţinutul de căldură al gazelor de ardere este de obicei exprimat prin intermediul entalpiei, mărime care se calculează cu ajutorul că ldurilor specifice şi latente ale fiecăruia dintre componentele amestecului de gaze. Cunoaşterea compoziţiei gazelor de ardere presupune cunoaşterea în prealabil a compoziţiilor carburantului (combustibilului) şi comburantului (aerului de ardere). Aerul atmosferic este la rândul său un amestec de mai multe gaze, care pot fi clasificate în două categorii distincte. Gazele necondensabile la temperaturi întâlnite în natură sunt azotul, oxigenul, argonul, bioxidul de carbon, neonul, heliul, kriptonul, hidrogenul, xenonul, ozonul, etc. Gazele condensabile la temperaturile întâlnite în natură sunt vaporii de apă. Conţinutul de vapori de apă al aerului atmosferic depinde de temperatura şi presiunea acestuia, dar şi de cantitatea de apă disponibilă pentru a fi absorbită de aer într-o anumită zonă. Amestecul de gaze necondensabile constitue aşa-numitul aer uscat, în a c ărui compoziţie se regăsesc în principal 78,1 % N2 + 20,95 % O2 + 0,93 % Ar = 99,95 %. Restul de 0,05 % revine celorlalte componente amintite mai sus, care în majoritatea calculelor sunt neglijate. Pentru calculele al căror scop este stabilirea compoziţiei gazelor de ardere, aerul atmosferic uscat poate fi considerat ca fiind compus din 79 % azot şi 21 % oxigen. În compoziţia combustibililor fosili solizi, lichizi şi gazoşi intră hidrocarburi de diverse categorii, având molecule a căror mărime şi structură sunt diferite. Dacă în compoziţia combustibililor gazoşi intră în special hidrocarburi uş oare de tip C1 – C4 (metan, etan, propan, butan), a căror formulă este simplă şi accesibilă şi nespecialiştilor, în compoziţ ia combustibililor lichizi şi mai ales solizi intră substanţe organice complexe, cu o structură şi o formulă chimică complicate şi mai puţin accesibile. Din acest motiv, în cazul combustibililor lichizi şi solizi se recurge la compoziţia elementară, care arată cât carbon, cât hidrogen, cât oxigen, cât sulf, etc se găseşte în structura macromoleculelor care compun substanţa respectivă. Prin urmare, cazul combustibilor gazoşi trebuie tratat în mod diferit de cel al combustibililor lichizi şi solizi. Calculul compoziţiei gazelor de ardere se poate face în două situaţii diferite şi anume : a. Raportul aer/combustibil este cunoscut. b. Raportul aer/combustibil nu este cunoscut.

Anexe

147

Prima situaţie se întâlneşte în cazul bilanţului energetic de proiect. A doua situaţie se întâlneş te în cazul bilanţului real, când raportul aer/combustibil nu se cunoa şte. În această situaţie este absolut necesară analiza compoziţiei gazelor de ardere, ale cărei rezultate vor sta la baza tuturor mărimilor calculate. Analiza compoziţ iei gazelor de ardere implică determinarea concentraţiilor de bioxid de carbon, oxid de carbon, oxigen, azot, hidrogen, hidrocarburi, etc. Precizia cu care analizoarele actuale pot determina aceste valori face ca ipoteza privind compoziţia simplificată a aerului atmosferic (79 % azot + 21 % oxigen) să fie acceptabilă şi compatibilă sub aspectul preciziei. a. Combustibili solizi şi lichizi. În compoziţia combustibililor solizi şi lichizi intră molecule organice complexe, cu un număr mare de atomi şi cu o structură complicată. Din acest motiv, compoziţia acestor combustibili se exprimă prin intermediul analizei elementare : CI + SI + HI + OI + NI + AI + WI = 100 %. În compoziţia gazelor de ardere pot să intre : CO2 + SO2 + CO + H2 + CmHn + N2 + O2 = 100 %. Dacă se notează cu KI = C I + 0,375*SI şi cu E = CO 2 + SO2 + CO + CmHn, volumul specific de gaze de ardere uscate (stare care care nu include vaporii de apă) rezultă din relaţia :

