clayton manual de consulta

MANUAL DE CONSULTA

Intercambiadores de Calor

Clayton de México, S.A. de C.V. México, D. F.

www.clayton.com.mx

Clayton Industries City of Industry, Ca., U.S.A.

www.claytonindustries.com

Clayton of Belgium N. V. Bornem, Belgium www.clayton.be

MCxSP/10-08 RevA

Marco Introductorio Clayton de México, en su carácter de empresa especializada en

termodinámica aplicada, sistemas y aplicaciones térmicas, hidráulicas e hidrónicas se ha constituido como un referente obligado en materia de “Criterios de Selección, Condiciones y Características” de los principales componentes de un cuarto de máquinas. En virtud de lo anterior y ante la enorme diversidad de alternativas, configuraciones y opciones, nuestra compañía a través de sus diferentes áreas de ingeniería térmica, manufactura, proyectos, aplicaciones e instalaciones especiales han logrado integrar este compendio sobre los aspectos más relevantes en materia de diseño, configuración, desempeño y aplicaciones de los principales intercambiadores de calor disponibles y vigentes en el mercado.

A lo largo de este libro se analizará desde un punto de vista práctico y

sintético, los tipos básicos de intercambios caloríficos, disposiciones de las corrientes, coeficientes respectivos de transferencia térmica, criterios de valoración y cálculo de transmisión de calor entre fluidos en movimiento con temperaturas variables, detallando criterios para el cálculo de superficie de intercambio y resistencia controlante, entre otros factores de notable relevancia.

Se profundizará en temas críticos como la distribución y características del

flujo de fluidos, ahondando en doctrinas de cálculo de intercambiadores de diversos tipos y en consecuencia derivando en los costos y las conveniencias de cada modelo.

En el transcurso de esta aventura, se estudiarán las características de los

principales tipos de intercambiadores de calor entre los que destacan; Intercambiadores con tubos lisos rectos, de serpentines sumergidos, con superficies extendidas, de placa, compactos, de chaquetas, de tubos en “U”, de cabezal fijo, de cabezal flotante, de doble tubo aleteados y enfriadores de cascada, entre otros.

Sin más preámbulo, iniciemos este viaje al apasionante mundo del

intercambio calorífico, sus condiciones, características y aplicaciones, recordando la premisa fundamental que reza;

“Ingeniería que No se Aplica, No es Ingeniería es Teoría”

Jorge M. Henríquez Gerente General para México

y América Latina

Propósito El objetivo fundamental de este libro radica en constituirse como un

compendio a modo de manual de consulta dinámico y sinóptico sobre los principales conceptos, diseños, tipos, características y aplicaciones de los intercambiadores de calor más comunes en el mercado actual.

Clayton de México, siempre atento a su cabal compromiso por dotar de los

mejores instrumentos a nuestros clientes, asociados, distribuidores, instaladores, contratistas, ingenieros relacionados, especificadores electromecánicos e hidrosanitarios, así como a instituciones educativas y al público en general interesado en aplicaciones termodinámicas, ha integrado un compendio a modo de guía referencial de los temas más relevantes sobre intercambio calorífico.

Consideramos este libro como una guía indispensable para cualquier

ingeniero teórico o de campo relacionado al medio termodinámico, sus accesorios y componentes.

NOMENCLATURA ΔPcoraza Caída de presión del lado de la coraza en un intercambiador de coraza y tubos

ΔPideal Caída de presión uniforme en la batería de tubos en un intercambiador de coraza y tubos

Ndef Número de deflectores

k* Constante del orden de 0.2 a 0.3

T1 Temperatura de entrada en °C

T2 Temperatura de salida en °C

Je Número de Jensen

NTU Número de Unidades de Transferencia de Calor (NTU- Number Transfer Units)

ΔP Pérdida de carga en un intercambiador de placa en kg/m2

G Flujo másico en kg/h m2

L Longitud del canal de pasaje en m

D Diámetro equivalente del canal de flujo en m

ρ Densidad del fluido en kg/m3

g Constante gravitacional en m/h2

Re Número de Reynolds

f Factor de fricción

•

Q Transferencia de Calor por unidad de tiempo

Ai Área de la superficie de intercambio interior

Ae Área de la superficie de intercambio exterior

ri Radio interior

re Radio exterior

U Coeficiente total en kcal/hora m2 °C

Ue Coeficiente de transferencia térmica global viene referido a la superficie exterior

Ui Coeficiente de transferencia térmica global viene referido a la superficie interior

UFunc Coeficiente global de transmisión de calor con el equipo funcionando

ULimpio Coeficiente global de transmisión de calor del intercambiador limpio, respecto a la sección exterior

Usuc Coeficiente global de transmisión de calor del intercambiador después de producirse el depósito

hCi Coeficiente pelicular de convección del lado interno de la superficie en kcal/hora m2 °C

hCe Coeficiente de convección medio del fluido en el exterior del tubo

hci Coeficiente de convección medio del fluido en el interior del tubo

hFe Coeficiente pelicular de convección del lado externo de la superficie en kcal/hora m2 °C

Re Resistencia unitaria del depósito de suciedad en el exterior del tubo

Ri Resistencia unitaria del depósito de suciedad en el interior del tubo

Requiv Resistencia unitaria del tubo, en la que no se han considerado los depósitos de suciedad interior y exterior, y el material del tubo, en m2 °C h/kcal, basada en el área de la superficie exterior del tubo

Rsucio Resistencia térmica del depósito o factor de incrustación

h Coeficiente pelicular externo (enfriadores de cascada)

W Caudal de masa de agua en kg/h

L Longitud de tubo en m

De Diámetro externo en m

mC Masa de agua caliente

mF Masa de agua fría

LMTD Diferencia media logarítmica de temperatura

ϕ Parámetro adimensional empleado en el cálculo de la LMTD

CpC Capacidad calorífica del fluido caliente

CpF Capacidad calorífica del fluido frío

P Coeficiente de efectividad

z Relación de capacidades térmicas

k' Seudo coeficiente de conductividad del material de la superficie

e Espesor del material, metros

F Factor o cociente de ensuciamiento que permite prever la resistencia adicional que ofrecerá el sarro o incrustaciones al final del periodo de actividad en kcal/hora m2 °C

Re Número de Reynolds

Pr Número de Prandtl

ε Efectividad térmica

N Número de placas

μ Viscosidad

i

INTERCAMBIADORES DE CALOR – ÍNDICE TEMÁTICO

INTRODUCCIÓN ........................................................................................................ 1 CONCEPTOS FUNDAMENTALES ............................................................................ 1

DISPOSICIONES DE LAS CORRIENTES................................................................... 1 TIPOS DE INTERCAMBIADORES............................................................................. 2

SERPENTINES ............................................................................................................ 4

INTERCAMBIADORES CON TUBOS LISOS .............................................................. 4 Intercambiadores de Paso Simple .................................................................... 4 Intercambiadores de Haz de Tubos y Coraza .................................................. 5 Intercambiadores de Tubos en U.................................................................... 10 Intercambiadores de Cabezal Fijo .................................................................. 11 Intercambiadores de Cabezal Flotante ........................................................... 12 Intercambiador de Corrientes Paralelas en Contracorriente (1-2) .................. 14 Intercambiador (2-4) ....................................................................................... 16 Intercambiador de Flujos Cruzados ................................................................ 17

INTERCAMBIADORES CON SUPERFICIES EXTENDIDAS .................................... 18 Intercambiadores de Doble Tubo Aletado ...................................................... 18 Intercambiadores de Haz de Tubos Aletados................................................. 19 Tubos Aletados Helicoidalmente .................................................................... 19

Aleta tipo “G” ....................................................................................... 19 Aleta tipo “L” ........................................................................................ 19 Aleta tipo “KL”...................................................................................... 20 Aleta tipo “LL” ...................................................................................... 20 Aleta tipo “Semi Engarzada” ............................................................... 20 Aleta tipo “Extruida”............................................................................. 20

INTERCAMBIADORES COMPACTOS EN ESPIRAL................................................ 21 Disposiciones de las Corrientes...................................................................... 23 Aplicaciones.................................................................................................... 24

INTERCAMBIADORES DE PLACA ........................................................................... 25 Construcción de los Intercambiadores............................................................ 27

1. Materiales y dimensiones de las placas.......................................... 27 2. Diseño de las placas ....................................................................... 27 3. Materiales de Juntas ....................................................................... 29

Operación de los Intercambiadores de Placas ............................................... 30 1. Distribución y características del flujo de fluidos............................. 30

ii

2. Flujo de fluidos y transferencia de calor ..........................................31 3. Ensuciamiento en los equipos (fouling)...........................................33 4. Aplicaciones principales ..................................................................33

COEFICIENTE DE TRANSFERENCIA TÉRMICA GLOBAL....................................37

FACTOR DE SUCIEDAD ...........................................................................................38 TRANSMISIÓN DE CALOR ENTRE FLUIDOS EN MOVIMIENTO, A TEMPERATURAS VARIABLES, A TRAVÉS DE UNA PARED ...........................40

FACTOR DE CORRECCIÓN DE LA LMTD ...............................................................43

FACTOR DE CORRECCIÓN DE LA LMTD PARA ALGUNOS INTERCAMBIADORES............................................................................46

CÁLCULO DE LA SUPERFICIE DE INTERCAMBIO...............................................49

MÉTODO APROXIMADO DE CÁLCULO DE LA SUPERFICIE DE INTERCAMBIO ..............................................................................50

Concepto de Resistencia Controlante.............................................................50 Factor de Suciedad .........................................................................................51 Coeficiente Total .............................................................................................51

Seudo coeficiente de conductividad ....................................................52 Coeficiente de Película ...................................................................................52

Intercambiadores de doble tubo ..........................................................52 Intercambiadores de haz de tubos y coraza........................................54 Enfriadores de cascada.......................................................................54 Recipientes enchaquetados o encamisados .......................................55 Intercambiadores de serpentines sumergidos.....................................55 Líquidos en ebullición ..........................................................................56 Condensadores ...................................................................................57 Calentadores de gas con bancos de tubos .........................................57

CÁLCULO APROXIMADO DE INTERCAMBIADORES DE HAZ DE TUBOS Y CORAZA ..............................................................................57 CÁLCULO DE INTERCAMBIADORES DE PLACAS...............................................61

MÉTODO DE RAJU & CHAND ..................................................................................61 A – Método del Factor de Corrección (Ft) .......................................................61 B – Método de la Eficiencia de la Transferencia de Calor (ε) .........................63

MÉTODO DE HASLEGO & POLLEY .........................................................................64 Costos de los Intercambiadores de Placas.....................................................67 Costos de Intercambiadores de Calor de Casco y Tubos y de Placas ...........67

iii

SELECCIÓN DEL INTERCAMBIADOR ................................................................... 68 PRIMER PASO: DEFINIR EL TIPO DE INTERCAMBIO DE CALOR ........................ 68 SEGUNDO PASO: OBTENER PROPIEDADES DE LOS FLUIDOS CALCULAR Q, U Y A .................................................................. 69 TERCER PASO: ELEGIR UNA CONFIGURACIÓN (TIPO DE INTERCAMBIADOR) ADECUADA ............................................................ 70

Intercambiadores de doble tubo ..................................................................... 70 Intercambiadores de haz de tubos v coraza ................................................... 71

CUARTO PASO: CONFIRMAR O MODIFICAR LA SELECCIÓN ............................. 74 RECOMENDACIONES PARA ESPECIFICARINTERCAMBIADORES DE HAZ Y CORAZA................................................................................................... 74 REDES DE INTERCAMBIADORES. TÉCNICA DE PELLIZCO................................. 75

Significado del Término .................................................................................. 77 Base de la Técnica del Pellizco ...................................................................... 77 Usos y Limitaciones de la Técnica del Pellizco .............................................. 78

EL TUBO DE CALOR................................................................................................. 78 Principales Características de Diseño ............................................................ 79 Aplicaciones.................................................................................................... 81

INTERCAMBIADORES DE CALOR CLAYTON ...................................................... 83

MATERIAL.................................................................................................................. 83 INFORMACIÓN DISPONIBLE ................................................................................... 83 SOPORTERÍA Y MONTAJE ...................................................................................... 84 INTERCAMBIADORES IC – 6.................................................................................... 85 INTERCAMBIADORES IC – 8.................................................................................... 87 INTERCAMBIADORES IC – 10.................................................................................. 89 INTERCAMBIADORES IA – 6.................................................................................... 91 INTERCAMBIADORES IA – 8.................................................................................... 93 INTERCAMBIADORES IA – 10.................................................................................. 95 INTERCAMBIADORES DE SUCCIÓN....................................................................... 97

APÉNDICE................................................................................................................ 99

COEFICIENTES DE ENSUCIAMIENTO.................................................................. 101 COEFICIENTES TÍPICOS GLOBALES DE INTERCAMBIO “U” ............................. 102 COEFICIENTES INDIVIDUALES DE PELÍCULA “h” ............................................... 102 COEFICIENTES GLOBALES DE INTERCAMBIO “U” – INTERCAMBIADORES DE DOBLE TUBO .............................................................. 103 DATOS DE COEFICIENTE GLOBAL “U” – PARA INDUSTRIA DE DESTILACIÓN DE PETRÓLEO E INDUSTRIA PETROQUÍMICA .................... 103

iv

INTERCAMBIADORES DE CALOR – ÍNDICE DE FIGURAS

FIGURA 1. Esquema de Corrientes de Flujo....................................................................................................1 2. Esquema de Corrientes de Flujo a Contracorrientes y Corrientes Paralelas ................................2 3. Esquema de Corrientes de Flujo a Corrientes Cruzadas ..............................................................2 4. Intercambiador Simple de Tubos Concéntricos .............................................................................4 5. Intercambiador de Doble Tubo.......................................................................................................4 6. Intercambiador de Coraza y Tubos (1-1) con Mezcla de Fluidos ..................................................6 7. Intercambiador de Coraza y Tubos (1-1) sin Mezcla de uno de los Fluidos..................................7 8. Distribución de Temperaturas en:

a) condensadores de un paso de tubos ......................................................................................7 b) vaporizadores de un paso de tubos ........................................................................................7 c) intercambiadores de calor de flujos en equicorriente y de un paso de tubos .........................7

9. Disposición del Haz de Tubos........................................................................................................7 10. Pantallas utilizadas en los Intercambiadores de Coraza y Tubos .................................................9 11. Intercambiador de Tubos en “U” ..................................................................................................10 12. Intercambiador de Cabezal Fijo ...................................................................................................11 13. Intercambiador de Cabezal Flotante ............................................................................................12 14. Intercambiador de Cabezal Flotante de Empaquetadura ............................................................12 15. Distribución de Temperaturas en Intercambiadores (1-2),

Función de la Disposición de las Tuberías ..................................................................................15 16. Intercambiador de Carcasa y Tubos (1-2) ...................................................................................15 17. Distribución de Temperaturas en Intercambiadores (2-4) ...........................................................16 18. Intercambiador de Carcasa y Tubos (2-4) ...................................................................................16 19. Modelos de Intercambiadores......................................................................................................16 20. Intercambiadores de Flujos Cruzados .........................................................................................17 21. Disposición Geométrica de las Aletas en un Tubo ......................................................................18 22. Aleta tipo G...................................................................................................................................19 23. Aleta tipo L ...................................................................................................................................19 24. Aleta tipo KL .................................................................................................................................20 25. Aleta tipo LL .................................................................................................................................20 26. Aleta tipo Semi-Engarzada ..........................................................................................................20 27. Aleta tipo Extruida ........................................................................................................................20 28. Intercambiador Compacto en Espiral...........................................................................................21 29. Intercambiador de Placa en Espiral .............................................................................................22 30. Detalle de Intercambiador de Placa en Espiral............................................................................22 31. Comparación de Espacio ocupado por un Intercambiador de

Placa en Espiral y Casco y Tubos ...............................................................................................22 32. Intercambiador con Tapas Bridadas ............................................................................................22 33. Intercambiador de Placa en Espiral con Disposición a Contracorriente......................................23 34. Variantes de Arreglos de Corrientes en un Intercambiador.........................................................24

v

35. Intercambiador de Placas con Juntas..........................................................................................26 36. PHE Armado ................................................................................................................................26 37. Selección Precisa de la Placa en un Intercambiador de Placas .................................................29 38. Placas Dobles para Prevención de Mezclas de Fluidos..............................................................30 39. Disposición Multilfujo ...................................................................................................................31 40. Arreglos de Flujo en PHE ............................................................................................................32 41. Transmisión de Calor entre la Cámara de Combustión y el Agua de un

Caldera con Incrustaciones Calcáreas ........................................................................................38 42. Distribución de Temperaturas en Intercambiadores de Calor con

Flujos en Contracorriente y de un solo Paso de Tubos...............................................................41 43A.- Factor de Corrección de la LMTD para un intercambiador en contracorriente (1-2), o un

Múltiplo Par de Pasos de Tubos ..................................................................................................46 43B.- Factor de Corrección de la LMTD para un intercambiador (1-3), con

Dos de los Pasos en Contracorriente...........................................................................................46 43C.- Factor de Corrección de la LMTD para un Intercambiador en

Contracorriente (2-4), y un Múltiplo Par de Pasos de Tubos.......................................................46 43D.- Factor de Corrección de la LMTD para un Intercambiador (3-2),

o un Múltiplo Par de Pasos de Tubos ..........................................................................................47 43E.- Factor de corrección de la LMTD para un Intercambiador (4-2),

o un Múltiplo Par de Pasos de Tubos ..........................................................................................47 43F.- Factor de corrección de la LMTD para un Intercambiador (6-2), o un

Múltiplo Par de Pasos de Tubos ..................................................................................................47 43G.- Factor de corrección de la LMTD para un Intercambiador de Flujos Cruzados, con

Mezcla de un Fluido en la Parte de la Carcasa y sin Mezcla del Otro Fluido, y un Paso de Tubos .............................................................................................................................48

43H.- Factor de corrección de la LMTD para un Intercambiador de Flujos Cruzados, con Mezcla de Ambos Fluidos y un Paso de Tubos ...........................................................................48

43I.- Factor de corrección de la LMTD para un Intercambiador de Flujos Cruzados, con Mezcla de un Fluido en la Parte de la Carcasa y sin Mezcla del Otro Fluido, y un Múltiplo de 2 Pasos de Tubos ......................................................................................................48

43J.- Factor de Corrección de La LMTD para un Intercambiador de Flujos Cruzados, con Mezcla de un Fluido en la parte de la Carcasa y sin Mezcla del Otro Fluido, y un Múltiplo de 2 Pasos de Tubos ......................................................................................................49

44. Diagrama Calor-Temperatura para el Sistema............................................................................68 45. Diagrama Calor-Temperatura para Zonas Parciales...................................................................69 46. Redes de Intercambiadores, Técnica del Pellizco.......................................................................75 47. Tubo de Calor ..............................................................................................................................79

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INTERCAMBIADORES DE CALOR – ÍNDICE DE TABLAS

TABLA 1. Materiales de Juntas para Intercambiadores de Placas..............................................................29 2. Guía de Selección de Intercambiadores de Placas .....................................................................35 3. Tabla Comparativa de PHE vs. Carcasa y Tubos .......................................................................36 4. Factores de Resistencia por Ensuciamiento................................................................................39 5. Factores de Ensuciamiento para PHE.........................................................................................40 6. Rango de Factor de Ensuciamiento por Sustancia......................................................................51 7. Valores de Coeficiente Pelicular para Líquidos Comunes...........................................................52 8. Área Transversal de Flujo y Superficie para Tubos Calibre 16 BWG..........................................59 9. Diámetro de Tubo Externo en un Intercambiador de Contracorriente.........................................71 10. Propiedades de Algunos Fluidos de Trabajo usados en Tubos de Calor....................................80

INTERCAMBIADORES DE CALOR – ÍNDICE DE GRÁFICAS

GRÁFICA 1. Cálculo del valor de k’ ..................................................................................................................52 2. Factor de Corrección para Velocidades de Flujo distintas de 0.91 mps......................................53 3. Factor de Corrección para Diámetros distintos de 1” ..................................................................53 4. U para Agua o Soluciones Acuosas Hirviendo, Calentadas con Vapor ......................................56 5. Cantidad de Tubos a través del Casco........................................................................................58 6. Corrección de Espacio entre Bafles.............................................................................................58 7. Coeficiente de Convección para Agua/Soluciones Acuosas, 0.25 < NTU < 2.0 .........................65 8. Coeficiente de Convección para Hidrocarburos, 0.25 < NTU < 2.0.............................................65 9. Coeficiente de Convección para Agua/Soluciones Acuosas, 2.0 < NTU < 4.0 ...........................66 10. Coeficiente de Convección para Hidrocarburos, 2.0 < NTU < 4.0...............................................67

Manual de Consulta Intercambiadores de Calor

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INTERCAMBIADORES DE CALOR INTRODUCCIÓN En un proyecto de ingeniería de equipamiento térmico son importantes no sólo las características de eficiencia térmica, sino también las referentes a la economía del sistema, por lo que habrá que conjugar ambas adecuadamente. El papel de los intercambiadores de calor ha adquirido una gran importancia ante la necesidad de ahorrar energía y disponer de equipos óptimos no sólo en función de su análisis térmico y del rendimiento económico de la instalación, sino también en función de otros factores como el aprovechamiento energético del sistema y la disponibilidad y cantidad de energía y de materias primas necesarias para cumplir una determinada función. Desde el momento en que un intercambiador de calor se instala y pone en funcionamiento dentro de un proceso de transferencia térmica, se precisa un determinado gradiente de temperatura para que se pueda efectuar la transmisión del calor; la magnitud de este gradiente se puede reducir utilizando un intercambiador mayor, pero esto a su vez implica un costo mayor, tanto de tipo económico, como energético. Dentro del grupo de intercambiadores de calor existen cantidad, entre ellos están los clásicos formados por la coraza y tubos, y otros como son por ejemplo los de lecho fluido, o los que aprovechan la energía solar, o las tuberías de calor o calefacción, etc. Si bien, el funcionamiento de los intercambiadores de calor es de lo más común, se debe aclarar que estos son diseñados de acuerdo a las necesidades de cada proceso, y es precisamente donde radica su complejidad. Antes de entrar en el tema, se darán algunas definiciones. CONCEPTOS FUNDAMENTALES Un intercambiador se puede definir de modo muy elemental como un equipo en el que dos corrientes a distintas temperaturas fluyen sin mezclarse con el objeto de enfriar una de ellas o calentar la otra o ambas cosas a la vez. Un esquema de intercambiador de calor sumamente primitivo puede ser el siguiente:

FIGURA 1 T1F y T2F = temperaturas de entrada y salida del fluido frío T1C y T2C = temperaturas de entrada y salida del fluido caliente DISPOSICIONES DE LAS CORRIENTES En el esquema anterior se tiene una situación que se ha dado en llamar “contracorriente” o “corrientes opuestas”. En cambio si ambas corrientes tienen el mismo sentido se trata de “corrientes paralelas” o “equicorrientes”.

Intercambiadores de Calor Manual de Consulta

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CONTRACORRIENTE - FIGURA 2 - CORRIENTES PARALELAS También se presenta una situación en la que ambas corrientes se cruzan en ángulo recto. En ese caso se habla de “corrientes cruzadas”. Esta disposición se da con mayor frecuencia en el intercambio de calor de gases con líquidos, como se ve en el siguiente esquema.

FIGURA 3 TIPOS DE INTERCAMBIADORES DE CALOR El intercambiador de calor es uno de los equipos industriales más frecuentes. Prácticamente no existe industria en la que no se encuentre un intercambiador de calor, debido a que la operación de enfriamiento o calentamiento es inherente a todo proceso que maneje energía en cualquiera de sus formas. Los intercambiadores de calor son tan importantes y tan ampliamente utilizados en la industria, que su diseño ha experimentado un gran desarrollo, existiendo en la actualidad normas ideadas y aceptadas por TEMA (Tubular Exchangers Manufacturers Association) que especifican con detalle los materiales, métodos de construcción, técnicas de diseño y sus dimensiones. Existe mucha variación de diseños en los equipos de intercambio de calor. En ciertas ramas de la industria se han desarrollado intercambiadores muy especializados para ciertas aplicaciones puntuales. Tratar todos los tipos sería imposible, por la cantidad y variedad de ellos que se puede encontrar.


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Intercambiadores de Serpentines Sumergidos Los intercambiadores de serpentín se usan en casos en que no hay tiempo o dinero para adquirir un equipo comercial, ya que son fáciles de construir en un taller. Al ser fácilmente removibles y transportables se usan mucho para instalaciones provisorias. El rendimiento del intercambio es bueno y son fáciles de limpiar exteriormente. La limpieza interior generalmente no es problema, ya que la aplicación más frecuente es para calentamiento, generalmente con vapor. El vapor no ensucia, pero es bastante corrosivo. Intercambiadores con Tubos Lisos Rectos Los intercambiadores de tubos lisos rectos son los más abundantes. La causa de su generalización es su mayor flexibilidad. Pueden ser de doble tubo o de haz de tubos y coraza. Más adelante se describen con mayor detalle. Intercambiadores con Superficies Extendidas Después de los intercambiadores de tubos lisos rectos son los más frecuentes. Existen muchos medios para aumentar la superficie de intercambio; el usado más a menudo son las aletas. Estas pueden ser transversales o longitudinales, según que el plano de las aletas sea normal al eje central del tubo o pase por el mismo. Intercambiadores Compactos Los intercambiadores compactos han sido desarrollados para servicios muy específicos y no son habituales. Existen muchísimos diseños distintos, para los que no hay ninguna metodología general. Cada fabricante tiene sus diseños y métodos de cálculo propios. Para imaginar un intercambiador compacto suponga tener una corriente de gas a elevada temperatura (> 1000 °C) que se desea intercambie calor con aire a temperatura normal. El espacio es sumamente escaso, por lo que se compra un intercambiador construido horadando orificios en un cubo de grafito. Los orificios (tubos en realidad, practicados en la masa de grafito) corren entre dos caras opuestas de modo que existe la posibilidad de agregar una tercera corriente. El cálculo de este intercambiador es relativamente simple. Otras geometrías más complejas requieren métodos de cálculo muy elaborados. Intercambiadores de Placa Un intercambiador de placa consiste en una sucesión de láminas de metal armadas en un bastidor y conectadas de modo que entre la primera y la segunda circule un fluido, entre la segunda y la tercera otro, y así sucesivamente. Se trata de equipos muy fáciles de desarmar para su limpieza. En la disposición más simple hay sólo dos corrientes circulando, y su cálculo es relativamente sencillo. Chaquetas Se denomina chaqueta al doble fondo o encamisado de un recipiente. El propósito de este equipo generalmente es calentar el contenido del recipiente. Son bastante menos eficientes que los serpentines, tienen mayor costo inicial y resultan bastante difíciles de limpiar mecánicamente porque el acceso al interior de la camisa es complicado. En comparación con los serpentines, las camisas son una pobre elección. Un serpentín de la misma superficie tiene un intercambio de calor bastante mayor, alrededor de un 125% calculado en base a la camisa.


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Enfriadores de cascada Estos equipos consisten en bancos de tubos horizontales, dispuestos en un plano vertical, con agua que cae resbalando en forma de cortina sobre los tubos formando una película. Se pueden construir con tubos de cualquier tamaño pero son comunes de 2 a 4" de diámetro. Constituyen un método barato, fácil de improvisar pero de baja eficiencia para enfriar líquidos o gases con agua que puede ser sucia, o cualquier líquido frío. SERPENTINES Un intercambiador de serpentín es un simple tubo que se dobla en forma helicoidal y se sumerge en el líquido. Se usa normalmente para tanques y puede operar por convección natural o forzada. Debido a su bajo costo y rápida construcción se improvisa fácilmente con materiales abundantes en cualquier taller de mantenimiento. Usualmente se emplea tubería lisa de 3/4 a 2 pulgadas. INTERCAMBIADORES CON TUBOS LISOS Los intercambiadores más habituales son, como se dijo, los que usan tubos. Estos comprenden a los serpentines, intercambiadores de doble tubo y los intercambiadores de tubo y coraza. Se describirá brevemente cada uno de ellos, y se discutirán los usos y aplicaciones de cada uno. Intercambiadores de Paso Simple El intercambiador de calor más sencillo se compone de un tubo dentro de otro tubo, este montaje de corrientes paralelas funciona, tanto en contracorriente como en equicorriente, circulando el fluido caliente o el frío a través del espacio anular, mientras que el otro fluido circula por la tubería interior.

FIGURA 4. INTERCAMBIADOR SIMPLE DE TUBOS CONCÉNTRICOS El intercambiador de doble tubo es el tipo más simple que se puede encontrar de tubos rectos. Básicamente consiste en dos tubos concéntricos, lisos o aletados. Normalmente el fluido frío se coloca en el espacio anular, y el fluido caliente va en el interior del tubo interno. La disposición geométrica es la siguiente:

FIGURA 5


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El intercambiador está formado por varias unidades como las mostradas en el esquema. Cada una de ellas se llama "horquilla" y se arma con tubo roscado o bridado común y corriente. Las uniones también pueden ser soldadas, pero esto no es habitual pues dificulta el armado y desarmado para su limpieza. El flujo en este tipo y similares por lo general es a contracorriente pura, excepto cuando hay caudales grandes que demandan un arreglo en serie-paralelo. El flujo en contracorriente pura resulta en hasta un 20% más de intercambio comparado con el arreglo en equicorrientes de modo que si se manejan corrientes pequeñas este equipo es el mejor, y también el más económico. Las longitudes de horquilla máximas son del orden de 5.5 a 6.1 metros (18 a 20 ft). Si se usan largos no soportados mayores, el tubo interno se dobla y distorsiona el espacio anular, causando mala distribución del flujo en el mismo debido a su excentricidad y disminuyendo el coeficiente global. Algunas de sus ventajas son:

Son flexibles, fáciles de armar y mantener. La cantidad de superficie útil de intercambio es fácil de modificar para adaptar el

intercambiador a cambios en las condiciones de operación, simplemente conectando más horquillas o anulándolas; desconectarlas lleva minutos.

Se modifican en poco tiempo, con materiales abundantes en cualquier taller. No requieren mano de obra especializada para el armado y mantenimiento. Los repuestos son fácilmente intercambiables y obtenibles en corto tiempo.

Algunas de sus aplicaciones son: cuando un fluido es un gas, o un líquido viscoso, o su caudal es pequeño, mientras el otro es un líquido de baja viscosidad, o con alto caudal. Son adecuados para servicios con corrientes de alto ensuciamiento1, con Iodos sedimentables o sólidos o alquitranes por la facilidad con que se limpian. Si hay una buena respuesta a la limpieza química o los fluidos no ensucian, las uniones pueden ser soldadas para resistir altas presiones de operación. Son bastante comunes en procesos frigoríficos. En una variante del intercambiador de doble tubo, intermedia entre estos y los intercambiadores de haz de tubos y coraza, se reemplaza el tubo interior único por una cantidad pequeña de tubos finos. Esto se hace para aumentar la superficie de intercambio y la velocidad lineal en el espacio de la coraza, lo que a su vez aumenta también el intercambio de calor. Las diferencias entre estos intercambiadores y los de haz de tubos y coraza son las siguientes.

1) En los intercambiadores tipo horquilla de tubos internos múltiples lo mismo pueden estar más cerca unos de otros que en los de haz de tubos y coraza. En los intercambiadores de haz de tubos y coraza la relación (espaciado de tubos) / (diámetro de tubos internos) normalmente es del orden de 1.25 a 1.5, mientras que en los intercambiadores tipo horquilla de tubos internos múltiples esta relación puede ser menor de 1.25.

2) El largo no soportado de tubos admisible en el tipo horquilla no es tan grande como en los de tipo casco y tubos, debido a la ausencia de bafles y estructuras auxiliares de soporte.

Intercambiadores de Haz de Tubos y Coraza El intercambiador más sencillo que consta de dos tubos concéntricos, no es adecuado cuando el gasto másico es elevado. Si se utilizan varios tubos concéntricos en paralelo, el peso del material de los tubos que se necesita se haría tan grande, que es mucho más económico el construirlos formando un conjunto de tubos ubicados en un haz, rodeados por un tubo de gran diámetro 1 Más adelante se explicará ampliamente éste término.


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denominado coraza; éste intercambiador, debido a que funciona con un solo paso de fluido en el lado de la coraza y un solo paso de fluido en el lado de los tubos se denomina intercambiador 1-1. Los intercambiadores de tipo haz de tubos y coraza se usan para servicios en los que se requieren grandes superficies de intercambio, generalmente asociadas a caudales mucho mayores de lo que puede manejar un intercambiador de doble tubo. En efecto, el intercambiador de doble tubo requiere una gran cantidad de horquillas para manejar servicios como los descritos, pero a expensas de un considerable consumo de espacio, y con aumento de la cantidad de uniones que son puntos débiles porque en ellas la posibilidad de fugas es mayor. De este modo los puntos débiles donde se pueden producir fugas, en las uniones del extremo de los tubos con la placa, están contenidos en la coraza. En la siguiente ilustración se ve un intercambiador de haz de tubos y coraza. A este intercambiador se lo denomina tipo 1-1, por tener un solo paso por la coraza y por los tubos. De tener dos pasos por los tubos y uno por la coraza se llamaría tipo 2-1.

FIGURA 6. INTERCAMBIADOR DE CORAZA Y TUBOS (1-1) CON MEZCLA DE DOS FLUIDOS En este tipo de intercambiador, uno de los fluidos circula por el interior de los tubos, mientras que el otro fluido se ve forzado a circular entre la coraza y la parte exterior de los tubos, normalmente a ellos. Cuando las temperaturas TC del fluido del lado caliente y TF del fluido del lado frío son variables de un punto a otro, a medida que el calor va pasando del fluido más caliente al más frío, la velocidad de intercambio térmico entre los fluidos también variará a lo largo del intercambiador, porque su valor depende, en cada sección, de la diferencia de temperaturas entre los fluidos caliente y frío. En un flujo paralelo en equicorriente, la temperatura final del fluido más frío nunca puede llegar a ser igual a la temperatura de salida del fluido más caliente. Sin embargo, en un flujo en contracorriente, la temperatura final del fluido más frío (que es el que se calienta) puede superar la temperatura de salida del fluido más caliente (que se enfría), puesto que existe un gradiente de temperaturas favorable a todo lo largo del intercambiador de calor. En un intercambiador en contracorriente, los coeficientes de transmisión de calor del lado de la coraza y del lado de los tubos deben ser del mismo orden de magnitud y ser grandes para obtener un coeficiente global satisfactorio. La velocidad y turbulencia del líquido del lado de la coraza son tan importantes como las del líquido del lado de los tubos. Para evitar el debilitamiento de las placas tubulares es preciso mantener una distancia mínima entre los tubos, por lo que no resulta práctico colocar los tubos tan juntos que la sección libre para el flujo del fluido por el exterior de los tubos sea tan pequeña, como la del interior de los mismos.


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FIGURA 7. INTERCAMBIADOR DE CORAZA Y TUBOS (1-1) SIN MEZCLA DE UNO DE LOS FLUIDOS

FIGURA 8. DISTRIBUCIÓN DE TEMPERATURAS EN: a) CONDENSADORES DE UN PASO DE TUBOS; b) VAPORIZADORES DE UN PASO DE TUBOS

c) INTERCAMBIADORES DE CALOR DE FLUJOS EN EQUICORRIENTE Y DE UN PASO DE TUBOS Si las dos corrientes son del mismo orden de magnitud, la velocidad del lado de la coraza es menor que la del lado de los tubos; por esta razón se instalan placas deflectoras con el fin de disminuir la sección de flujo del líquido del lado de la coraza y obligarlo a circular en dirección cruzada a la bancada de tubos en vez de hacerlo paralelamente a ellos; de esta forma se consigue un coeficiente de transferencia de calor más elevado en flujo cruzado Figura 8c, que en circulación paralela a los tubos, Figura 8a. El flujo pasa perpendicularmente a los tubos, circulando hacia abajo en la primera sección, hacia arriba en la segunda, y así sucesivamente; la turbulencia adicional que se crea mediante este tipo de flujo aumenta el coeficiente de transmisión de calor del lado de la coraza. Las disposiciones del haz se pueden observar en el siguiente esquema.

FIGURA 9. DISPOSICIÓN DEL HAZ DE TUBOS


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Las pantallas, (placas deflectoras), son discos circulares de una plancha metálica a los que se ha cortado, para estos intercambiadores, un cierto segmento circular, Figura 8c, de forma que la altura de este segmento sea igual a la cuarta parte del diámetro interior de la coraza, por lo que las placas deflectoras así obtenidas se denominan placas del 25%, viniendo perforadas para recibir los tubos; para evitar fugas, o hacer que estas sean mínimas, las holguras entre las placas y la coraza, y entre las placas y los tubos deben ser pequeñas. Este tipo de construcción resulta práctico solamente para corazas pequeñas. Los tubos se fabrican en todos los metales corrientes con un determinado diámetro exterior y un definido espesor de pared, según el número BWG. Los tubos se disponen según una ordenación triangular (tresbolillo) o rectangular (regular); cuando el lado de la coraza tiene gran tendencia a ensuciarse no se utiliza la disposición triangular por cuanto los espacios entre tubos son de difícil acceso, cosa que no sucede en la disposición cuadrada, que a su vez provoca una menor caída de presión en el lado de la coraza que la disposición triangular. Las normas TEMA especifican una distancia mínima de centro a centro de los tubos de 1.25 veces el diámetro exterior de los mismos para la disposición triangular y una anchura mínima de las calles de limpieza de 1/4 de pulgada para la disposición cuadrada. La coraza tiene un diámetro normalizado; la distancia o espaciado entre placas no debe ser menor de 1/5 del diámetro de la coraza ni mayor que el diámetro interior de la misma. Los tubos se unen a la placa tubular acanalando los orificios y acampanando en su interior los extremos de los tubos mediante un mandril cónico rotatorio que fuerza al metal del tubo más allá de su límite elástico, de forma que el metal se introduce en las acanaladuras; en los intercambiadores que van a trabajar a presiones elevadas, los tubos se sueldan a la placa tubular.