Vgu = 1,868 * KI / E Mulţi autori întrebuinţează pentru volumul de gaze triatomice notaţia CO 2 + SO2 = RO2. Volumul specific de aer de ardere uscat rezultă din relaţia : Va = (N2 * Vgu - 0,8 * NI) / 79 Volumul specific de vapori de apă din gazele de ardere poate fi calculat cu relaţia : VH2O = 0,112 * HI +0,01245 * WI - 0,01 * (H2 + 0,5 * n * CmHn) + 0,00161 * d * Va. Volumul teoretic de aer de ardere rezultă din relaţia : Vao = 1,0676 * (0,0833*CI + 0,25 * HI + 0,03125 * SI - 0,03125 * OI) Coeficientul de exces de aer se defineşte ca fiind raportul : l = Va / Vao. Coeficientul de exces de aer de ardere se mai poate determina prin calcul şi cu relaţia :

l=

N 2 N 2 - 3.7619 × (O2 - 0.5 × CO - 2 × CH 4 - 0.5 × H 2 )

148

Bilanţuri termoenergetice

unde: N2 = 100 – CO2 – SO2 –O2 – CO – CmHn – H2. Componentele CO2, SO2, O2, CO, CmHn şi H2 sunt determinate prin analiza gazelor de ardere şi sunt exprimate în % de volum. Entalpia gazelor de ardere evacuate, rezultate din arderea unui kg de combustibil, solid sau lichid, se calculează cu relaţia : Hga = Dga * cga * tga unde Dga este debitul de gaze de ardere, cga este căldura specifică medie la presiune constantă a gazelor de ardere, tga este temperatura gazelor de ardere evacuare din instalaţie. Dacă gazele de ardere evacuate antrenează şi o parte din cenuşa existentă în compoziţia combustibilului, atunci la calculul pierderii de căldură asociată gazelor de ardere evacuate trebuie luată în considerare şi entalpia acesteia : Hc = Dc * cc * tga. În lipsa unor informaţii mai precise, căldura specifică a cenuşii se poate estima cu relaţia : cc = 0.84 +0.00017 * tga În cazurile în care determinările experimentale arată că apar pierderi de masă combustibilă în zgură ş i în cenuşă , debitul efectiv de combustibil care generează gazele de ardere trebuie corectat în consecinţă. Valoarea puterii calorifice HI se recomandă să fie obţinută prin determinări în laborator, în bomba calorimetică. În lipsa determinării în laborator, puterea calorifică inferioară se poate calcula cu relaţia Mendeleev H i = 33,9 CI + 102,97 HI – 10,88 (OI – SI) – 2,51 (9 HI + WI) pe baza componentelor rezultate din analiza elementară a combustibilului. Trebuie remarcat faptul că în componenta S I este inclus numai sulful combustibil (organic şi mineral). Puterea calorifică rezultă în MJ/kg. Dacă în compoziţia gazelor de ardere intră şi oxid de carbon, pierderea de căldură asociată gazelor de ardere evacuate va include şi conţinutul de căldură al oxidului de carbon sub formă de putere calorifică. Puterea calorifică a oxidului de carbon este egală cu circa 10,15 MJ/m3N. b. Combustibili gazoşi În compoziţia combustibililor gazoşi intră molecule organice simple, cu un număr mic de atomi : CmHnI + H2SI + CO2I + COI + O2I + N2I + H2I = 100 %. În compoziţia gazelor de ardere pot să intre : CO2 + SO2 + CO + H2 + CmHn + N2 + O2 = 100 %.