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FIGURA 10. PANTALLAS UTILIZADAS EN LOS INTERCAMBIADORES DE CORAZA Y TUBOS En general, el intercambiador de calor de coraza y tubos tiene unas placas (cabezales) en donde se fijan los tubos por ambos extremos, mediante soldadura u otro tipo de fijación; este tipo de construcción tiene un bajo costo inicial, pero sólo se puede utilizar para diferencias pequeñas de temperatura entre el fluido caliente y el frío, puesto que no se ha hecho ninguna previsión para evitar las tensiones mecánicas de origen térmico debidas a la dilatación entre los tubos y la coraza. Otra desventaja consiste en que el montaje del haz de tubos no se puede desmontar para su limpieza; estos inconvenientes se solucionan fácilmente haciendo que una de las placas de tubos esté fija, mientras que la otra se sujeta mediante pernos a un cabezal flotante que permite el movimiento relativo entre el haz de tubos y la coraza; la placa de tubos flotante está sujeta con mordazas entre la cabeza flotante y unas bridas, de modo que es posible retirar el haz de tubos para su limpieza. La caída de presión en el lado de la coraza ΔPcoraza para una distribución de tubos con deflectores, se puede estimar por la ecuación de Delaware, como suma de las siguientes aportaciones:

Caída de presión en las secciones de entrada y salida Caída de presión asociada a las secciones interiores delimitadas por los deflectores Caída de presión asociada con el cortocircuito y las fugas

( ) idealcoraza ΔP1Ndef*kΔP += (1) En la que ΔPideal es la caída de presión uniforme en la batería de tubos, Ndef es el número de deflectores y k* una constante del orden de 0.2 a 0.3 que indica que la caída de presión real es sólo un 20% a un 30% de la que se obtendría en la misma batería de tubos si el flujo fuese uniforme. Existen tres tipos básicos de intercambiadores de haz de tubos y coraza. Dentro de cada uno de ellos hay numerosos subtipos diseñados para circunstancias de operación específicas. Los tres tipos básicos son:

Tubos en U De cabezal fijo De cabezal flotante


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Intercambiadores de Tubos en U Los intercambiadores de tubos en U tienen los tubos del haz doblados formando una U para evitar una de las dos placas de tubos, que al separar el espacio del fluido de la coraza del espacio del fluido de tubos ofrece un punto débil en la unión de los tubos con la placa que puede ser causa de fugas. Además, los tubos en U presentan cambios de dirección más graduales, porque la curva que forman en el extremo es muy abierta, lo que ofrece menor resistencia al flujo. El siguiente croquis muestra un típico intercambiador de tubos en U.

FIGURA 11 Los números en cada círculo identifican las partes principales del equipo, cuyo significado se aclara más adelante. Es uno de los tipos de intercambiador más usados. Los servicios en los que se pueden usar son los siguientes:

Servicio limpio, ninguna corriente ensucia. Presión extrema en un lado. Por ejemplo, del lado del casco. Condiciones de temperatura que causan severos esfuerzos térmicos, particularmente cambios

repetitivos o de inversión cíclica de temperatura que requieren aliviarse por expansión. El haz en U se expande libremente, evitando así elevados esfuerzos de corte en el cabezal.

A veces para servicios con hidrógeno a presiones extremas (síntesis de amoníaco, por ejemplo) usando una construcción totalmente soldada con haz no removible. Este tipo de servicio prácticamente no ensucia.

Para permitir localizar la boca de entrada de coraza lejos del haz de tubos. Esto a veces es necesario cuando la velocidad del fluido de casco es demasiado alta, lo que puede causar vibraciones destructivas en el haz de tubos.

Problemas con este tipo de intercambiador:

La limpieza mecánica del interior del haz es dificultosa si se produce ensuciamiento en el sector recto, y a menudo imposible si se produce en las curvas.

La limpieza mecánica del exterior del haz es muy difícil en el sector curvo. Es imposible tener contracorriente pura (un paso en los tubos, un paso en la coraza) con la

disposición en U que por naturaleza debe tener al menos dos pasos en los tubos. Los tubos no son fáciles de cambiar, y a veces no se pueden cambiar de ninguna manera. Si

un tubo no se puede cambiar, habrá que cerrarlo. Si se espera que haya daño en los tubos, habrá que prever un exceso razonable de cantidad de tubos para cubrir la posible disminución de número de tubos debido a tubos clausurados.


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Intercambiadores de Cabezal Fijo Es el tipo más popular cuando se desea minimizar la cantidad de juntas, no hay problemas de esfuerzos de origen térmico y no es preciso sacar el haz (ambos fluidos no son corrosivos y el fluido del lado de coraza es limpio). Este tipo de intercambiador es sumamente propenso a tener fallas cuando hay esfuerzo térmico severo, resultando en que se producen fugas tanto internas como externas. Las internas son extremadamente peligrosas porque no son fáciles de detectar. Por ello es necesario realizar un análisis térmico considerando todas las fases de operación: arranque, normal, variaciones y anormal, para detectar y aliviar condiciones de esfuerzo térmico. Para analizar el esfuerzo térmico se deben calcular las temperaturas promedio de los tubos y la coraza, y por medio del módulo de elasticidad y del coeficiente de expansión térmica se calcula la diferencia de expansión entre la coraza y los tubos, y la tensión. Si los tubos se expanden más que la coraza, están bajo esfuerzo de compresión. Si los tubos se expanden menos que la coraza, sufren esfuerzo de tracción. Esto es importante para determinar el tipo de unión entre tubos y placa. Esta puede ser mandrilada o soldada. Si el esfuerzo es tan grande que se requiere una junta de expansión, se la debe seleccionar para que opere bajo corrosión y fatiga sin fallas, porque si una junta falla, no hay salida: hay que sacarlo de operación y mandarlo a reparar. Debido a que las juntas de expansión son más delgadas que la coraza, es preferible evitar su uso cuando esto sea posible si el fluido del lado de coraza es corrosivo. Las uniones soldadas de haz y placa son más robustas y confiables que las uniones mandriladas o expandidas, pero algo más caras. Soldar con latón o plomo es una solución de costo intermedio, que muchos prefieren cuando no se espera corrosión y la expansión térmica será baja. A continuación se ve un croquis que muestra la disposición de un intercambiador de cabezal fijo.

FIGURA 12 Los números en cada círculo identifican las partes principales del equipo, cuyo significado se aclara más adelante. Problemas con este tipo de intercambiador:

El haz de tubos fijo no se puede inspeccionar o limpiar mecánicamente una vez instalado. El esfuerzo de origen térmico debe ser bajo o despreciable. Si no, se pueden usar juntas de

expansión en la coraza, pero no cuando la presión es alta y/o el fluido es corrosivo. En resumen, tomando unas cuantas precauciones razonables, el intercambiador de cabezal fijo es una opción comparativamente atractiva y más barata que la de cabezal flotante.


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Intercambiadores de Cabezal Flotante Es el tipo más sofisticado (y caro) de intercambiador de haz de tubos y coraza. Está indicado en servicios en los que la limpieza de tubos y/o su reemplazo son frecuentes. Hay dos tipos básicos de intercambiador de cabezal flotante. Uno emplea un cabezal "flotante" (es decir, deslizante) con o sin anillo seccionado ("split ring"). El otro usa empaquetadura para permitir la expansión térmica. Este se llama comúnmente intercambiador de cabezal flotante de unión empaquetada y no se usa en servicio con fluidos peligrosos o cuando las fugas pueden ser tóxicas. Hay numerosos subtipos de intercambiador de cabezal flotante cuyas diferencias están en el diseño del cabezal y la cubierta. Los diseños de cubierta apuntan a evitar o prevenir que se tuerza el cabezal o el haz de tubos, lo que puede producir fugas. Muchas dependen de un maquinado preciso y un armado y abulonado muy exacto. Son evidentemente más caras. Otras usan un anillo espaciador y/o un segundo anillo o abrazadera a 90° de la primera para obtener una unión más fuerte. El cabezal generalmente está soportado por una placa. A continuación se muestra un croquis que ilustra un intercambiador de cabezal flotante interno de cabezal deslizante sin anillo dividido. Tanto el casquete de la coraza como el del cabezal interno tienen una anilla de sujeción para poder manipularlos.

FIGURA 13 La siguiente figura ilustra un intercambiador de cabezal flotante de empaquetadura. Dado que el cabezal de arrastre roza contra la empaquetadura, hay un desgaste que obliga a que esta se deba inspeccionar periódicamente para evitar las fugas

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El significado de los números en cada círculo para esta figura y las anteriores es el siguiente.

1 Cabezal estacionario, canal del fluido de tubos 20 Brida de apoyo deslizante 2 Cabezal estacionario, casquete 21 Cubierta del cabezal flotante, externa 3 Brida de cabezal estacionario, canal o casquete 22 Faldón del espejo flotante 4 Cubierta de canal 23 Brida del prensaestopas 5 Tobera de cabezal estacionario 24 Empaque 6 Espejo o haz estacionario 25 Prensaestopas o empaquetadura 7 Tubos 26 Anillo de cierre hidráulico 8 Coraza 27 Bielas y espaciadores 9 Cubierta de la coraza 28 Deflectores transversales o placas de apoyo 10 Brida de la coraza, extremo del cabezal estacionario 29 Placa de choque 11 Brida de la coraza, extremo del cabezal posterior 30 Deflector longitudinal 12 Tobera de la coraza 31 Separación de paso 13 Brida de la cubierta de la coraza 32 Conexión de ventila 14 Junta de expansión 33 Conexión de drenaje 15 Espejo flotante 34 Conexión de instrumentos 16 Cubierta del cabezal flotante 35 Pie de soporte 17 Brida del cabezal flotante 36 Anilla de sujeción 18 Dispositivo de apoyo del cabezal flotante 37 Ménsula de soporte 19 Anillo de corte dividido 38 Vertedero

El diámetro del cabezal a menudo es mayor que el de la coraza, de modo que la coraza debe tener un cabezal uno o dos tamaños de tubo mayor que el resto. Si los tubos son cortos y el peso del cabezal es demasiado grande, se puede producir un brazo de palanca que tensione el haz, con peligro de rotura de las uniones con las placas, lo que se puede prevenir soldando una o dos barras al extremo del cabezal de la coraza para que el cabezal flotante se desplace sobre las barras que actúan como guías y soportes. El cabezal flotante de anillo partido emplea una abrazadera dividida en varias partes, con numerosas juntas que se deben maquinar con precisión para obtener una unión estanca. Este es un punto obviamente débil en este diseño si se opera con alta presión. Se sugiere ser muy cuidadoso si las presiones son mayores de 42 kg/cm2. El diseño de cabezal flotante de arrastre no usa anillo dividido. El bonete del cabezal es del mismo tamaño que la coraza. Debido al hecho de que el cabezal se encuentra próximo al extremo, este tipo de intercambiador no es adecuado para un paso por los tubos. Para resolver este problema, se puede hacer salir el fluido de tubos a través del extremo de coraza, pero esto origina otra unión empaquetada y por lo tanto crea un punto extra de fuga potencial. Otro problema del diseño de cabezal flotante de arrastre es el hecho de que para el mismo diámetro del haz, el diámetro del haz es dos (y a veces más) veces mayor que en el diseño de anillo partido. El espacio anular entre el haz y la coraza es mucho mayor que en el caso del diseño de anillo partido, y el caudal de fuga (que no atraviesa el haz de tubos) que se deriva por este espacio es mayor, lo que resulta en una menor eficiencia del intercambio. Esta corriente que escapa por el espacio anular se puede minimizar (¡pero no eliminar!) por medio de cintas o tiras de sellado. Por esta razón, la gente que hace o calcula intercambiadores de calor a menudo, generalmente prefiere el diseño de anillo partido, mientras que la gente de mantenimiento ama el diseño de cabezal flotante, que les da menos problemas. Un problema de todos los diseños de cabezal flotante es que los puntos de fuga interna potencial están en el prensaestopas del cabezal. Ahora bien, la fuga interna (es decir, contaminación por mezcla de las dos corrientes) es un problema sólo detectable mediante un cuidadoso monitoreo de las propiedades de ambas corrientes. Si la contaminación es un problema, querrá inspeccionar a menudo los prensaestopas del cabezal y de las uniones del haz para prevenir una fuga, lo que deberá hacer desconectando el equipo y extrayendo el haz para una inspección cuidadosa.


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Intercambiador de Corrientes Paralelas en Contracorriente (1-2) El flujo en un intercambiador (1-2) es parcialmente en contracorriente y parcialmente en corrientes paralelas; en la Figura 15a el conjunto de las curvas de temperatura se corresponde con un intercambiador de corrientes paralelas en equicorriente, mientras que en la Figura 15b las curvas de temperatura son para un intercambiador en contracorriente. En los intercambiadores de paso múltiple se pueden utilizar velocidades más elevadas, tubos más cortos y resolver fácilmente el problema de las expansiones y dilataciones. En este tipo de intercambiadores disminuye la sección libre para el flujo, con lo cual aumenta la velocidad, dando lugar a un incremento del coeficiente de transmisión de calor por convección. Sus principales desventajas son: a) El intercambiador es más complicado. b) Aumentan las pérdidas por fricción debido a la mayor velocidad y a la multiplicación de las

pérdidas de carga en la entrada y en la salida. Para un intercambiador de cuatro pasos de tubos, la velocidad media en los tubos es cuatro veces mayor que en un intercambiador de paso simple que tenga el mismo número y tamaño de los tubos y opere con el mismo caudal de líquido. El coeficiente de transmisión de calor del interior de los tubos del intercambiador de cuatro pasos es aproximadamente igual a 40.8 = 3.03 veces mayor que el del intercambiador de un solo paso, pudiendo ser todavía mayor si la velocidad en cada paso simple es suficientemente pequeña para dar lugar a un flujo laminar. Las pérdidas por rozamiento son del orden de 42.8= 48.5 veces mayores sin tener en cuenta las pérdidas adicionales debidas a las expansiones y contracciones. En el diseño más económico contribuye, entre otros factores, una velocidad del fluido en los tubos tal, que el incremento del costo de la potencia necesaria para el bombeo se compense con una disminución del costo del aparato; una velocidad demasiado baja ahorra potencia de bombeo pero en cambio requiere un cambiador excesivamente grande y costoso; una velocidad excesivamente grande, lo contrario. En los intercambiadores de paso múltiple se utilizan con frecuencia cabezales flotantes; el líquido del lado de los tubos entra y sale por la misma cámara que está tabicada mediante una placa con el fin de separar las corrientes de entrada y salida. El intercambiador (1-2) posee una importante limitación ya que debido al paso del flujo en corrientes paralelas, el intercambiador no permite que la temperatura de uno de los fluidos a la salida sea muy próxima a la temperatura del otro fluido a la entrada, lo que se traduce en que la recuperación de calor en un intercambiador (1-2) es necesariamente mala.


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FIGURA 15. DISTRIBUCIÓN DE TEMPERATURAS EN INTERCAMBIADORES (1-2), FUNCIÓN DE LA DISPOSICIÓN DE LAS TUBERÍAS

FIGURA 16. INTERCAMBIADOR DE CARCASA Y TUBOS (1-2)


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Intercambiador (2-4) En la Figura 17, las líneas de trazo discontinuo de la distribución de temperaturas en un intercambiador (2-4) se refieren al fluido del lado de la carcasa y las de trazo continuo al fluido del lado de los tubos; el fluido que circula por la carcasa es el más caliente. El paso más caliente del fluido de la carcasa está en contacto térmico con los dos pasos más calientes del lado de los tubos y el paso más frío del lado de la carcasa lo está con los dos pasos más fríos del lado de los tubos.

FIGURA 17. DISTRIBUCIÓN DE TEMPERATURAS EN INTERCAMBIADORES (2-4)

FIGURA 18. INTERCAMBIADOR DE CARCASA Y TUBOS (2-4)

FIGURA 19. MODELOS DE INTERCAMBIADORES


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En conjunto, este intercambiador se aproxima más a una verdadera unidad en contracorriente de lo que es posible con un intercambiador (1-2) ya que una ventaja del montaje en contracorriente consiste en que, para un flujo térmico determinado, se requiere menos área superficial de intercambio que en un flujo en equicorriente. Con un intercambiador (2-4) se puede obtener una mejor recuperación de calor, por cuanto opera con dos pasos en el lado de la carcasa y cuatro pasos en el lado de los tubos, consiguiéndose mayores velocidades, así como un coeficiente global de transmisión de calor más elevado que en el caso (1-2) que opere con las mismas velocidades de flujo. Intercambiador de Flujos Cruzados En el enfriamiento o calentamiento de gases es interesante utilizar un intercambiador de calor en flujo cruzado, Figura 20, en el que uno de los fluidos (líquido o gas) circula por el interior de los tubos, mientras que al otro fluido (gaseoso) se le obliga a circular perpendicularmente al haz de tubos. El flujo del fluido exterior puede realizarse mediante convección forzada o libre; el gas que circula por el exterior de los tubos se considera de tipo de mezcla, mientras que el fluido del interior de los tubos se considera sin mezclar; el flujo del gas exterior es con mezcla porque puede moverse libremente entre los tubos cuando intercambia calor, mientras que el fluido del interior de los tubos está confinado y no puede mezclarse con ningún otro flujo o corriente durante el proceso de intercambio de calor. En un proyecto de intercambiadores de calor es importante especificar si los fluidos están mezclados o sin mezclar y cuál de los fluidos está mezclado. Es importante también equilibrar los gradientes de temperatura mediante la obtención de coeficientes de transmisión de calor aproximadamente iguales en el interior y en el exterior de los tubos; si esto no se hace así, una de las resistencias térmicas puede ser grande, lo que provocará una caída de temperatura global también grande para una transferencia de calor por unidad de tiempo determinada, lo que exige un equipo mayor, con el consiguiente perjuicio económico.

FIGURA 20. INTERCAMBIADORES DE FLUJOS CRUZADOS


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INTERCAMBIADORES CON SUPERFICIES EXTENDIDAS Los tubos aletados se usan porque las aletas aumentan el intercambio de calor en alrededor de 10 a 15 veces por unidad de longitud. Las aletas se fabrican de una gran variedad de diseños y formas geométricas. Las aletas longitudinales se usan en intercambiadores de doble tubo, mientras que las aletas transversales circulares cortas (Iowfins) se usan en intercambiadores de haz de tubos y coraza. Esto se debe al hecho de que en los intercambiadores de doble tubo el flujo es paralelo a los tubos, mientras en los de haz de tubos y coraza es normal al banco de tubos. Aletas más altas (highfins) se usan en intercambiadores sin coraza o con flujo normal al eje del banco de tubos. Existe una enorme variedad de diseños de intercambiadores con superficies extendidas, pero los más comunes son los derivados de los diseños básicos de intercambiadores de tubos lisos. Es decir, intercambiadores de doble tubo, de serpentín o de haz de tubos y coraza en los que se usa tubo aletado. Algunos ejemplos de los más comunes son. Intercambiadores de Doble Tubo Aletado Tanto en el caso de intercambiadores de un solo tubo como multitubo las aletas son longitudinales, continuas y rectas. Otros tipos de aleta son poco usadas, porque la resistencia hidráulica que ofrecen es mayor sin aumento de la eficacia de intercambio, además de ser más caras. Se usan principalmente en el calentamiento de líquidos viscosos, en casos en que los líquidos tienen propiedades de intercambio de calor y de ensuciamiento muy diferentes, y cuando la temperatura del fluido a calentar no puede exceder un máximo. Por lo general la disposición geométrica de las aletas es en el exterior del tubo interno, como se ve en la siguiente figura.