Anexe

149

Dacă se notează cu E = CO2 + SO2 + CO + CmHn şi cu F = m * CmHn + H2SI + CO2I + COI, volumul specific de gaze de ardere uscate (stare care care nu include vaporii de apă) rezultă din relaţia : Vgu = F / E

Volumul specific de aer de ardere uscat rezultă din relaţia : Va = (N2 * Vgu - N2I) / 79 Volumul specific de vapori de apă din gazele de ardere poate fi calculat cu relaţia : VH2O = 0,01 * (H2I + H2 * Vgu) + 0,02 * n * (CmHnI - CmHn * Vgu) + 0,00161 * d * Va. Volumul teoretic de aer de ardere rezultă din relaţia : Vao = [(m + 0,25 * n) * CmHnI + 1,5 * H2SI + 0,5 * (COI + H2I)] / 21 Coeficientul de exces de aer se defineşte ca fiind raportul : l = Va / Vao. Conţinutul de căldură al gazelor de ardere evacuate poate fi exprimat tot cu ajutorul entalpiei, care se calculează în acelaşi fel ca şi la combustibilii solizi şi lichizi. A2.2

PIERDERILE DE CĂLDURĂ DIRECTE PRIN RADIAŢIA ŞI CONVECŢIA PEREŢILOR

La calculul pierderilor de că ldură prin pereţi se ia în considerare mai întâi regimul continuu sau discontinuu de funcţionare a echipamentului sau instalaţ iei. În cazul regimului discontinuu, răcirea instalaţiei poate fi completă, până la temperatura mediului ambiant, sau incompletă, până la o temperatură mai mare decât temperatura mediului ambiant. Reluarea procesului se face de la temperatura atinsă la sfârşitul perioadei de răcire. Pentru funcţionarea continuă a instalaţiei, transmisia căldurii din interior spre exterior (mediul ambiant) are loc în regim termic stabilizat. Determinarea pierderilor de căldură prin pereţi implică mai multe etape. La început se împarte întreaga suprafaţă exterioar ă a instala ţiei în zone caracteristice (boltă, pereţi laterali, vatră), care se consideră că au cam aceea şi temperatură. Se măsoară temperatura fiecăreia dintre aceste zone. Se calculează coeficientul de transfer de căldură şi apoi se determină pierderea de căldur ă pe fiecare element. Pierderile de căldură astfel calculate se însumează şi rezultă astfel pierderile totale de căldură prin radiaţia şi convecţia pereţilor. Expresia pierderii de căldură pentru o zonă având aria suprafeţei S este următoarea: Qrc = ae × (Tp - Ta ) × S ×t

150

Bilanţuri termoenergetice

în careae = ac + ar este coeficientul total de transfer de căldură, α c fiind coeficientul de transfer aferent convecţiei iar α r coeficientul de transfer aferent radiaţiei. T p este temperatura medie a suprafeţei exterioare a elementului de perete considerat, Ta este temperatura aerului ambiant, măsurată dincolo de limitele de influenţă a instalaţiei calde, S este suprafaţ a elementului considerat iar t durata perioadei pentru care se calculează pierderile de căldură.

ac = m × 4 Tp - Ta în care m este coeficientul care depinde de poziţia peretelui. Astfel, m = 2,55 pentru perete vertical, m = 3,25 pentru perete orizontal cu suprafaţa exterioara dirijată în sus şi m = 1,625 pentru perete orizontal cu suprafaţa exterioară dirijată în jos. [( )4 -( ) 4] ar = c Tp Ta

T

100 100 p - Ta în care c este coeficientul de radiaţie de la suprafaţa exterioară spre mediul ambiant în W/m2K4. Pentru funcţ ionarea discontinuă, pierderile de căldură prin pereţi se compun din pierderile în perioada de încălzire şi pierderile în perioada de regim stabilizat. În perioada încălzirii, are loc un proces de acumulare a căldurii în masa pereţilor concomitent cu o pierdere de căldură progresivă în mediul ambiant, pe măsură ce temperatura pereţilor creşte, până la atingerea regimului termic stabilizat. Căldura acumulată Qac se determină prin însumarea căldurilor acumulate de volumele de perete corespunză toare elementelor de suprafaţă de egala temperatură în care au fost împărţiţi pereţii. Pentru un element “j” de suprafaţă, compus din mai multe straturi de materiale diferite:

Q

acj

= å v ×g × (c ×T -c T ) sf medf si medi s js s

în care vjs este volumul materialului din stratul s, corespunzător elementului “j” , γ s este densitatea materialului din stratul s, Tmed f, T med i reprezintă temperatura medie a stratului la sfârşitul şi respectiv la începutul perioadei de încălzire, iar c st, csi sunt căldura specifică medie la Tmed f, respectiv Tmed i a materialului din stratul s.