FIGURA 21 El uso de aletas también tiene justificación económica porque reduce significativamente el tamaño y cantidad de unidades de intercambio requerida para un determinado servicio. Otra aplicación de los tubos aletados es el calentamiento de líquidos sensibles al calor, Iodos o pastas. Debido a la mayor área de intercambio, las aletas distribuyen el flujo de calor más uniformemente. Al calentar aceites o asfalto, por ejemplo, la temperatura de las aletas es menor que la de la cara externa del tubo interior. Por lo tanto, la temperatura de la capa de aceite o asfalto en contacto con las aletas es menor, reduciendo en consecuencia el peligro de deterioro o carbonización, producción de coque y dañar


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o eventualmente ocluir parcialmente el intercambiador, reduciendo drásticamente su eficiencia de intercambio. En aplicaciones de enfriamiento, colocando la corriente a enfriar del lado de las aletas (de la coraza) se obtiene un enfriamiento a mayor temperatura, de modo que la solidificación de ceras en hidrocarburos viscosos o la cristalización o depósitos en barros es menor o inexistente. Intercambiadores de Haz de Tubos Aletados El tipo de aleta más comúnmente usado es la transversal. Los intercambiadores con aletas transversales se usan principalmente para enfriamiento o calentamiento de gases en flujo cruzado. La aleta transversal más común es la tipo disco, es decir de forma continua. Contribuyen a ello razones de robustez estructural y bajo costo, más que la eficiencia de la aleta, que es menor para el tipo disco que para otras formas más complejas. Las aplicaciones actuales más comunes son en los siguientes servicios: enfriamiento de agua con aire, condensación de vapor, economizadores y recalentadores de vapor en hornos de calderas y serpentines de enfriamiento de aire en acondicionadores y otros servicios que involucran calentamiento o enfriamiento de gases. Estas aplicaciones en general no requieren coraza, ya que el haz de tubos no se encuentra confinado sino más bien interpuesto en el canal conductor de gases. El flujo en todos los casos es cruzado. Los intercambiadores de haz de tubos aletados y coraza se emplean en las mismas condiciones que se mencionaron anteriormente, fundamentalmente cuando la temperatura del lado de la coraza no puede exceder un cierto valor relativamente bajo y las condiciones de operación indican este tipo de intercambiador. Tubos Aletados Helicoidalmente Aleta tipo 'G' (Aleta empotrada) El fleje de aletar es enrollado en una ranura realizada previamente sobre el tubo base y posteriormente, aplicando presión sobre los bordes de la ranura, la aleta queda firmemente sujeta, en su sitio, sobre el tubo base. Esto asegura el máximo intercambio de calor con los tubos a alta temperatura. La temperatura máxima de funcionamiento para este tipo de aletas es de 450°C.

FIGURA 22 Material de aletas: Aluminio o cobre. Materiales de tubos: Acero carbono, acero Cr.-Mo., acero inoxidable, cobre, aleaciones de cobre, etc. Aleta tipo 'L' El fleje de aluminio se deforma controladamente bajo presión para optimizar la sección de contacto del pie de la aleta sobre el tubo base. Esto maximiza las propiedades de intercambio de calor. El pie de la aleta aumenta considerablemente la protección anti-corrosiva. La temperatura máxima de funcionamiento para este tipo de aletas es de 150°C. Material de aletas: Aluminio o cobre. Materiales de tubos: Teóricamente cualquiera. FIGURA 23


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Aleta tipo 'KL' Se elabora exactamente como la aleta 'L', excepto que la superficie exterior del tubo base es moleteada, antes de la aplicación del pie de la aleta. Después de la aplicación, el pie de la aleta es presionado sobre el moleteado del tubo base, aumentando la adherencia entre aleta y tubo, lo que mejora las características de intercambio de calor. La temperatura máxima de funcionamiento para este tipo de aletas es de 260°C. Material de aletas: Aluminio o cobre. Materiales de tubos: Teóricamente cualquiera. FIGURA 24 Aleta tipo 'LL' Se elabora exactamente como la aleta 'L', excepto que los pies de las aletas van solapándose cubriendo el tubo base totalmente, lo que favorece a una excelente resistencia a la corrosión. Este tipo de tubo se suele usar como alternativa al tipo más caro, el de aleta extruida, en ambientes corrosivos. La temperatura máxima de funcionamiento para este tipo de aletas es de 180°C. Material de aletas: Aluminio o cobre. Materiales de tubos: Teóricamente cualquiera. FIGURA 25 Aleta tipo 'Semi Engarzada' Este tipo de aleta es una aleta no cónica enrollada bajo presión alrededor del tubo base. Este procedimiento produce una ondulación en el pie de la aleta. Los extremos de los flejes enrollados se sueldan al tubo base. La temperatura máxima de funcionamiento para este tipo de aletas es de 250°C. Material de aletas: Acero carbono/inoxidable o cobre. FIGURA 26 Materiales de tubos: Acero carbono/inoxidable o cobre y aleaciones de cobre. Aleta tipo 'Extruida' Este tipo de aletas se elabora a partir de dos tubos de distinto material, y consiste en un tubo exterior de aluminio y un tubo interior de cualquier material. La aleta se conforma presionando mediante rodillo el material desde el exterior del tubo hacia el interior, creando una aleta integral con unas propiedades excelentes de intercambio de calor y durabilidad. Las aletas extruidas ofrecen una excelente protección anticorrosiva en el tubo base. La temperatura máxima de funcionamiento para este tipo de aletas es de 280°C. FIGURA 27 Material de aletas: Aluminio. Materiales de tubos: Teóricamente cualquiera.


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INTERCAMBIADORES COMPACTOS DE ESPIRAL Los intercambiadores compactos más frecuentes son del tipo espiral. El intercambiador de placas en espiral se comenzó a usar en Suecia alrededor de 1930 para recuperar calor de efluente contaminado de la industria papelera. En 1965 la empresa que los fabricaba fue comprada por el grupo sueco Alfa-Laval que es el fabricante más grande en la actualidad, aunque no el único. Encuentra aplicación en casos en los que los fluidos no ensucian o ensucian muy poco, porque su construcción no permite la limpieza mecánica. Para poder acceder al interior del equipo habría que desarmarlo y volverlo a soldar, lo que por supuesto está fuera de la cuestión y no debiera siquiera pensarse en encarar semejante tarea. El único en condiciones de hacerla es el fabricante. No obstante algunas marcas producen modelos desarmables en los que se han reemplazado las uniones soldadas por uniones con junta empaquetada. Este tipo de equipo no se puede someter a presiones elevadas, pero permite un acceso algo más fácil aunque siempre limitado al interior para efectuar limpieza mecánica. Tampoco se pueden usar cuando alguna de las corrientes es corrosiva, debido a que no se pueden reemplazar las partes dañadas. En los casos en que ambas corrientes no ensucian o producen un ensuciamiento moderado que se puede eliminar por limpieza química es probablemente el tipo de intercambiador más eficiente por diversos motivos. Entre las ventajas más importantes se pueden citar las siguientes.

Presentan coeficientes de transferencia globales más elevados que los intercambiadores de casco y tubos, con velocidades lineales menores debido al efecto turbulento producido por el constante cambio de dirección del flujo.

No tienen puntos de estancamiento de ninguna de las corrientes (a diferencia de los intercambiadores de casco y tubos, que generalmente los tienen) y no existe la posibilidad de acumulación de suciedad, ni de variaciones importantes de temperatura en esos puntos.

Ocupan mucho menos espacio que los intercambiadores de casco y tubos, debido a que la superficie efectiva de intercambio de calor por unidad de volumen es más alta. Además, como se explica más adelante los intercambiadores de casco y tubos de haz extraíble deben tener espacio extra en los extremos para extraer y maniobrar el haz.

Los equipos compactos de construcción totalmente soldada son menos propensos a presentar fugas ya sea internas (entre las corrientes) como hacia el exterior.

Debido a la velocidad constante que se mantiene en ambas corrientes es improbable el depósito de sólidos en suspensión, siempre que esta velocidad sea suficiente para impedirlo.

Su estructura consiste en un par de placas largas enroscadas formando una espiral, separadas de modo que se obtiene un espacio entre placas por el que circulan los fluidos. El fluido caliente entra por el centro del espiral y sale por la periferia, mientras que el frío entra por la periferia y sale por el centro en el extremo opuesto a la entrada del caliente. Esta disposición se conoce como flujo en espiral y si bien se considera contracorriente, en rigor de verdad no es estrictamente contracorriente pura, tan es así que se requiere una pequeña corrección a la diferencia media logarítmica de temperatura2 (LMTD) para llevar los valores calculados a la realidad. El siguiente croquis muestra la estructura de un intercambiador placa espiral de una conocida marca, con un detalle de la disposición de las corrientes. FIGURA 28

2 Más adelante se hablará de este término.


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FIGURA 30 FIGURA 29 Examinando la figura de la derecha se ve que el equipo está formado por dos espacios en los que las corrientes intercambian calor a contracorriente pura. Esto significa que estos equipos tienen mayor eficiencia térmica que los de casco y tubos, porque a menos que un intercambiador de casco y tubos tenga un solo paso por los tubos y un solo paso por el casco, las corrientes no están en contracorriente. Por

eso (además de su construcción más compacta) los intercambiadores de placa espiral ocupan menos espacio que los de casco y tubos capaces de prestar el mismo servicio. La figura 31 muestra el espacio ocupado por ambas clases de equipo. FIGURA 31 También se pueden encontrar disposiciones físicas más robustas con tapas bridadas que permiten soportar mayores presiones. En la siguiente figura se observa la misma disposición de las corrientes, es decir con flujo en espiral, donde el fluido caliente entra por A y sale por el cabezal superior (que se omite en la figura), mientras que el fluido frío entra por B y sale por C. FIGURA 32


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Los casos en que no conviene usar intercambiadores de placa en espiral son los siguientes.

Cuando la diferencia de presión entre ambas corrientes es muy grande. Debido a que no se pueden construir con espesores de pared superiores a 1.3 cm (0.5 pulgadas), la diferencia de presión entre corrientes está limitada a unos 28.12 kg/cm2 manométricos (400 psig). En las unidades de pequeño tamaño el espesor generalmente es menor aún, dependiendo del tamaño y del material usado en su construcción.

Debido a que las chapas en espiral están soldadas, la temperatura operativa no puede exceder la máxima que puede tolerar la soldadura. Generalmente el costo crece mucho cuando se usan materiales y soldaduras resistentes a las temperaturas elevadas, digamos por caso 700°C. Pero por otro lado esto también es cierto en cualquier otro diseño.

El costo por unidad suele ser algo mayor que el de un equipo de casco y tubos, capaz de la misma capacidad, debido a la construcción más complicada. Por supuesto, el hecho de ser compacto hace que su peso por unidad de volumen sea muy superior para capacidades similares que los de casco y tubos. En consecuencia, el costo por unidad de volumen es mucho más elevado.

No se pueden manejar fluidos que circulan con caudales muy altos. El límite suele ser de alrededor de 126 a 158 lph (2000 a 2500 gpm). Esta limitación por lo general no se presenta a menos que los caudales de ambas corrientes sean enormemente distintos, lo que de todas maneras es un problema muy difícil de resolver con cualquier tipo de intercambiador de calor.

Disposiciones de las Corrientes En las distintas aplicaciones de los intercambiadores compactos de espiral, además de la disposición de flujos en espiral que se han visto en el apartado anterior, se pueden usar otras. La más común es en espiral, pero esta se usa principalmente para intercambio de calor sin cambio de fase. Pero con uno de los fluidos condensando esta disposición no es conveniente, ya que el condensado tiende a bajar por la atracción gravitatoria y se acumularía en el fondo del canal, inundando el equipo y disminuyendo la superficie efectiva de intercambio.

FIGURA 33 En estos casos se usa una combinación de flujo cruzado y flujo en espiral. El líquido refrigerante fluye en espiral, mientras que el vapor ingresa por la parte superior en flujo cruzado y a medida que se condensa cae hacia el fondo por donde sale. Esta disposición de las corrientes se puede observar en la figura adjunta. Esta combinación de flujo contracorriente-espiral tiene menor eficiencia térmica que el flujo en espiral y no es normal que se use a menos que haya fuertes razones que lo justifiquen. Una de esas causas es, como ya se ha dicho, el cambio de fase de una de las corrientes. En estos casos se usa una disposición de flujo combinado contracorriente-espiral en un diseño especialmente desarrollado para el cambio de fase, como se ve en la figura adjunta. Se puede ver que el vapor sigue un camino más corto, con menor pérdida de presión, porque no fluye en espiral sino que atraviesa el canal abierto de arriba a abajo, lo que permite operar al vacío. Además, el espacio inferior permite una separación nítida del condensado y los gases o vapores incondensables, que se pueden extraer por medio de un orificio adicional (no indicado en la figura) lateral lo que nos ahorra una etapa de separación.


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En total se pueden encontrar cuatro variantes posibles a los distintos arreglos de corrientes, como se ve más abajo. El tipo 1 (Figura 34a) es el clásico de ambas corrientes en espiral. Es prácticamente contracorriente. El tipo 2 (Figura 34b) corresponde al flujo espiral para uno de los fluidos y flujo cruzado para el otro. En este caso se trata de un vapor que condensa, pero si se invierten las flechas que indican los sentidos de las corrientes también se puede usar como hervidor. El tipo 3 (Figura 34c) es un híbrido entre los tipos 1 Y 2 con una cubierta plana en la parte inferior y una entrada amplia para el vapor en la parte superior. Se usa mucho como condensador. Ambos fluidos siguen un camino en espiral. El tipo 4 (Figura 34d) es una modificación del tipo 2 en la que se agranda la entrada axial de vapor (parte inferior) y también se agranda el espacio confinado superior. El canal en espiral por donde circula el vapor está abierto en la parte superior para facilitar el escape de incondensables que se pueden retirar por una boca adicional a la derecha, encima de la salida de condensado.

FIGURA 34 En el tipo de construcción soldada, la presión máxima de trabajo de estos equipos es de 18.6 kg/cm2 (18 atm. manométricas, unos 250 psig), con una temperatura máxima admisible de 400°C (alrededor de 750°F). La máxima superficie de intercambio que se puede obtener con el equipo más grande disponible de serie es de 200 m2 y los caudales máximos admisibles son: 400 m3/h para flujo en espiral de líquido, 4000 m3/h para flujo en espiral de gases o vapores, y 250,000 m3/h para flujo recto de gases o vapores. Aplicaciones Los intercambiadores compactos de placa en espiral encuentran su principal aplicación en los fluidos que arrastran sólidos en suspensión. Si se intenta llevar a cabo el intercambio de calor con equipos de casco y tubos, se corre el riesgo de que los sólidos se depositen en los puntos de estancamiento que inevitablemente existen en estos equipos, dificultando el flujo por obstrucción parcial y disminuyendo la eficacia del equipo. Si se usan intercambiadores compactos de placa en espiral, en cambio estos problemas no se presentan porque no tienen puntos de estancamiento. La velocidad de los fluidos en estos intercambiadores es la misma en todos los puntos del equipo, y la turbulencia extra asociada con los permanentes cambios de dirección impide la sedimentación. Adicionalmente, como ya se ha dicho se usan intercambiadores compactos de placa en espiral en aplicaciones que involucran cambios de fase, donde encuentran gran aceptación particularmente en operaciones al vacío.


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INTERCAMBIADORES DE PLACA Los intercambiadores de placas son equipos muy difundidos en la Industria de Procesos cubriendo una amplia gama de aplicaciones. Presentan características muy especiales tanto en su diseño como en la operación que los hace motivo de un estudio particular. La mayoría de los textos de transferencia de calor hacen mención a estos equipos aunque presentando generalidades, lo que impide conocer más detalladamente los principios de funcionamiento y el cálculo de los mismos. La mayor parte de la literatura sobre los intercambiadores de placas proviene de los fabricantes de equipos (quienes poseen el know-how) y su difusión está generalmente restringida al ámbito industrial, es decir entre sus usuarios. Como ya se ha explicado anteriormente, los intercambiadores de placa tienen su mayor atractivo en el hecho de que se pueden armar y desarmar con facilidad, y se adaptan bien en servicios con líquidos sensibles a la temperatura. Por eso tienen más aplicación en las industrias farmacéutica y alimentaria. Otro atractivo importante es que, a diferencia de cualquier otro tipo de equipo de intercambio de calor, los intercambiadores de placa se pueden expandir, es decir que se puede aumentar la superficie de intercambio dentro de límites razonables para aumentar su capacidad. Esto no se puede hacer con los tipos convencionales, excepto el intercambiador de doble tubo. Debido al elevado grado de turbulencia que permite alcanzar la disposición del líquido en forma de capa delgada, que además se ve sometida a constantes cambios de dirección, este tipo de intercambiador permite operar con líquidos muy viscosos. Entre sus principales limitaciones se puede citar su rango limitado de presiones y temperaturas operativas y el hecho de que exigen un desarmado y ensamblado muy meticuloso (poniendo especial cuidado en no dañar las juntas) ya que son equipos delicados construidos con chapas delgadas que se tuercen y quiebran fácilmente. Las placas se construyen por estampado en frío usando materiales sumamente resistentes a la corrosión como acero inoxidable, titanio, tantalio, etc. Para que los costos sean competitivos con otras clases de intercambiadores los fabricantes se ven obligados a emplear espesores tan finos como 0.5 mm lo que hace imprescindible un cuidado extremo en su manipulación. Un intercambiador de placa consiste en una sucesión de láminas de metal armadas en un bastidor y conectadas de modo que entre la primera y la segunda circule un fluido, entre la segunda y la tercera otro, y así sucesivamente. Cada fluido está encerrado en el espacio comprendido entre dos placas sucesivas, y se desplaza en forma de capa fina. Esto permite aplicarle temperaturas elevadas durante cortos períodos de tiempo lo que es muy importante en productos sensibles a la temperatura, que pueden sufrir modificaciones indeseables en su composición por efecto del calentamiento prolongado. Existen varios diseños de intercambiadores de placas, pero son dos las construcciones básicas más difundidas, a saber:

Intercambiador de placas con juntas, designado PHE (Plate heat exchangers) Intercambiador de placas soldadas, designado BHE (Brazed heat exchangers)

Ambos diseños se conocen indistintamente como intercambiadores compactos. Los PHE consisten en un conjunto de placas metálicas corrugadas montadas entre dos placas, una fija (bastidor) y otra móvil (de presión). Este paquete de placas a su vez, es soportado por dos barras guía, una superior y otra inferior que apoyan sobre una columna o pedestal. El sellado entre placas se efectúa mediante juntas elastoméricas quienes a su vez dirigen los fluidos por canales alternos. Las placas contienen orificios que permiten y dirigen el flujo de los fluidos. El conjunto de placas es comprimido mediante espárragos que aseguran el apriete y estanqueidad entre las mismas. Las


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conexiones de entrada y salida se localizan en la placa fija del bastidor salvo en el caso de que haya más de un paso, donde se utilizan ambas placas del bastidor. Los PHE son llamados también intercambiadores de placas y marcos (Plate and Frame) por su similitud constructiva con los filtros prensas. La Figura 35 muestra un esquema típico del equipo.

FIGURA 35. INTERCAMBIADOR DE PLACAS CON JUNTAS En el caso de los BHE, las placas están soldadas entre sí y conectadas a dos placas finales de apoyo, no existiendo en ellos las juntas ni los elementos de soporte y apriete. Las placas en estos equipos son soldadas entre sí con cobre o níquel 99% en un horno al vacío y forman una unidad compacta resistente a la presión. Este diseño ha sido concebido para las aplicaciones de alta presión y temperatura de trabajo y presentan la ventaja de poder ser montados directamente sobre las tuberías. La cantidad, tamaño, material y configuración geométrica de las placas dependerá de las características del proceso, esto es, del caudal, propiedades físicoquímicas de los fluidos, temperaturas y pérdida de presión requeridas. La Figura 36 muestra un equipo armado en conjunto.