Pierderile prin radiaţia şi convecţia pereţ ilor în perioada de încălzire se determină cu suficientă exactitate, împărţind durata totală a perioadei de încălzire în intervale de timp astfel alese, încât pe fiecare interval să aib ă loc o creştere a temperaturii de 20 – 33% din diferenţele dintre temperatura finală şi iniţială a suprafeţei exterioare a elementului din perete. Căldura pierdută pe întreaga perioada de încălzire se obţine prin însumarea pierderilor de căldură pe toate intervalele luate în consideraţie.

Anexe

A2.3

151

PIERDERILE DE CĂLDURĂ DATORATE RADIAŢIEI PRIN ORIFICII, UŞI ŞI GURI DE ÎNCĂRCARE - DESCĂRCARE

Pierderile de că ldură datorita radiaţiilor prin gurile de încă rcare - descărcare, ca şi prin alte orificii se vor calcula cu relaţia Stefan - Botzmann : Qd = 5,76 × S ×j × ×[(100

T1 4

) - (100

T2 4

) ]×

unde S este suprafaţa orificiului, φ este coeficientul de diafragmare, disponibil în tabelul de mai jos, T1 este temperatura absoluta din interiorul echipamentului, iar T2 este temperatura absolută a mediului ambiant. La calcularea pierderilor prin gurile de încă rcare - descărcare şi prin alte orificii, în regimului de funcţionare discontinuu, se va ţine seama de raportul dintre timpul cât acestea sunt deschise şi durata şarjei. Coeficientul de diafragmare este dat în tabelul A2.1. Tabelul A2.1 Valorile coeficientului de diafragmare Grosimea peretelui (mm) 1 115

230

345

460

Lăţimea orificiului (mm) 2 150 300 600 900 1200 1500 150 300 600 900 1200 1500 150 300 600 900 1200 1500 150 300 600 900 1200 1500

150

Înălţimea orificiului (mm) 250 450 600

750

3 0.55 0.63 0.68 0.71 0.72 0.73 0.43 0.49 0.55 0.57 0.59 0.61 0.36 0.42 0.47 0.50 0.52 0.53 0.31 0.36 0.42 0.45 0.47 0.48

4 0.63 0.70 0.76 0.79 0.81 0.82 0.49 0.56 0.63 0.66 0.68 0.68 0.42 0.48 0.55 0.58 0.60 0.61 0.36 0.43 0.49 0.52 0.55 0.56

7 0.69 0.78 0.84 0.87 0.89 0.91 0.56 0.64 0.72 0.75 0.78 0.79 0.49 0.57 0.64 0.69 0.71 0.72 0.43 0.51 0.58 0.62 0.65 0.67

5 0.66 0.73 0.80 0.83 0.85 0.86 0.52 0.60 0.67 0.70 0.72 0.74 0.44 0.52 0.59 0.63 0.65 0.66 0.39 0.46 0.53 0.57 0.59 0.61

6 0.68 0.76 0.82 0.85 0.87 0.89 0.55 0.63 0.70 0.73 0.76 0.77 0.47 0.55 0.62 0.66 0.68 0.70 0.42 0.49 0.56 0.60 0.63 0.64

152

A2.4

Bilanţuri termoenergetice

PIERDERILE DE CĂLDURĂ PRODUSELOR DE ARDERE

DATORATE

RĂBUFNIRII

Pierderile de că ldură datorate răbufnirii produselor de ardere prin orificii, guri de vizitare şi uşi sunt proporţionale cu diferenţa de presiune (suprapresiunea interioară ) care determină răbufnirea. Expresia pierderilor de căldură datorate răbufnirii este : Qr = V0 H0, În relaţia de mai sus V0 este volumul de produse care răbufnesc, redus la condiţ iile normale, iar H0 reprezintă entalpia gazelor din interiorul echipamentului la temperatura de regim a acestuia. Volum ce se poate calcula pornind de la legătura dintre debitul care trece printr-un orificiu şi diferenţa de presiune corespunză toare sau poate fi estimat la o valoare cuprinsă între 4 % şi 20 % din volumul orar de gaze generat prin ardere în interiorul incintei aflate sub presiune.

Anexe

A3.

153

COEFICIENŢI DE TRANSFORMARE A UNITĂŢILOR DE MĂSURĂ A ENERGIEI, ADOPTAŢI DE CONFERINŢA MONDIALĂ A ENERGIEI.

1 tonă echivalent petrol (tep) = 10,5 Gcal = 44 GJ 1 tonă combustibil convenţional (tcc) =2/3 tep = 7 Gcal 1 MWh = 0,082 tep = 3,6 GJ

154

Bilanţuri termoenergetice

A4

FORMULARE TIP PENTRU ÎNTOCMIREA BILANŢULUI ŞI AUDITULUI ENERGETIC

A4.1

SITUAŢIA STATISTICĂ A CONSUMURILOR ENERGETICE ANUALE PE ULTIMII 5 ANI DE ACTIVITATE (formularul 1) Tipul purtătorului de energie consumat Combustibil gazos tip A Combustibil gazos tip B Combustibil lichid tip A Combustibil lichid tip B Combustibil solid tip A Energie electrică tip A Energie electrică tip B Abur tip A Abur tip B Apă fierbinte tip A Apă fierbinte tip B Aer comprimat tip A Aer comprimat tip B

Consumul anual de energie (MWh, MJ, Gcal) 1996 1997 1998 1999 2000

Observaţii : Purtătorii de energie de tipul A, B sau C se deosebesc prin putere calorifică, compoziţie, preţ (tarif), tensiune, parametrii, sursă de livrare, etc.

A.4.2 SITUAŢIA CONSUMURILOR ENERGETICE ALE ORGANIZAŢIEI PENTRU ULTIMUL AN FINANCIAR ÎNCHEIAT (formularul 2) Tipul purtătorului de energie consumat Combustibil gazos tip A Combustibil gazos tip B Combustibil lichid tip A Combustibil lichid tip B Combustibil solid tip A Energie electrică tip A Energie electrică tip B Abur tip A Abur tip B Apă fierbinte tip A Apă fierbinte tip B Aer comprimat tip A Aer comprimat tip B

Cantitatea anuală Masă sau Conţinut de volum energie

Cost unitar

Cost annual

Anexe

155

A.4.3 ANALIZA FIECĂRUIA DINTRE TRANSFORMATORII INTERNI DE ENERGIE DIN INTERIORUL CONTURULUI DE BILANŢ GENERAL (formularul 3) Sensul fluxului de energie Intrări în contur

Ieşiri din contur

Natura fluxului de energie

Cantitate anuală

Cost unitar

Cost annual

Energie electrică Combustibil tip A Combustibil tip B

Aer comprimat Alte cheltuieli de funcţionare Cheltuieli totale anuale Energie utilă A (electrică, mecanică, termică, etc) Energie utilă B (electrică, mecanică, termică, etc) Consum propriu tehnologic A Consum propriu tehnologic B Pierderi energetice

Observaţie: Acest tabel trebuie însoţit de lista consumatorilor alimentaţi şi de schema sistemului de distribuţie a energiei, după caz.

A.4.4. CONSUMUL ENERGETIC AFERENT ACTIVITĂŢII DIRECT PRODUCTIVE (CONSUMATORI FINALI, EVENTUAL ORGANIZATI PE CENTRE DE CONSUM ENERGETIC) (formularul 4) Felul purtatorului de energie consumat

UM

Cost Unita r

Consumuri defalcate pe subsisteme A B C

Total consum productiv Cantitate Cost

Energie electrică Combustibil gazos Combustibil lichid Abur Apă fierbinte Aer comprimat Total Volum activitate Observaţie : Consumatorii finali pot fi alimentaţi cu două feluri de combustibili, cu două feluri de energie electrică, etc.