FIGURA 36. PHE ARMADO


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Construcción de los Intercambiadores La construcción de los intercambiadores está determinada principalmente por las características de las placas y en el caso de los PHE también por las propiedades de sus juntas. 1. Materiales y dimensiones de las placas Las placas constituyen el alma del equipo y tanto la selección de materiales como el diseño, tamaño y cantidad de las mismas dependerá de las condiciones del servicio requerido. Las placas en general presentan un diseño en forma de “tabla de lavar”, que reconoce cinco segmentos funcionales, a saber:

Segmento de ingreso del fluido en la parte superior (Inlet port). Segmento de distribución del fluido. Segmento o área principal de transferencia de calor. Segmento colector de fluido. Segmento de egreso del fluido (outlet port).

Los materiales de construcción de las placas en los PHE pueden ser de los siguientes materiales:

Aceros inoxidables austeníticos, tipo AISI 304, 316, 318, 312 (aplicaciones generales). Titanio, Titanio Paladio. Niquel. Hasteloy. Grafito Diabon F100 / NS1 (servicios muy corrosivos).

En los intercambiadores soldados las placas son únicamente de acero inoxidable AISI 316. Las placas pueden construirse en diferentes medidas y espesores, variando entre las siguientes dimensiones:

Espesores de placas: 0.5 a 1.2 mm. Área de intercambio por placa: 0.032 a 3.4 m2. Área de intercambio por unidad: 0.1 a 2200 m2. En los BHE máximo (70 m2). Espaciado entre canales: 1.6 a 5.5 mm. Dimensiones placas: ancho (0.2 a 1.5 m) y alto (0.5 a 3 m). Dimensiones por unidad: 0.5 a 6 m. Dimensiones de las conexiones: 1” a 18”. En los BHE máximo (4”). Tipo de conexiones: roscadas, socket, bridadas o Victaulic.

2. Diseño de las placas El diseño de estos elementos está directamente relacionado con las características de la aplicación buscada, esto es, su configuración dependerá de:

Tipo y propiedades de los fluidos que intercambian calor (líquidos, gases, vapores, emulsiones, viscosidad, presencia de partículas o fibras, corrosivos, fouling, etc).

Servicio buscado, calentamiento, enfriamiento, evaporación, condensación, etc. Caudales manejados, tiempos de retención y pérdidas de presión permitidas.


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El diseño corrugado de las placas crea conductos a través de los cuales circulan los fluidos en capas de muy bajo espesor y con gran turbulencia, lo que origina una alta transferencia de calor. Este escurrimiento turbulento a través de las placas hace también que los depósitos causados por fluidos sucios sean continuamente removidos de la superficie de transferencia durante la operación, lo que se traduce en un mayor coeficiente total de transferencia y en un mayor tiempo de trabajo del equipo sin necesidad de pararlo para limpieza. La corrugación de las placas provoca turbulencia aún en flujo laminar con números de Reynolds tan bajos como Re: 10 a 500, hecho que en un intercambiador de casco y tubos sería imposible. El flujo turbulento producido por las corrugaciones rompe la película límite adherida a la superficie de transferencia dando altos coeficientes de convección y un bajo nivel de ensuciamiento. La elevada transferencia térmica en estos equipos no está dada solamente por el escurrimiento turbulento sino también por los bajos espesores de película a través de las cuales se transmite el calor. Así, mientras en los intercambiadores de placas la distancia media entre ellas puede variar entre 1.6 a 5.5 mm; en los intercambiadores de casco y tubos esta distancia media podrá variar entre 12.5 y 38 mm (tubos de 1/2 a 1-1/2 “). Dependiendo de la transferencia de calor requerida y de las pérdidas de presión necesarias para lograrla, la geometría de las placas puede variar ampliamente. De esta forma se encontrarán placas llamadas soft que se caracterizan por tener bajos coeficientes de transferencia y pequeñas pérdidas de carga y las placas llamadas hard que inversamente darán los coeficientes de transmisión más altos con mayores pérdidas por fricción. Estas últimas son de una geometría más compleja pues son más largas y estrechas y tienen corrugaciones más profundas. También tienen una menor separación entre placas. Las placas soft en cambio, son más cortas y anchas. Las placas soft en general tienen un diseño en ángulo agudo (chevrons) que ofrece menor resistencia al flujo de fluidos, en tanto que las placas hard presentan corrugaciones en ángulo obtuso que conducen a mayores pérdidas de carga. Combinando diferentes diseños de canales se podrán cubrir diferentes tipos de servicios. Las placas del tipo hard tienen corrugaciones transversales o diagonales a la dirección del flujo, lo que origina mayor turbulencia y transferencia térmica. Las placas soft inversamente tienen ondulaciones en la dirección del flujo, lo que provocará menos turbulencia y transferencia de calor. Como se verá más adelante, la aptitud o perfomance de las distintas configuraciones geométricas de las placas para transferir calor quedan expresadas por el llamado Número de Unidades de Transferencia de Calor (NTU- Number Transfer Units). Así se verá que las placas antes definidas como soft y hard podrán ser caracterizadas por su correspondiente NTU. El número de unidades de transferencia de calor NTU, para un intercambiador de placas se define como:

( )LMTD

TTNTU 21 −= (2)

Donde: T1 y T2 representan las temperaturas de entrada y salida de la placa en °C LMTD: Es la diferencia logarítmica media de temperaturas entre una placa y su adyacente, °C. Una de las ventajas que ofrecen estos equipos es que en virtud de las diferentes geometrías de placas existentes es posible efectuar combinaciones entre ellas para optimizar el proceso térmico. De esta forma al mezclar placas con distintos ángulos y separaciones se permite satisfacer distintos requerimientos mediante configuraciones de único paso, lo que simplifica las conexiones y el mantenimiento del equipo. La Figura 37 muestra distintas configuraciones de placas indicando aquellas con alto y bajo NTU.


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FIGURA 37. SELECCIÓN PRECISA DE LA PLACA (ALTO Y BAJO NTU) 3. Materiales de Juntas El sellado y estanqueidad entre las placas se consigue mediante juntas que van colocadas entre ellas; las que a su vez tienen también por finalidad dar dirección al flujo de fluidos a través del conjunto de placas. El material de las juntas está directamente ligado a las exigencias del servicio, esto es: presiones y temperaturas de operación y de las características fisicoquímicas de los fluidos manejados (ácidos, álcalis, sólidos abrasivos, etc). Las juntas pueden ir pegadas a las placas o con algún dispositivo de grampa (clip). Las juntas pueden ser de diferentes materiales entre los que se encuentran:

MATERIAL DE LAS JUNTAS

TEMP. MÁXIMAS DE OPERACIÓN

(°C) APLICACIONES

Goma Nitrílica 135 Agua, aceite mineral o vegetal, soluciones azucaradas, mostos

Goma EPDM 160 Agua caliente con vapor, vapor de agua, ácidos minerales

Neopreno 70 Sistemas refriger. R22, R134

Goma Butílica 150 > Ácidos, alkalis, aceites, aminas

Goma a Base de Fluorelastómeros

180 Ácidos minerales, vapor, aceites

Juntas a Base de Grafito 500 Productos orgánicos y mezclas

TABLA 1 En algunos equipos donde la posible pérdida de estanqueidad de las juntas y mezcla de los fluidos puede ser perjudicial (contaminación o reacción peligrosa), se recurre a placas dobles especiales que permiten evacuar la fuga hacia el exterior previniendo el contacto entre ellos. La Figura 38 muestra este tipo de placas y sus juntas.


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FIGURA 38. PLACAS DOBLES PARA PREVENCIÓN DE MEZCLAS DE FLUIDOS Operación de los Intercambiadores de Placas 1. Distribución y Características del Flujo de Fluidos Mientras que en los intercambiadores de calor de cascos y tubos (THE - Tubular heat exchangers) es posible manejar solamente una corriente fría y otra caliente en un determinado arreglo, en los intercambiadores de placas el flujo de fluidos no solamente puede ser dispuesto de diferentes formas sino también efectuar transferencia de calor en múltiples corrientes. La disposición en corrientes múltiples es generalmente aplicada en aquellos casos donde es necesario efectuar recuperación de calor entre corrientes que deben ser calentadas y luego enfriadas como sucede en algunos tratamientos térmicos de productos en la industria alimenticia, tal es el caso del proceso de pasteurización. En estos casos la distribución y recombinación de flujos de procesos es implementada en el interior del equipo, lo que trae aparejado además un importante ahorro en los costos de cañerías. Muchos fluidos viscosos que en un intercambiador de casco y tubos tendrían un flujo laminar, en los equipos compactos presentan flujos decididamente turbulentos. La distribución del flujo a través de las placas en el caso de fluidos viscosos es en general compleja, más aún cuando el paquete de placas es largo y estará de alguna forma definida por la caída de presión a través del equipo. La Figura 39 muestra una disposición típica para el caso de transferencia en corrientes múltiples donde es posible efectuar distintas operaciones entre los fluidos (calentamiento, enfriamiento, etc.)


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FIGURA 39. DISPOSICIÓN MULTIFLUJO 2. Flujo de Fluidos y Transferencia de Calor Las velocidades de escurrimiento promedio en los PHE son menores que en los THE. Así, se encuentra en ellos un rango de velocidades entre 0.5 a 0.8 m/s contra los 1.2 a 2 m/s que se presentan en los intercambiadores de casco y tubos. Sin embargo, como ya se dijo anteriormente, pese a estas bajas velocidades se obtienen coeficientes totales de transferencia de calor muy superiores a los de casco y tubos. Con relación a las condiciones de termo-transferencia y fluido-dinámicas en estos equipos, es posible manejarse dentro de los siguientes valores:

Flujo másico por unidad: 0.13 a 800 kg/s (flujo de agua). Presión de trabajo: Vacío a 30.5 kg/cm2 (30 bar) (máximo). Temperatura de trabajo (PHE): - 40 a 180°C. Temperatura de trabajo (BHE): - 195 a 225°C. Coeficiente total de transferencia de calor (U): 3500 a 7000 kcal/h m2°C (agua -agua). Coeficiente total U: 800 a 2800 kcal/h m2°C (soluciones acuosas – agua). Coeficiente total U: 300 a 800 kcal/h m2°C (agua – aceite).

La caída de presión en los PHE es uno de los más importantes parámetros a definir en el proyecto de estos equipos, ya que ella puede estar restringida por aspectos económicos (costos de bombeo) o por consideraciones de procesos o una combinación de ambos. Como ya se dijo anteriormente, esta caída de presión ocasionada por el flujo de los fluidos a través de la superficie de calefacción y de las conexiones de entrada/salida del equipo, es utilizada para generar elevados coeficientes de convección y por ende altas transferencias de calor. Con el fin de relacionar la pérdida de carga con la aptitud del equipo para transferir calor, se introduce el concepto de caída específica de presión, también llamada Número de Jensen (Je). Este concepto permite relacionar diferentes superficies intercambiadoras de calor y representa la pérdida de carga experimentada por el fluido durante su pasaje a través del equipo con relación al número de unidades de transferencia NTU obtenido, esto es:

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡== 2m

kgNTUΔP(Je)Jensen de Número (3)


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La pérdida de carga en los intercambiadores de placas puede ser calculada por la ecuación de Cooper, que establece

e

2

ρ D gL G f 2ΔP = (4)

Ecuación en la que:

0.3Re2.5f = (5)

ΔP: Pérdida de carga en el equipo en kg/m2. G: Flujo másico en kg/h m2. L: Longitud del canal de pasaje en m. D: Diámetro equivalente del canal de flujo en m. ρ: Densidad del fluido en kg/m3. g: Constante gravitacional en m/h2. Re: Número de Reynolds. f: Factor de fricción. La elevada transmisión de calor en los equipos está también asociada a las diferentes disposiciones en las que los flujos pueden ser dispuestos. Esto posibilita aprovechar las diferencias de temperaturas de manera eficiente y optimizar el proceso. Como se vio las disposiciones posibles de flujos en estos equipos pueden ser diversas, a saber:

Flujo en serie, en el cual la corriente cambia de dirección verticalmente. Flujo paralelo, donde la corriente se divide y luego converge sobre un mismo colector. Sistema Loop, en el que ambos fluidos circulan en flujo paralelo. Sistema complejo, que presenta una combinación de los anteriores (serie – paralelo).

En la Figura 40 se pueden ver las diferentes combinaciones de flujo que pueden ser establecidas en estos equipos.

FIGURA 40. ARREGLOS DE FLUJO EN PHE


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3. Ensuciamiento en los Equipos (Fouling) Como en cualquier otro equipo de transferencia de calor, el problema del ensuciamiento de la superficie de calefacción está aquí también presente, dado que es muy difícil encontrar productos que puedan ser considerados totalmente limpios. Sin embargo este problema en virtud de la elevada turbulencia producida (que mantiene los sólidos en suspensión) y la ausencia de zonas de bajas velocidades, hace que el mismo se encuentre restringido. Este problema es también limitado por las características anticorrosivas de las placas que restringen la adherencia de las incrustaciones a las paredes. De la misma forma que se define y recomienda en las Normas TEMA la utilización de un factor de ensuciamiento (fouling factors) en el proyecto de los intercambiadores de casco y tubos para tener en cuenta este fenómeno, en los PHE también se deberá considerar esta situación aunque su impacto será menos importante en relación a los equipos THE. Esto también se hace evidente en función de la facilidad con que los PHE pueden ser limpiados tanto química como mecánicamente. Los factores de ensuciamiento recomendados para intercambiadores de placas están dados por la tabla 5. Se asume en ellos que la caída de presión en los equipos puede ser del orden de los 0.35 kg/cm2. Analizando cada caso en particular se podrá asumir de dicha Tabla un valor del factor de ensuciamiento para el cálculo del coeficiente de diseño del equipo y por ende de la superficie de calefacción requerida. Más adelante se hablará de cómo se obtiene dicho factor, para el cálculo de la superficie de intercambio. 4. Aplicaciones principales Los intercambiadores compactos cubren una amplia gama de aplicaciones dentro de los rangos de presiones y temperaturas antes mencionados y compiten en esos segmentos con notables ventajas respecto a los de casco y tubos. Con estos equipos es posible atender diferentes operaciones de calentamiento, enfriamiento, evaporación, condensación y recuperación de calor en muchas industrias y están resumidos en una tabla posterior. Estas aplicaciones comprenden las siguientes actividades industriales y comerciales:

Procesos químicos. Producción de pulpa y papel. Alimentación. Industria azucarera. Metalurgia y siderurgia. Refrigeración industrial y comercial. Calefacción y aire acondicionado. Producción de energía. Instalaciones óleo hidráulicas.

Una de las aplicaciones de mayor interés son las que se presentan en la industria de alimentos que cubre amplios sectores entre los que se encuentran:

Industria láctea: Enfriamiento de leche, yogurt y leche cultivada, pasteurización de leche, cremas de leche y helados.

Industria cervecera: Enfriamiento de mosto-cerveza y pasteurización. Industria de bebidas varias: Enfriamiento, calentamiento y pasteurización de jugos de frutas,

frutas concentradas, café, te, bebidas carbonatadas, vinos. Alimentos varios: Pasteurización de margarinas, aceites vegetales.


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Todos estos equipos cuentan además con la aprobación de las más estrictas normas y códigos internacionales de construcción vigentes tales como: ASME, Sec.VIII, AD-Merkblätter, BS 5500 Bureau Veritas, TÜV, UL, etc. Los fabricantes cuentan en general también con sistema de aseguramiento de calidad tales como las ISO 9001/9002. Para conocer más profundamente el campo de acción de estos equipos se presenta a continuación dos tablas tomadas de publicaciones de Alfa Laval. La primera tabla muestra las distintas aplicaciones posibles de sus diferentes diseños, indicando la conveniencia o no de los mismos en cada servicio. Esta tabla es de gran utilidad para el ingeniero de proyecto que debe seleccionar equipos y servirá de base para optar por un determinado diseño con la asistencia del proveedor, quien de última dispone de la habilidad para llegar a la mejor adopción. La tabla siguiente muestra las ventajas comparativas del intercambiador de placas respecto del de casco y tubos. Esta segunda tabla resume de manera muy completa todos los aspectos que hacen a las ventajas competitivas que ofrecen los PHE versus los de casco y tubos. En estos equipos como se verá, las ventajas no están dadas solamente por la menor superficie de calefacción sino por la versatilidad que el mismo posee tanto desde el punto de vista térmico como de la operación y mantenimiento de la unidad. Así es posible modificar el tamaño de la superficie de calefacción adicionando placas como la disposición de los fluidos en el equipo, acciones inexistentes en los de casco y tubos. Idéntico criterio respecto al procedimiento de limpieza química o mecánica de la superficie de calefacción que presenta una simpleza operativa muy grande. Este conjunto de ventajas fueron las que permitieron posicionar a los PHE como equipos líderes dentro de su segmento de aplicación.


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Guía de Selección de Intercambiadores de Placas

DISEÑOS Y SERVICIOS POSIBLES

PHE Estándar

Flow-Flex PHE

Wide-gap PHE

Doble-wall PHE

Twin-plate PHE

Diabon F Grafito PHE

Soldado PHE

CONDICIONES DE UTILZACIÓN

Presiones desde vacío hasta kg/cm2 (psi) 25.5 (355) 20.4 (285) 9.2 (130) 25.5 (355) 25.5 (355) 6.1 (85) 30.6 (427) Temperaturas

C F

← -30 ← -22

a a

+200 +392

→ →

-30 a +200 -22 a +392

0 a +140

+32 a +284

-195 a 225

-319 a +437

SERVICIO

Líquido/Líquido Gas/Líquido Gas/Gas Condensación Evaporación

1 1-3* 1-3* 1-3* 1-3*

1 1-3* 1-3* 1-3* 1-3*

1 1-3* 1-3* 1-3* 1-3*

1 1-3* 1-3* 1-3* 1-3*

1 1-3* 1-3* 1-3* 1-3*

1 1-3* 1-3* 1-3* 1-3*

1 1

1-3* 1 1

NATURALEZA DEL FLUIDO

Corrosivo Agresivo Viscosidad Sensible al calor Reacción peligrosa Fibras Pastas y suspensiones Sucios

1 3 1 1 3 4 3 3

1 3 1 1 3 3 2 2

1 3 1 1 3 1 2 2

1 3 1 1 1 4 3 3

1 1 1 1 2 4 3 3

1 1 1 1 3 4 3 3

3 4 3 1 4 4 4 3

INSPECCIÓN

Corrosión Fugas Ensuciamiento

A A A

A A A

A A A

A A A

B A B

A A A

C C C

MANTENIMIENTO

Limpieza Mecánica Modificaciones Reparaciones

A A A

A A A

A A A

A A A

A A A

B A A

C C C

1. Generalmente la mejor elección 2. A menudo la mejor elección 3. A veces la mejor elección 4. Raramente la mejor elección

A. Ambos lados B. Un lado C. Ningún lado

* Dependiendo de la presión de operación gas/vapor, densidad, etc.