156

Bilanţuri termoenergetice

A.4.5 CONSUMUL ENERGETIC AFERENT ACTIVITĂŢILOR CONSIDERATE NEPRODUCTIVE SAU INDIRECT PRODUCTIVE (CONSUMATORI FINALI, EVENTUAL ORGANIZAŢI PE CENTRE DE CONSUM ENERGETIC) (formularul 5) Scopul consumului şi tipul purtătorului de energiei

UM

Cost unitar

Consumuri defalcate pe subsisteme A B C

Total consum neproductiv Cantitate

Cost

Iluminat (electric) Incălzire spaţii Apă caldă menajeră Ventilare Condiţionare aer Apă rece Total Observaţie. Defalcarea consumurilor energetice la nivelul unui centru de consum în două categorii şi anume direct productive şi respectiv neproductive sau indirect productive nu este obligatorie, dar poate fi relevantă în anumite cazuri. Dacă acest lucru nu este posibil dintr-un motiv oarecare, se reţine numai formularul F4, în care se vor consemna consumurile totale.

A.4.6 CONSUMUL DE ENERGIE PENTRU ACTIVITATEA DE TRANSPORT INTERN ŞI EXTERN Felul purtătorului de energie consumat Benzină Motorină Ulei Energie electrică Total Greutate trasportată x kilometraj parcurs Consum specific cumulat

UM

Cost unitar

Consumuri defalcate pe categorii Intern Aprovi Desfa zionare cere

Total consum transport Canti Cost tate

Anexe

A.4.7

157

SITUAŢIA RESURSELOR ENERGETICE SECUNDARE DISPONIBILE LA NIVELUL UNUI CONTUR DAT

Natura şi caracteristicile fluxului de energie disponibilizat

UM

Intensitate maximă a fluxului

Cantitate anuală

Reducere

Posibilităţi pentru Recuperare Recuperare interna externa

Observaţie. În prima coloană se consemnează temperatura, presiunea, compoziţia chimică, etc.

Bibliografie [1.] [2.]

Şcegleaev A. V. Parovâie turbinâ. Izdatelizvo Energhia, Moskva 1976 Leca A., ş. a. Centrale electrice. Probleme. EDP, Bucureşti 1977

[3.]

Carabogdan I. Gh. ş. a. Instalaţii termice industriale. ET, Bucureşti 1978

[4.]

Creţa G. Turgine cu abur şi gaze. EDP, Bucureşti 1981

[5.]

Sterman L. S., Tevlin S. A., Şarkov A. T. Teplovâie i atomnâie

[6.]

electrostanţii. Moskva Energoizdat 1982 Athanasovici V., Dumitrescu I. S., Muşatescu V. Termoenergetică

[7.]

industrială şi termoficare. EDP Bucureşti 1984 Moldovan, I. Tehnologia resurselor energetice. ET Bucuresti 1985

[8.]

Berinde T., Berinde M. Bilanţuri energetice în procesele industriale. ET

[9.]

Bucureşti 1985 Benenson B. I. Teploficaţionâie parovâie turbinâ. Energoatomizdat,

[10.]

Moskva 1986 Carabogdan I. Gh., Badea A., Athanasovici V., sa Bilanţuri energetice. ET

[11.]

Bucureşti 1986 Cliucinicov, A. D. Vâsocotemperaturnâie teplotehnologhiceschie proţesâ i

[12.]

ustanovchi. Moscva, Energoatomizdat 1989 Hulls P. J. Electricity - the flexible approach to industrial drying. Power

[13.]

Engineering Journal, Sept. 1990 Leca A., Prisecaru I. Proprietăţi termofizice şi termodinamice. ET,

[14.]

Bucureşti 1994 Athanasovici V., Utilizarea căldurii în industrie, vol. 1, ET Bucureşti 1995

[15.]

ISO 14040 (1997). Analyse de Cycle de Vie. Principe et cadre, Genève,

[16.]

1997 Darie G. Instalaţii energetice de turbine cu gaze. Editura BREN Bucureşti

[17.]

1998 Rousseaux P., Analyse de Cycle de Vie: évaluation des impacts. Les

[18.]

techniques de l’ingénieur, 1998 Răducanu C., Pătraşcu R., Paraschiv D., Gaba A. Auditul energetic. Editura AGIR Bucureşti 2000