TABLA 2


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Tabla Comparativa

PHE TRADICIONAL CARCASA Y TUBOS

Cruce de temperaturas Posible Imposible

Aproximación 1°C (1.8°F) 5°C (9°F)

Servicios Múltiples Posible Imposible

Conexión de Tuberías En una dirección (en la placa bastidor) Desde varias direcciones

Relación de Transferencia de Calor 3-5 1

Relación de Peso en Operación 1 3-10

Volumen Contenido Bajo Alto

Relación de Espacio 1 2-5

Soldaduras Ninguna Soldado

Sensibilidad a Vibraciones Insensible Sensible

Juntas En todas las placas En cada bonete

Detección de Fugas Fácil de detectar en el exterior Difícil de detectar

Acceso para Inspección En cada lado de la placa Limitado

Tiempo para Apertura 15 minutos (con pistola neumática) 60-90 minutos

Reparaciones Fácil reposición de placas y/o juntas

Requiere anular los tubos = menor capacidad

Modificaciones Fácil, añadiendo o retirando placas Imposible

TABLA 3 Hasta aquí se ha hablado de los tipos de Intercambiadores de Calor más comúnmente usados, de sus materiales de fabricación, técnicas de construcción, diseño, dimensiones, de sus ventajas y desventajas, pero hay mucho más por decir. En la búsqueda por elegir el intercambiador de Calor ideal para nuestro proceso, también existen otros tantos factores a considerar como son los siguientes a saber.


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COEFICIENTE DE TRANSFERENCIA TÉRMICA GLOBAL Una de las primeras cuestiones a realizar en el análisis térmico de un intercambiador de calor de carcasa y tubos consiste en evaluar el coeficiente de transferencia térmica global entre las dos corrientes fluidas. Se sabe que el coeficiente de transferencia térmica global entre un fluido caliente a temperatura TC y otro frío a temperatura TF separados por una pared plana se define mediante la ecuación:

( )FC TTUA Q −=•

(6)

Donde •

Q = Transferencia de Calor por unidad de tiempo

Ah1

kA1

Ah1

1

R

1UA

FC

3i

1ii ++==

∑=

=

(7)

En el caso de un intercambiador de calor formado por dos tubos concéntricos, Figura 4, el área de la superficie de intercambio térmico es:

⎩⎨⎧

==

L r 2πA:ExteriorL r 2πA:Interior

ee

ii

De forma que, en general:

eFe

ie

iCi Ah1

Lk 2π)/r(rln

Ah1

1UA++

= (8)

Donde: U = coeficiente total [kcal/h m2 °C]. hCi = coeficiente pelicular de convección del lado interno de la superficie [kcal/h m2 °C]. hFe = coeficiente pelicular de convección del lado externo de la superficie [kcal/h m2 °C]. Si el coeficiente de transferencia térmica global viene referido a la superficie exterior Ae el valor de Ue será:

Fei

ee

iCi

e

Fei

ee

iCi

ee

h1

rrln

kr

rhr

1

h1

rrln

kL 2πA

AhA

1U+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+

=+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+

= (9)

Mientras que si viene referido a la superficie interior Ai será:

Fee

i

i

ei

CiFee

i

i

ei

Ci

i

hrr

rrln

kr

h1

1

hAA

rrln

kL 2πA

h1

1U+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+

=+⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+

= (10)

En un proyecto es necesario calcular los coeficientes de transferencia de calor individuales, pero suele ser útil en las estimaciones preliminares el tener un valor aproximado de U, típico de las condiciones que han de encontrarse en la práctica; hay que tener en cuenta que, en muchos casos, el valor de U viene determinado casi completamente por la resistencia térmica en una de las películas fluido/sólido, como sucede, por ejemplo, cuando uno de los fluidos es un gas y el otro un líquido o si uno de los fluidos es un líquido en ebullición con un coeficiente de transferencia térmica muy grande.


38

FACTOR DE SUCIEDAD Con frecuencia resulta imposible predecir el coeficiente de transferencia de calor global de un intercambiador de calor al cabo de un cierto tiempo de funcionamiento, teniendo sólo en cuenta el análisis térmico; durante el funcionamiento con la mayoría de los líquidos y con algunos gases, se van produciendo gradualmente unas películas de suciedad sobre la superficie en la que se realiza la transferencia térmica, que pueden ser de óxidos, incrustaciones calizas procedentes de la caldera, lodos, carbonilla u otros precipitados. En la Figura 41, se muestra el efecto que ésta suciedad origina, la cual se conoce con el nombre de incrustaciones, y provoca un aumento de la resistencia térmica del sistema; normalmente el fabricante no puede predecir la naturaleza del depósito de suciedad o la velocidad de crecimiento de las incrustaciones, limitándose únicamente a garantizar la eficiencia de los intercambiadores limpios. La resistencia térmica del depósito se puede determinar, generalmente, a partir de ensayos reales o de la experiencia.

FIGURA 41. TRANSMISIÓN DE CALOR ENTRE LA CÁMARA DE COMBUSTIÓN Y EL AGUA DE UNA CALDERA CON INCRUSTACIONES CALCÁREAS

Si se realizan ensayos de rendimiento en un intercambiador limpio y se repiten después de que el aparato haya estado en servicio durante algún tiempo, se puede determinar la resistencia térmica del depósito (o factor de incrustación) RSuc mediante la relación:

LimpioSucio

FuncLimpioFunc

LimpioFuncSucio

U1R

1UU

1U

1RRR+

=⇒−=−= (11)

Siendo:

i

e

ciequiv

ce

Limpioi

eieSucio

AA

h1R

h1

1U ;AA

RRR++

=+= (12 a, b)

La expresión del coeficiente global de transmisión de calor UFunc en funcionamiento al cabo de un tiempo, referida a la sección exterior Ae es:

ici

e

i

eiequive

ce

Func

AhA

AAR

RRh1

1U++++

= (13)

En la que:


39

Ulimpio Coeficiente global de transmisión de calor del intercambiador limpio, respecto a la sección exterior.

Usuc Coeficiente global de transmisión de calor del intercambiador después de producirse el depósito.

hce Coeficiente de convección medio del fluido en el exterior del tubo. hci Coeficiente de convección medio del fluido en el interior del tubo. Re Resistencia unitaria del depósito de suciedad en el exterior del tubo. Ri Resistencia unitaria del depósito de suciedad en el interior del tubo. Requiv Resistencia unitaria del tubo, en la que no se han considerado los depósitos de suciedad

interior y exterior, y el material del tubo, en m2 °C h/kcal, basada en el área de la superficie exterior del tubo.

Ae/Ai Relación entre la superficie exterior y la interior del tubo. En la Tabla 4 se dan algunos ejemplos de factores de resistencia por ensuciamiento que se aplican en la ecuación anterior.

FACTORES DE RESISTENCIA POR ENSUCIAMIENTO

TIPO DE FLUIDO Requiv (m2 K/W)

Requiv (m2 °C h/kcal)

Agua de mar por debajo de 325 K 0.0009 1.046E-04 Agua de mar por encima de 325 K 0.0003 3.486E-05 Agua de alimentación de calderas por encima de 325 K 0.0005 5.810E-05 Agua de río 0.001 – 0.004 1.162E-04 – 4.648E-04 Agua condensada en un ciclo cerrado 0.0005 5.810E-05 Agua de torre de refrigeración tratada 0.001 – 0.002 1.162E-04 – 2.324E-04 Gasóleo ligero 0.0020 2.324E-04 Gasóleo pesado 0.0030 3.486E-04 Asfalto 0.0050 5.810E-04 Gasolina 0.0010 1.162E-04 Queroseno 0.0010 1.162E-04 Soluciones cáusticas 0.0020 2.324E-04 Fluido hidráulico 0.0010 1.162E-04 Sales fundidas 0.0005 5.810E-05 Aceite para temple 0.0007 8.134E-05 Gases de escape de un motor 0.0100 1.162E-03 Aceite combustible 0.0050 5.810E-04 Aceite para transformadores 0.0010 1.162E-04 Aceites vegetales 0.0030 3.486E-04 Vapores de alcohol 0.0001 1.162E-05 Vapor, cojines sin aceite 0.0005 5.810E-05 Vapor, con aceite 0.0010 1.162E-04 Vapores refrigerantes, con aceite 0.0020 2.324E-04 Aire comprimido 0.0010 1.162E-04 Líquido refrigerante 0.0010 1.162E-04

TABLA 4


40

FACTORES DE ENSUCIAMIENTO PARA PHE (FOULING FACTORS)

Fluido Fouling Factors en h m2 °C/kcal x 105 Agua desmineralizada o destilada 0.2 Agua blanda 0.4 Agua dura 1.0 Agua de enfriamiento tratada 0.8 Agua de río 1.0 Agua salada 1.0 Aceite mineral 0.4 a 1.0 Aceite vegetal 0.4 a 1.2 Solvente orgánico 0.2 a 0.6 Vapor 0.2 Fluidos de Procesos en general 0.2 a 1.2

TABLA 5

TRANSMISIÓN DE CALOR ENTRE FLUIDOS EN MOVIMIENTO, A TEMPERATURAS VARIABLES, A TRAVÉS DE UNA PARED Este método se emplea cuando son conocidas las temperaturas de entrada y salida de los fluidos frío y caliente, para el cálculo de la transferencia de calor, el coeficiente global, y el área de transferencia necesaria de un intercambiador de calor. Éste es válido para todos los tipos de intercambiadores de calor. Para determinar la transferencia de calor por unidad de tiempo, y admitiendo que el calor cedido por un fluido es totalmente absorbido por el otro, (no hay pérdidas térmicas), se puede hacer el siguiente balance de energía: ( ) ( )F1F2PFFC2C1PCC TTCmTTCmQ −=−= (14) Si se toma a ambos lados de la pared un elemento de superficie dA, Figura 42, en una misma sección transversal se puede suponer que ambos fluidos toman las temperaturas TC y TF en estos elementos diferenciales. Haciendo ΔT = TC – TF es evidente que la cantidad de calor que pasará del fluido caliente al fluido frío, por unidad de tiempo es: FPFFCPCC dT C mdT C mΔTdA UdQ === (15) Se define un parámetro ϕ adimensional de la forma:

C

F

PFF

PCC

dTdT

CmCm

φ == (16)

que va a intervenir directamente a lo largo del proceso, y teniendo en cuenta que:

( ) ( ) ( )φ1

ΔT ddT φ;1dTdT

1dTΔT d ;dTdTΔT d C

C

F

CFC −

=−=−=−= (17 a,b,c)


41

FIGURA 42. DISTRIBUCIÓN DE TEMPERATURAS EN INTERCAMBIADORES DE CALOR CON FLUJOS

EN CONTRACORRIENTE Y DE UN SOLO PASO DE TUBOS Se obtiene:

( ) ( ) ( )φ1dA U

ΔTΔT dCm ;

φ1ΔT dC mdT C mΔTdA U PCCPCCCPCC −=−

== (18 a,b)

( ) ( )A φ1 UΔTΔT dCm

ΔT2

ΔT1PCC −=∫ (19)

Integrándola:

( )C2C1

12

C2C1

12

C

1FC21F2C12

1

2PCC TT

ΔTΔTUA

TTΔTΔT

dTT) d(Δφ1

TTΔT ;TTΔT

A φ1 UΔTΔTln Cm

−−

=

−−

==−

−=−=

=−= (20)

( ) ( )LMTDUA

ΔTΔTln

ΔTΔTUA TT CmQ

1

2

12C2C1PCC =

−=−= (21)


42

En la que la expresión

1

2

12

ΔTΔTln

ΔTΔT −

Se denomina diferencia media logarítmica de temperatura, o LMTD por sus siglas en inglés (Logarithmic mean temperature difference). La ecuación anterior se podía haber demostrado también, considerando que la diferencia de temperaturas del fluido ΔT es función de q y varía entre ΔT2 y ΔT1 por lo que:

( ) ( )

∫∫ ===−

=ΔTdA U

ΔT dΔTdA UdqQΔTΔT

dqΔT d 12 (22)

( )

1

2

1212ΔT

ΔT

ΔTΔTln

ΔTΔTUAQQΔTΔTUA

dqΔT d 2

1

−=⇒

−=∫ (23)

Cuando el coeficiente global de transmisión de calor U varía mucho de uno a otro extremo del intercambiador, no es posible representarle por este valor; si se admite que U varía linealmente con la diferencia de temperaturas ΔT se puede poner: ΔT baU += (24)

( ) ( ) ( )( ) ...

ΔTdA ΔT baΔT d

ΔTdA UΔT dΔT baU

QΔTΔT

dqΔT d 12 =

+==+==

−= ∫∫∫

2

1

ΔT

ΔTΔT baΔTln

a1

A1... ⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛

+= (25)

( ) ( ) =

−−

=

+=+=

=

+

+=

⎟⎟⎟⎟

⎠

⎞

⎜⎜⎜⎜

⎝

⎛

+

=

1112

21

22

11

2

2

1

1

12

ΔT

ΔT

12

ΔT UΔT UΔTΔT

a1

ΔT baUΔT baU

ΔT baΔTΔT ba

ΔT

ln aΔT-ΔTA

ΔT baΔTln

aΔT-ΔTAQ

2

1

( )

12

21

1221

21

1212

ΔT UΔT Uln

ΔT UΔT U...ΔT UΔT Uln a ΔT-ΔTA −

Α=== (26)

Donde: ΔT2 = T1C – T2F ΔT2 = T1C – T1F

ΔT1 = T2C – T1F ΔT1 = T2C – T2F

Contracorriente Equicorriente


43

¿Flujo Paralelo o Contracorriente?

El flujo en contracorriente es más efectivo que el flujo en corrientes paralelas a igualdad de todos los otros factores. Ejemplo 1. Cálculo de la diferencia media logarítmica de temperatura

Calcular la LMTD para las siguientes condiciones: temperatura de entrada del fluido caliente: T1C = 148.9°C (300°F); temperatura de salida del fluido caliente: T2C = 93.3°C (200°F); temperatura de entrada del fluido frío: T1F = 37.8°C (100°F); temperatura de salida del fluido frío: T2F = 65.6°C (150°F). Solución

a) Equicorrientes

ΔT2 = T1C – T1F = 148.9 – 37.8 = 111.1°C ΔT1 = T2C – T2F = 93.3 – 65.6 = 27.7°C

C60.04

27.7111.1ln

7.721.111

T ΔT Δln

T ΔT ΔLMTD

1

2

12 °=−

=−

=

b) Contracorrientes

ΔT2 = T1C – T2F = 148.9 – 65.6 = 83.3°C ΔT1 = T2C – T1F = 93.3 – 37.8 = 55.5°C

C68.46

55.583.3ln

55.583.3

T ΔT Δln

T ΔT ΔLMTD

1

2

12 °=−

=−

=

Al ser mayor la fuerza impulsora, se debe preferir siempre contracorrientes. Cuando se tienen intercambiadores muy complejos, como los montajes en carcasa y tubos, con varios pasos de tubos por cada carcasa, o varias carcasas, y en el caso de intercambiadores de flujo cruzado, la deducción analítica de una expresión para la diferencia media de temperaturas resulta muy compleja por lo que es necesario introducir un factor de corrección FLMTD. FACTOR DE CORRECCIÓN DE LA LMTD Si las capacidades caloríficas de los fluidos son iguales, las diferencias de temperaturas en contracorriente resultan iguales y ΔT= ΔT1 = ΔT2 por lo que para salvar la indeterminación 0/0 en el valor de la LMTD, hay que aplicar la regla de L´Hôpital.

2112

1

2

12 ΔTA U HôpitalL' ln x

1xΔTA UΔTx ΔT00

ΔTΔT

ln

ΔTΔTUA Q ==

−====

−= (27)

Si la diferencia de temperaturas ΔT1 no es mayor que un 50% de ΔT2, es decir:

2TT

TT2

ΔT ΔT F2C1

F1C22

1−

≤−⇒<


44

La diferencia de temperaturas media aritmética TC - TF no difiere de la LMTD en más de un 1% y se puede utilizar en lugar de ella para simplificar los cálculos. Para intercambiadores de calor más complicados, la determinación de ΔT no es tan sencilla, aunque el procedimiento es el mismo que para el intercambiador (1-1) en contracorriente. Para determinar el valor de ΔT del intercambiador (1-2) de la Figura 15b, se considera una longitud diferencial del mismo, a la que corresponde un área superficial de intercambio térmico de tubería dA, pudiéndose escribir las siguientes expresiones: ( ) ( ) ( ){ }FbCFaCFbFaFCC T-TdT-dTdA UdT-dTCdTCdQ +=== (28) Eliminando dos cualesquiera de las tres temperaturas, que son desconocidas, por ejemplo TFa y TFb, se obtiene una ecuación diferencial en TC que se resuelve teniendo en cuenta el balance calorífico total del intercambiador: ( ) ( )F1F2FC2C1C T-TCT-TC = (29) La expresión que proporciona el calor transmitido en el intercambiador (1-2) es:

( ) ( )( ) ( ) ( ) ( )( ) ( ) ( ) ( )

=

+−+−+

+++−+

+=

2F1F2

2C2C1F2F1C2C1

2F1F2

2C2C1F2F1C2C1

2F1F2

2C2C1

T-TT-TTTTT

T-TT-TTTTTln

T-TT-TUAQ

( ) ( )

(LMTD) UAF

TTTT

ln

T-TT-TUAQ

F1C2

F2C1

F1F2C2C1 =

−−+

= (30)

En la que la temperatura media logarítmica verdadera es, ΔT = F(LMTD), observándose que, aparte de su complejidad, la diferencia media de temperaturas es función de las cuatro temperaturas de los dos fluidos, dos de entrada y dos de salida; para intercambiadores más complejos, la expresión del ΔT se complica. La expresión anterior se simplifica utilizando las siguientes relaciones adimensionales:

Coeficiente de efectividad: C11F

F2F1

TTTT

P−−

= (31)

Relación de capacidades térmicas: φ1

TTTT

CC

CmCm

zF12F

C2C1

C

F

PCC

PFF =−−

=== (32)

que permiten obtener la diferencia media de la temperatura como una función de F(P, z) y de la temperatura logarítmica media calculada para el caso de flujos en contracorriente para un solo paso de tubos y carcasa (LMTD), en la forma:


45

( ) ( )( ) ( ) ( ) ( )( ) ( ) ( ) ( )

( ) ( )

C1C2

F2C1

F12FC2C1

2F1F2

2C2C1F21FC2C1

2F1F2

2C2C1F21FC2C1

2F1F2

2C2C1

T-TT-T

ln

TTTTTTTTTTTT

TTTTTTTTln

TTTT

F−−−

−+−−−−−

−+−+−−−

−+−

=

( )( )1z1zP-2

1z-1zP-2ln

PR-1P1ln

1-z1zF

2

2

2

+++

++

−+

= (33)

Esta ecuación se ha representado en la Figura 42. En general, para modificar la (LMTD) en cualquier otro tipo de disposición, se utilizan los factores de corrección F (P, z) obtenidos mediante las gráficas representadas en las Figuras 42, en las que el eje de abscisas es el valor de P y la ordenada en cada una de ellas es el factor de corrección FLMTD correspondiente a cada caso estudiado, para distintos valores de z. El coeficiente de efectividad P es un indicativo de la eficiencia del intercambio térmico y puede variar desde 0, en el caso en que la temperatura se mantenga constante en uno de los fluidos, a la unidad, en el caso en que la temperatura de entrada del fluido más caliente, sea igual a la de salida del fluido más frío, TC1 = TF2. Para la aplicación de los factores de corrección en flujos paralelos carece de importancia el que sea el fluido más caliente, o el más frío, el que fluya por el interior de los tubos. Si la temperatura de cualquiera de los fluidos permanece constante, carece también de importancia el sentido del flujo, puesto que FLMTD será la unidad, y por lo tanto, se aplicará directamente la (LMTD). Si en un intercambiador de flujos cruzados la temperatura de uno de los fluidos es constante, se aplica directamente la (LMTD) sin factor de corrección, como si los flujos fuesen en contracorriente; pero si la temperatura de los dos fluidos es variable, las condiciones no se pueden asimilar a las del flujo en contracorriente, sino que se considera como flujo cruzado y, por lo tanto, habrá que proceder a su rectificación mediante el factor FLMTD de corrección correspondiente. Para un intercambiador (1-2) la caída de la temperatura media y la capacidad del intercambiador, son menores que las correspondientes a un intercambiador en contracorriente con la misma (LMTD). En el intercambiador (1-2) una parte del calor se intercambia en contracorriente y otra en equicorriente, por lo que existen ciertos valores de la efectividad P que no se pueden alcanzar, ni aún considerando intercambiadores de superficie A infinita. Desde un punto de vista económico, y para cualquier intercambiador, cuando la relación de capacidades caloríficas sea z < 0.75 no se debe utilizar ese tipo de intercambiador, ya que no seguiría exactamente las suposiciones hechas en la construcción de las gráficas; esta consideración restringe aún más la efectividad máxima del intercambiador de calor, pudiéndose obtener situaciones en las que los valores de las temperaturas en los extremos del intercambiador sean tales que los valores correspondientes de P y z no proporcionen ninguna solución para FLMTD, o bien, sean inferiores a 0.75, por lo que habría que ir a otra disposición de carcasa y tubos. Hay que tener en cuenta que la lectura del valor de FLMTD en las gráficas puede resultar errónea, sólo con que se incurra en un error pequeño al calcular la efectividad P, hecho que se resuelve en parte utilizando el concepto de (NTU).


46

FACTOR DE CORRECCIÓN DE LA LMTD PARA ALGUNOS INTERCAMBIADORES

FIGURA 43A.- FACTOR DE CORRECCIÓN DE LA LMTD PARA UN INTERCAMBIADOR EN CONTRACORRIENTE (1-2), O UN MÚLTIPLO PAR DE PASOS DE TUBOS

FIGURA 43B.- FACTOR DE CORRECCIÓN DE LA LMTD PARA UN INTERCAMBIADOR (1-3), CON DOS

DE LOS PASOS EN CONTRACORRIENTE

FIGURA 43C.- FACTOR DE CORRECCIÓN DE LA LMTD PARA UN INTERCAMBIADOR EN CONTRACORRIENTE (2-4) Y UN MÚLTIPLO PAR DE PASOS DE TUBOS


47

FIGURA 43D.- FACTOR DE CORRECCIÓN DE LA LMTD PARA UN INTERCAMBIADOR (3-2), O UN MÚLTIPLO PAR DE PASOS DE TUBOS

FIGURA 43E.- FACTOR DE CORRECCIÓN DE LA LMTD PARA UN INTERCAMBIADOR (4-2), O UN MÚLTIPLO PAR DE PASOS DE TUBOS

FIGURA 43F.- FACTOR DE CORRECCIÓN DE LA LMTD PARA UN INTERCAMBIADOR (6-2), O UN MÚLTIPLO PAR DE PASOS DE TUBOS


48

FIGURA 43G.- FACTOR DE CORRECCIÓN DE LA LMTD PARA UN INTERCAMBIADOR DE FLUJOS CRUZADOS, CON MEZCLA DE UN FLUIDO EN LA PARTE DE LA CARCASA Y SIN MEZCLA DEL OTRO

FLUIDO, Y UN PASO DE TUBOS

FIGURA 43H.- FACTOR DE CORRECCIÓN DE LA LMTD PARA UN INTERCAMBIADOR DE FLUJOS CRUZADOS, CON MEZCLA DE AMBOS FLUIDOS Y UN PASO DE TUBOS

FIGURA 43I.- FACTOR DE CORRECCIÓN DE LA LMTD PARA UN INTERCAMBIADOR DE FLUJOS CRUZADOS, CON MEZCLA DE UN FLUIDO EN LA PARTE DE LA CARCASA Y SIN MEZCLA DEL OTRO

FLUIDO, Y UN MÚLTIPLO DE 2 PASOS DE TUBOS


49

FIGURA 43J.- FACTOR DE CORRECCIÓN DE LA LMTD PARA UN INTERCAMBIADOR DE FLUJOS CRUZADOS, CON MEZCLA DE UN FLUIDO EN LA PARTE DE LA CARCASA Y SIN MEZCLA DEL OTRO

FLUIDO, Y UN MÚLTIPLO DE 2 PASOS DE TUBOS CÁLCULO DE LA SUPERFICIE DE INTERCAMBIO Cuando se debe elegir un determinado intercambiador es preciso tomar en cuenta una gran cantidad de factores que condicionan la decisión final sobre cual ha de ser el intercambiador, es decir de qué tipo y tamaño. Para ello se debe ubicar en la posición ideal de un ingeniero en total libertad de decisión que tiene que elegir con base a precio inicial y economía de operación. El primer paso necesario para esta decisión ha de ser recabar toda la información pertinente de los fluidos de intercambio: propiedades térmicas (calor específico, viscosidad y conductividad), temperaturas y caudales. El segundo paso será calcular la superficie necesaria. Aquí es donde aparecen las complicaciones, porque cada tipo de intercambiador tiene métodos de cálculo diferentes, algunos bastante engorrosos. La causa de este problema es la siguiente. La ecuación de intercambio de calor es un simple balance de energía basado en el Primer Principio para sistemas abiertos, en el que se fijan las fronteras para que contengan sólo al equipo de intercambio y se desprecian las contribuciones de energía cinética y potencial. El balance de energía mecánica orientado a calcular la resistencia del flujo suele hacerse por separado, y debe coincidir con el de energía térmica en cuanto a las condiciones de flujo. Se puede escribir la ecuación básica de balance del intercambio de calor en la siguiente forma general: TUA Q Δ= (34) Donde U = coeficiente total de intercambio de calor. A = área del intercambiador. ΔT = diferencia de temperatura "efectiva". Esta ecuación es engañosamente simple, porque no toma en cuenta las diferentes geometrías de los distintos equipos, que tienen una influencia enorme en la magnitud del intercambio de calor. Tampoco aparecen en ella las diferencias entre fluidos distintos, que sin duda tienen un comportamiento particular, ni el hecho de que pueda existir cambio de fase durante el intercambio (es decir, condensación o ebullición). Sin embargo, estas diferencias influyen en el cálculo del coeficiente total U y de la diferencia de temperatura ΔT.


50

De modo que si el ingeniero quiere tomar una decisión defendible tendrá que calcular áreas de intercambio para varios equipos de clases diferentes, lo que constituye una tarea difícil, engorrosa, tediosa y muy larga. Algunos métodos de cálculo son considerablemente elaborados, a menudo requieren aproximaciones sucesivas, y pueden causar error de cálculo por su carácter complejo y repetitivo, ya que la probabilidad de error crece exponencialmente con la cantidad de operaciones. Para facilitar el trabajo se puede usar el método aproximado que se expondrá a continuación, que si bien no da resultados exactos, permite tener una idea semi cuantitativa que orienta en la toma de decisiones. También existe abundante software para calcular los intercambiadores normalmente más usados en la industria. De todos modos, siempre conviene comprobar los resultados que proporcionan los programas de cálculo mediante un método simple y rápido como el propuesto. MÉTODO APROXIMADO DE CÁLCULO DE LA SUPERFICIE DE INTERCAMBIO El método que se explica aquí se basa en las siguientes definiciones:

a) La ecuación de intercambio de calor es la (34). b) El coeficiente total se define por la ecuación 7, a la cual, debido a las situaciones expuestas con anterioridad, se hace la siguiente corrección.

F1

k'1

h1

h1

1U

FC

+++= (35)

Donde: U = coeficiente total [kcal/h m2 °C]. hC = coeficiente pelicular de convección del lado interno de la superficie [kcal/h m2 °C]. hF = coeficiente pelicular de convección del lado externo de la superficie [kcal/h m2 °C]. k’ = Seudo coeficiente de conductividad del material de la superficie. Este seudo coeficiente incluye

el espesor del material. Se define como el cociente del espesor y el verdadero coeficiente:

⎥⎦⎤

⎢⎣⎡

°==

C mh kcal

kek' 2

Con: e = Espesor del material, metros. F = Factor o cociente de ensuciamiento que permite prever la resistencia adicional que ofrecerá el

sarro o incrustaciones al final del periodo de actividad (periodo que media entre dos limpiezas) [kcal/h m2 °C].

Concepto de Resistencia Controlante Si se analizan las ecuaciones (34) y (35), se observa que ambas se pueden escribir de un modo ligeramente diferente al habitual, esto permitirá expresar ciertas ideas provechosas. Tomando la ecuación (34): ΔTUA Q =

Esta ecuación se puede escribir: RΔTΔt U

AQ

==

El primer término es una intensidad de flujo (fluido por unidad de tiempo y de superficie) y ΔT es una diferencia de potencial. R es la resistencia que se opone al flujo. Esta ecuación es análoga a otras (como la de flujo de electricidad) que rigen los fenómenos de flujo.


51

Tomando la ecuación (35):

F1

k'1

h1

h1

U1R

F1

k'1

h1

h1

1UFeCi

FeCi

+++==⇒+++

=

SucioPei RRRRR +++= Donde:

ii h

1R = : Resistencia de la película interior. e

e h1R = : Resistencia de la película exterior.

k'1R P = : Resistencia de la pared.

F1R Sucio = : Resistencia de la capa de suciedad.

Expresando la ecuación de flujo de calor en esta forma, cuanto mayor sean las resistencias tanto menor será el flujo de calor. Si una de las resistencias es mucho mayor que las demás, su valor determinará el valor de la resistencia total. En tal caso se dice que es la resistencia controlante. Habitualmente, cuando hay intercambio de calor entre dos líquidos de viscosidades muy diferentes, el más viscoso presenta una resistencia mucho mayor y es el controlante. O cuando hay intercambio de calor con cambio de fase, el fluido que no experimenta cambio de fase presenta la mayor resistencia y es el controlante. Factor de Suciedad Ya mencionado con anterioridad en la sección de “Factor de Suciedad”. Los valores del factor de ensuciamiento varían según los distintos fluidos. Una estimación burda de orden de magnitud se puede hacer de los siguientes valores:

RANGO DE FACTOR DE ENSUCIAMIENTO SUSTANCIA

BTU/h ft2 °F kcal/h m2 °C Aceites y agua no tratada 250 1220.61 Agua tratada 500 – 1000 2441.21 – 4882.43 Líquidos orgánicos y gases 500 2441.21

TABLA 6

La resistencia debida a la suciedad RSucio también se puede expresar como la suma de dos resistencias, una interna y otra externa, de la siguiente manera:

SESISucio RRR +=

Al final se dan valores de resistencias típicas para distintos fluidos, en distintas condiciones. Coeficiente Total El coeficiente total U se puede estimar para las distintas situaciones en forma aproximada como se explica a continuación. El valor estimado es sólo aproximado.


52

Seudo Coeficiente de Conductividad El valor k’ se puede evaluar de la Gráfica 1.

GRÁFICA 1 Coeficiente de Película Los valores de coeficiente pelicular se pueden estimar para distintas geometrías del siguiente modo. Intercambiadores de Doble Tubo En este tipo de intercambiadores las velocidades usuales para líquidos son del orden de 0.91 a 1.83 metros por segundo (3 a 6 ft por segundo). Para gases a presiones cercanas a la atmosférica las velocidades óptimas están en el orden de 6.1 a 30.48 mps (20 a 100 pps). Algunos valores de coeficiente pelicular h para líquidos comunes a velocidades del orden de 0.91 mps (3 pps) en tubos de 1 pulgada de diámetro son:

LÍQUIDO h [BTU/h ft2 °F] h [kcal/h m2 °C]

Agua 600 2929.46

Salmuera saturada 500 2441.21

Ácido sulfúrico 98% 100 488.24

Aceites livianos 150 732.36

Alcoholes y líq. orgánicos livianos 200 976.49

TABLA 7


53

Otros valores se encuentran en el Apéndice y en la bibliografía. Para velocidades distintas de 0.91 mps (3 pps) multiplicar por el factor de corrección que se obtiene de la Gráfica 2.

GRÁFICA 2 Para diámetros distintos de 1” se debe corregir el valor de h multiplicándolo por el factor de corrección de la Gráfica 3.

GRÁFICA 3


54

Para gases a presiones cercanas a la atmosférica y con velocidades de 6.1 mps (20 pps) en tubos de 1" de diámetro el coeficiente pelicular h varía de 24.4 a 39.06 kcal/h m2 °C (5 a 8 BTU/h ft2 °F) para gases con un rango de peso molecular de 2 a 70. Como antes el efecto de la velocidad se puede estimar. Para velocidades distintas de 0.91 mps (3 pps) multiplicar por el coeficiente que resulta de la Gráfica 2, pero es preciso modificarla haciendo pasar por el punto correspondiente a 0.61 mps (2 pps) y factor = 1 otra recta paralela a la original, asumiendo que los valores del eje horizontal se deben multiplicar por diez. El caso del hidrógeno es singular, ya que para obtener flujo turbulento se requieren velocidades del orden de 30.48 mps (100 pps). El efecto de la temperatura en el coeficiente pelicular de gases es predecible. Basta restar un 10% al valor de h obtenido como se indica precedentemente por cada 38°C (100°F) de incremento de temperatura por encima de 38°C (100°F), o sumar un 10% por cada 38°C (100°F) de disminución de temperatura por debajo de 38°C (100°F). En los líquidos, en cambio, el efecto es inverso, porque un aumento de temperatura casi siempre produce aumento de h, debido al comportamiento de la viscosidad en la mayoría de los líquidos, que disminuye con la temperatura. Para temperaturas elevadas, el uso de h calculado a 38°C (100°F) conduce a sobre-dimensionamiento, lo que en el fondo no es grave, pero sí lo es en el caso de bajas temperaturas porque usar h obtenido a temperatura normal produce equipos insuficientes. Por lo tanto, usar esta metodología simplificada para comparar opciones de distintos diseños de equipos está bien, pero no se debe usar para calcular el tamaño del equipo a baja temperatura. Intercambiadores de Haz de Tubos y Coraza Los pasos a seguir son:

Determinar un coeficiente pelicular promedio para el fluido que circula en el interior de los tubos, que en general suele ser el fluido frío. Suponer que son tubos de 1" y corregir mediante la Gráfica 3 para otros diámetros. Se pueden usar los valores aproximados de h dados antes. Determinar el coeficiente pelicular promedio para el fluido que circula en la coraza. Debido a la resistencia ofrecida por el haz de tubos la velocidad es siempre mucho más baja que en el interior de tubos. Para mantener la caída de presión dentro de límites razonables, no queda más remedio que tener bajas velocidades. Por eso el valor de h, que depende fuertemente de la velocidad, es mucho menor. Un valor de h de 1952.97 kcal/h m2 °C (400 BTU/h ft2 °F) es razonable para soluciones acuosas, y 488.24 a 732.36 kcal/h m2 °C (100 a 150 BTU/h ft2 °F) para líquidos orgánicos. Para gases puede asumir h de 24.41 a 73.24 kcal/h m2 °C (5 a 15 BTU/h ft2 °F), siendo los gases menos densos los que tienen los valores más altos. Enfriadores de Cascada Los coeficientes del interior de tubos se pueden estimar como se indicó en la sección en la cual se trataron los intercambiadores de doble tubo. En el exterior (cortina de agua), en cambio, la estimación es más difícil. Depende principalmente de la distribución uniforme de la cortina de agua, y de si hay o no evaporación apreciable, especialmente porque si hay evaporación el ensuciamiento de tubos aumenta, lo que obliga a una limpieza frecuente. En las disposiciones habituales el tubo superior está perforado a modo de entregar de 7.6 a 22.7 litros (2 a 6 galones) por minuto de agua por 0.305 metro (1 ft), de longitud. Cantidades mayores no son ventajosas ya que pueden causar salpicaduras y una cortina no uniforme. Si hay evaporación es preferible usar la décima parte por 0.305 metro de tubo (1 ft de tubo), ya que el caudal requerido es mucho menor. Para tubos limpios, el valor de h en el exterior puede ser del orden de 2,929.46 kcal/h m2 °C (600 BTU/h ft2 °F), aunque la presencia de suciedad puede disminuir sustancialmente este valor. Un cálculo conservador se puede basar en un valor de U del


55

orden del 30 al 50% del calculado. En el caso de enfriamiento de gases con evaporación, el valor de U usado va de 19.53 a 48.82 kcal/h m2 °C (4 a 10 BTU/h ft2 °F). Kern aconseja usar para el coeficiente pelicular externo:

1/3

eDG'27.101h ⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛= (36)

Donde:

2LWG'= (37)

Siendo: W el caudal de masa de agua (kg/h), L la longitud de tubo (m) y De el diámetro externo (m). Recipientes Enchaquetados o Encamisados En un recipiente encamisado en general se trata de mantener caliente al líquido que contiene el recipiente. Por lo general la resistencia controlante está del lado del líquido. En la chaqueta se suele usar vapor como medio calefactor. De ordinario se agita el recipiente para asegurar un buen intercambio. Si no hay agitación para soluciones acuosas se puede asumir h de 146.47 kcal/h m2 °C (30 BTU/h ft2 °F) para ΔT = 5.6°C (10°F) a 732.36 kcal/h m2 °C (150 BTU/h ft2 °F) para ΔT = 56°C (100°F). Para recipientes no agitados que contienen agua o soluciones acuosas y se calientan o enfrían con agua en la camisa es razonable asumir U = 146.47 kcal/h m2 °C (30 BTU/h ft2 °F). Para recipientes agitados el valor de U varía con el grado de agitación. Valores razonables son: vapor a agua: 732.36 kcal/h m2 °C (150 BTU/h ft2 °F); agua a agua: 292.94 kcal/h m2 °C (60 BTU/h ft2 °F); mezclas de sulfonación o nitración a agua: 97.65 kcal/h m2 °C (20 BTU/h ft2 °F). Intercambiadores de Serpentines Sumergidos El serpentín sumergido es una buena solución rápida y económica a necesidades no previstas de intercambio, aunque también existen muchos sistemas que lo utilizan en forma permanente. Un ejemplo de ello es el calefón doméstico, que calienta agua en llama directa mediante un serpentín de 1/8" por cuyo interior circula el agua. Los tubos usados varían en diámetro según las necesidades, desde 3/4 a 2". Los valores de h para líquidos en el interior de serpentines son del orden del 20% superiores a los correspondientes a tubo recto, estimados como se explicó antes. En el exterior se puede dar una de dos situaciones: convección natural o forzada. Con convección natural los valores dependen del salto de temperatura a través de la película. Valores de h de 146.47 a 244.12 kcal/h m2 °C (30 a 50 BTU/h ft2 °F) para ΔT de 5.6 a 55.6 °C (10 a 100°F) son quizá algo conservadores. Con agitación moderada, cuando el líquido fluye a través del serpentín a velocidad del orden de 0.61 mps (2 pps), el h será del orden de 2,929.46 kcal/h m2 °C (600 BTU/h ft2 °F) para agua y de 976.49 kcal/h m2 °C (200 BTU/h ft2 °F) para la mayoría de los líquidos orgánicos. El efecto del ensuciamiento puede ser grave, por lo que la resistencia controlante estará del lado externo. En este caso se deberá asumir un valor de resistencia de ensuciamiento no menor de 0.01, con lo cual el coeficiente global U será menor de 488.24 kcal/h m2 °C (100 BTU/h ft2 °F). A menudo se puede mejorar mucho el coeficiente aplicando agitación. En este caso se deberá hacer uso de correlaciones especiales, para lo cual se consultará el libro de Kern o una obra especializada en agitación.


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Líquidos en Ebullición El diseño de hervidores presenta una diferencia fundamental con otros casos de intercambio de calor, que es la caída de temperatura en la película de líquido hirviente. Este ΔT es aquel al cual se transfiere la máxima cantidad de calor y se llama ΔT crítico. Para muchos líquidos el ΔT crítico va de 38.9 a 55.6°C (70 a 100°F), por lo tanto sería inútil y hasta posiblemente perjudicial diseñar un hervidor que opere con un valor de ΔT > 55.6°C (100°F). Los coeficientes individuales de líquidos hirvientes varían mucho. La Gráfica 4 que se observa a continuación se puede usar para determinar U para agua o soluciones acuosas hirviendo, calentadas con vapor.

GRÁFICA 4 Los coeficientes para líquidos orgánicos son considerablemente menores que los del agua. Para tubos o placas horizontales limpios y líquidos tales como el benceno o alcohol se puede tomar un coeficiente total U = 1220.61 kcal/h m2 °C (250 BTU/h ft2 °F) para ΔT entre el medio calefactor y el líquido hirviente de 28 a 39°C (50 a 70°F). Si la superficie se ensucia, tomando en cuenta el factor o coeficiente de ensuciamiento el valor de U es del orden de 244.12 a 488.24 kcal/h m2 °C (50 a 100 BTU/h ft2 °F). Los ΔT no deben ser inferiores a 28°C (50°F). Los coeficientes de calandrias son un 25% más alto que los de placas planas y serpentines. Los coeficientes de evaporadores y hervidores de circulación forzada son del mismo orden que los de líquidos circulando por el interior de tubos a cierta velocidad y se pueden estimar sobre la misma base. Un factor que no se debe dejar de tener en cuenta es el efecto de las variaciones de presión sobre los valores de coeficientes. Los que se citan en la literatura generalmente son a presión atmosférica. Para muchos líquidos, el coeficiente de película tendrá un incremento de alrededor del 100% por cada 5.6°C (10°F) de aumento de temperatura por encima del punto normal de ebullición, y una disminución de temperatura producirá un efecto similar, produciendo una disminución de h de un 50% por cada 5.6°C (10°F) de disminución.


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Condensadores Muchos líquidos orgánicos condensando sobre tubos horizontales dan coeficientes de película del orden de 976.49 a 1,952.97 kcal/h m2 °C (200 a 400 BTU/h ft2 °F). El amoníaco en el orden de 488.24 kcal/h m2 °C (100 BTU/h ft2 °F), agua de 4,882.43 a 14,647.29 kcal/h m2 °C (1000 a 3000 BTU/h ft2 °F). Los coeficientes de condensación en el interior de tubos parecen ser del mismo orden de magnitud, pero no es usual condensar en el interior de tubos porque el tubo se inunda con facilidad. En general se suele hacer pasar agua por el interior de tubos o serpentines, y el vapor condensa en el exterior. Normalmente la resistencia controlante nunca está del lado del vapor condensando. Calentadores de Gas con Bancos de Tubos Una manera bastante común de calentar gases es hacerlos pasar a través de haces de tubos calentados con vapor por su interior. La resistencia controlante normalmente está del lado del gas, ya que raras veces hay limitaciones en la velocidad de circulación o la calidad del vapor. El número y disposición de los tubos en el banco influye en cierta medida en el coeficiente. Más allá de cuatro filas de tubos esta influencia desaparece. Para aire atravesando bancos de tubos de 1" a 3.048 mps (10 pps) el coeficiente es de alrededor de 39.06 kcal/h m2 °C (8 BTU/h ft2 °F), aumentando a 97.65 kcal/h m2 °C (20 BTU/h ft2 °F) a una velocidad de 18.3 mps (60 pps). La diferencia entre una y cuatro filas de tubos no se nota a baja velocidad, pero a 15.24 – 30.48 mps (50 - 100 pps) el coeficiente puede aumentar un 50%. CÁLCULO APROXIMADO DE INTERCAMBIADORES DE HAZ DE TUBOS Y CORAZA El método que se da aquí sirve para dar una idea aproximada de las dimensiones de un intercambiador típico. Se debe recordar que no puede usarlo para determinar el tipo de intercambiador, y que los resultados son solo aproximados. Para obtener el tamaño y características del intercambiador se siguen los pasos que se detallan a continuación.

1. Estimar el coeficiente global “U”. 2. Determinar la cantidad de calor a intercambiar y la LMTD. 3. Elegir una velocidad de flujo del lado de tubos, o usar la que se usó antes para determinar el

coeficiente pelicular del lado de tubos. Con esta velocidad determinar el área total de flujo necesaria para que por los tubos pueda fluir el caudal del fluido de tubos.

4. En la tabla 8, determinar el número de tubos requeridos para 0.093 m2 (1 ft2) de sección transversal del haz de tubos. Asumir tubos de 3/4" para empezar si existe duda respecto al diámetro de tubos.

5. De la misma tabla obtener la superficie de intercambio que corresponde a 0.093 m2 (1 ft2) de sección transversal del haz de tubos por 30.48 cm (1 ft) de longitud. Usar este número para calcular la longitud de haz de tubos que proporciona el área total de flujo igual o mayor a la necesaria, que se determinará en el paso 3. Se preferirá una longitud igual a la estándar, que es de 4.88 m (16 ft). Piense que si bien conviene que los tubos sean lo más largos posible también hay que tener en cuenta que los de 4.88 m (16 ft) son los más baratos.

6. De la curva superior (1) en la Gráfica 5, determinar el cociente del diámetro de coraza a diámetro de tubo y de este cociente calcular el diámetro de coraza. Esta figura está basada en arreglo en triángulo con espaciado de tubos igual a 0.25 x diámetro de tubo.

7. De la curva inferior (2) de la Gráfica 5 determinar el número de tubos a través de la coraza. 8. De la Gráfica 5, determinar (con la cantidad de tubos a través del casco) el espaciado de

deflectores que proporciona una velocidad adecuada en la coraza. La Gráfica 5 está basada


58

en un flujo de 0.028 m3/s (1 ft3/s) y tubos de 1” de diámetro. Para corregir esto para distintas condiciones ver tabla más abajo.

GRÁFICA 5. CANTIDAD DE TUBOS DEL HAZ

GRÁFICA 6


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ÁREA TRANSVERSAL DE FLUJO Y SUPERFICIE PARA TUBOS CALIBRE 16 BWG

DIÁMETRO EXTERNO

(pulg)

NÚMERO DE TUBOS CONTENIENDO 0.093 m2 (1 ft2), DE ÁREA TRANSVERSAL DE FLUJO

SUPERFICIE POR 0.305 m (1 ft) DE LONGITUD DE HAZ CONTENIENDO

0.093 m2 (1 ft2) DE ÁREA TRANSVERSAL DE FLUJO

1/2 1340/0.093 575.48 5/8 746//0.093 400.47 3/4 476/0.093 306.64 7/8 330/0.093 248.01 1 242/0.093 207.86

1 1/8 185/0.093 178.76 1 1/4 146/0.093 156.75 1 1/2 99/0.093 127.55

TABLA 8

Ejemplo 18.2 Cálculo de un Intercambiador de Calor de Casco y Tubos

Suponga que necesita enfriar 9071.85 kg/h (20,000 lb/h) de un líquido orgánico de 65.56 a 37.78 °C (150 a 100°F), usando agua que entra a 21.11°C (70°F) y sale a 22.78°C (73°F). El agua estará en el interior de los tubos y el líquido orgánico del lado de coraza. La densidad del líquido orgánico es de 881.02 kg/m3 (55 lb/ft3) y el calor especifico es C = 0.5 kcal/kg °C (C = 0.5 BTU/lb °F). Solución:

La cantidad de calor a intercambiar es:

( ) ( ) kcal/h 125,997.91C37.78C65.56 x C kg

kcal 0.5 x h

kg 9,071.85TT CmQ 21 =°−°°

=−=•

La diferencia media logarítmica de temperatura entre ambos fluidos es:

Δt1 = T2 – t1 = 37.78 – 21.11 = 16.67°C Δt2 = T1 – t2 = 65.56 – 22.78 = 42.78°C

C27.70

16.6742.78ln

16.6742.78

tΔ tΔln

tΔ tΔLMTD

1

2

12 °=−

=−

=

Asumiendo un coeficiente global de 292.95 kcal/h m2 °C (60 BTU/h ft2 °F), el área requerida es del orden de:

22 m 53.15

C)(27.70 C mkcal/h 292.95kcal/h 125,997.91ointercambi de Área =

°°=

Para un aumento de 1.67°C (3°F) de temperatura, el flujo de agua debe ser:

kg/h 75,598.75C)(1.67 Ckcal/kg 1

kcal/h 125,997.91T cΔ

Qm =°°

==•


60

Es decir, que el caudal volumétrico es:

/sm 0.021s 3600

h 1kg 1000

mh

kg 75,598.75 33

=⎟⎠⎞

⎜⎝⎛⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

Asumiendo una velocidad lineal de 1.22 m/s (4 ft/s) dentro de tubos, el área transversal de flujo requerida total será:

23

m 0.017m 1.22

ss

m 0.021=⎟

⎠⎞

⎜⎝⎛

Esta es una superficie relativamente pequeña, de modo que será suficiente usar tubos de 5/8” en vez de tubos de 3/4". El número de tubos de 5/8" requerido para 0.093 m2 (1 ft2) de área transversal de flujo será (de la tabla) 746 tubos por m2 de área transversal de flujo. Como el área transversal de flujo requerida total es 0.017 m2, el número de tubos es:

( ) tubos138 tubos138.310.017mm 0.093

tubos746 22 ≈=

De la tabla, el área externa contenida en 0.093 m2 (1 ft2) de área transversal de flujo por 0.305 m (1 ft) de longitud, es 400.47 m-1. El área externa por 0.305 m (1 ft) de longitud es el producto del área externa contenida en 0.093 m2 (1 ft2) de área transversal de flujo por 0.305 m (1 ft) de longitud por el área transversal de flujo requerida total: 11.34 x 0.017. La longitud se obtiene dividiendo la superficie externa de intercambio por el área externa por 0.305 m (1 ft) de longitud:

L = 15.53/400.47/0.017 = 2.28 m. De la Gráfica 5, el número de tubos a través de la coraza para un haz de 138 tubos es 13 (línea inferior). El cociente diámetro de la coraza sobre diámetro de tubo es 18 (línea superior) lo que da una coraza de 18 x 5/8 = 11" de diámetro. Es preferible tener una velocidad lineal de flujo del lado de coraza de unos 0.61 m/s (2 ft/s). El flujo del líquido orgánico es:

/sm 0.0028s 3600

h 1ft 1

m 0.028kg 0.45

lb 1lb 55

fth

kg 9,071.85 33

33

=⎟⎠⎞

⎜⎝⎛⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

Como la Gráfica 6 está basada en un caudal de 0.0028 m3/s (1 ft3/s) la velocidad está representada en realidad por la curva de 0.61/0.1 = 6.1 m/s. Pero como la gráfica está basada en tubos de 1" y los que se tiene son de 5/8" se debe volver a corregir la curva que resulta: 6.1 x 5/8 = 0.0968 m/s (0.318 ft/s). Usando esta curva (interpolando) se tiene que para 13 tubos el espaciado de deflectores es alrededor de 10.16 cm (4"). Para resumir: el intercambiador tendrá 138 tubos de 5/8" en un haz de 2.28 m (7.5 ft) de largo, con una coraza de unas 11" de diámetro, y los deflectores están separados 10.16 cm (4"). Observaciones: La técnica que se explicó se puede usar sin dificultades para muchos casos que se presentan habitualmente. Tiene defectos y limitaciones. Por ejemplo, se basa en tubos de calibre 16, cuando en ciertos casos especiales puede ser necesario o conveniente usar otro espesor de pared. Probablemente sea más fácil usar un software de cálculo en muchos casos pero si se tiene en cuenta que un cálculo rápido con esta técnica solo puede insumir algunos minutos, resulta conveniente para fines de comprobación.


61

CÁLCULO DE INTERCAMBIADORES DE PLACAS Si bien la decisión final sobre el tipo y tamaño del equipo más conveniente está siempre en manos de los fabricantes dado que el diseño de los PHE puede considerarse exclusivo de ellos, existen métodos de cálculos que permiten alcanzar resultados aproximados. Se mencionarán dos procedimientos de cálculos a seguir: 1. Método de Raju & Chand 2. Métodos de Haslego & Polley Ambos procedimientos son gráfico-analíticos y permiten obtener resultados preliminares aceptables en la medida que se ajusten a las recomendaciones dadas. MÉTODO DE RAJU & CHAND Este procedimiento presenta dos caminos: el primero hace uso del factor de corrección (FLMTD) de la diferencia de temperaturas media logarítmicas (LMTD) y el segundo hace uso de la eficiencia de la transferencia de calor (ε) como función del NTU. Para ambos métodos se asume que:

Las pérdidas de calor son despreciables. No se presentan espacios con aire en el equipo. El coeficiente global de transferencia de calor se mantiene constante dentro del equipo. Los perfiles de temperaturas varían solo en la dirección del flujo. Las corrientes de distribuyen uniformemente en cada canal en el caso de flujo paralelo.

Si N es el número de placas, el número de canales formados será N+1. El procedimiento de diseño, puede explicarse por medio de ejemplos típicos de problemas. Dados los siguientes datos la metodología seguida para cada caso será:

Caudal y temperaturas de entrada y salida del líquido caliente. Caudal y temperatura de entrada del líquido frío. Propiedades físicas de los fluidos. Características físicas de la placa.

Se requiere conocer el área de intercambio de calor para el caso de flujo en serie y en paralelo. Entonces se verá el desarrollo de cada metodología propuesta por los autores antes mencionados y luego un ejemplo de aplicación concreto. Esto permitirá fijar los conceptos y comprender la facilidad o dificultad que presentan estos métodos a la hora de dimensionar el equipo. A – Método del Factor de Corrección (FLMTD) 1. Cálculo del calor intercambiado: ΔT CG q p= (38)

2. Cálculo de la temperatura de salida del líquido frío:

p

CF CG qTT += (39)

3. Determinación de las propiedades físicas del los fluidos a la temperatura media entre las de entrada y salida.

4. Cálculo de la diferencia de temperaturas media logarítmica LMTD.


62

5. Cálculo del NTU:

( )

pC

ts21

C GA K

LMTDTT NTU =

−= (40)

6. Determinación del factor de corrección de temperatura media FLMTD, según la gráfica.

7. Cálculo el número de Reynolds para cada corriente: Para flujo en serie, el caudal circula en una corriente única para cada fluido y se calcula por la formula conocida. Para flujo en paralelo, se asume un número de placas para determinar el número de subcorrientes para cada líquido. Así nF y nC representan las subcorrientes fría y calientes. El número de Reynolds vendrá dado entonces para este caso por la ecuación siguiente:

( )μG/n DeRe = (41)

8. Cálculo del coeficiente de transferencia de calor de cada lado, atendiendo al régimen de flujo.

Coeficiente para flujo turbulento:

( ) ( )0.4m

0.65m PrRe

Dek 0.2536h ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛= (42)

Coeficiente para flujo laminar (Re<400):

( ) ( )0.14

w

m0.667-m

0.62-m μ

μPrReG 0.742Cph ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛= (43)

El flujo laminar se presenta en fluidos muy viscosos y materiales poliméricos. En la ecuación para el flujo turbulento el diámetro equivalente (De) es definido como:

( ) 2b2W4WDe+

= (44)

En esta ecuación por lo general el De resulta igual a 2b, dado que la separación entre placas (b) es despreciable frente al ancho (W) de las mismas

9. Cálculo del coeficiente total de transferencia de calor Ks

10. Cálculo de la superficie total de transferencia de calor At

11. Cálculo del número de placas:

AAN

p

t= (45)

12. Para flujo paralelo, con el N calculado en el paso 11, determinar el número de subcorrientes de fluido caliente y frío.

• Si N es impar, nC y nF son iguales. • Si N es par nC y nF serán distintos.

13. Comparar los valores de nC y nF del paso 12 con los valores utilizados en el paso 7 (valores supuestos). Si los valores no son coincidentes, deben repetirse los pasos del 7 al 13

Los pasos de 1 a 11 son comunes tanto para flujo en serie como en paralelo. Los pasos 12 y 13 son exclusivamente aplicables a flujo paralelo.


63

B – Método de la Eficiencia de la Transferencia de Calor (ε) Este método prescinde del uso del factor de corrección de la LMTD. Los conceptos de la efectividad de la transferencia de calor (ε), NUT y la relación entre las capacidades calorífica son aplicables a intercambiadores de placa y diferentes configuraciones de flujos. Aunque el procedimiento sea aplicable para programas de computadoras, los resultados están presentados en forma de gráficas que dan ε-NTU como función de las distintas configuraciones de flujos y de las relaciones entre las capacidades caloríficas de los fluidos El procedimiento puede resumirse en los siguientes pasos:

1. Repetir los cálculos 1 a 3 del procedimiento anterior.

2. Calcular la efectividad térmica ε:

( ) ( )( ) ( )F1C1minp

C2C1Cp

TT.CG~TT.CG~

ε−

−= (46)

( ) ( )( ) ( )C2C1minp

F2F1Fp

TT.CG~TT.CG~

ε−

−= (47)

3. Calcule la relación entre las capacidades caloríficas:

( )( )

maxp

minp

.CG~

.CG~ (48)

4. Se asume que el intercambiador contiene infinitos número de canales y encuentre el NTU requerido usando las gráficas apropiadas que relacionan ε-NTU.

5. Cálculo del Re para cada corriente. En el caso de flujo en serie utilizar la ecuación del punto 7A del método anterior. Para el flujo paralelo, suponer el número de placas N y encontrar el número de subcorrientes nC y nF, calculando el número de Reynolds como en el paso 7B del anterior método.

6. Cálculo de los coeficientes locales correspondientes y del coeficiente global de transferencia (ídem anterior método).

7. Cálculo del número aproximado de placas:

( )

ts

min

A KCpG NTUN = (49)

8. Se asume un intercambiador con N+1 canales y se obtiene NTU de la curva correspondiente

9. Para: a) Flujo en serie: Recalcule N con la ecuación del paso 8. Repita los pasos 8 y 9A

hasta que el N recalculado en 9A coincida con el supuesto en el punto 8.

b) Flujo en paralelo: Repita los cálculos descritos en los pasos 5 a 9B hasta que el N recalculado en el paso 9B coincida con el supuesto en el punto 8. En general los pasos 1 a 9B son asumidos en ambos casos tanto de flujo en serie como paralelo.

c) Para flujo en serie usar los pasos 5 a 9A y para el flujo paralelo aplicar los pasos 5A a 9A.


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MÉTODO DE HASLEGO & POLLEY Este procedimiento tiene la ventaja de presentar una serie de gráficas que permiten obtener los coeficientes de convección en función de las caídas de presión en los equipos, para diferentes valores de NTU, siendo aplicables bajo las siguientes condiciones: 1. Para equipos líquido-líquido, sin cambio de fases. 2. Válidas para equipos de paso simple con 0.5 mm espesor placas. La exactitud de las cartas

no será afectada para la mayoría de los materiales constructivos. 3. La conductividad térmica de la placa se supone de acero inoxidable. 4. En las propiedades físicas del agua, soluciones acuosas e hidrocarburos se asumen valores

típicos. 5. La exactitud en los valores del coeficiente total de transferencia de calor de diseño se estima

con un margen de ± 15%, por lo que se deberá asumir un exceso de área de transferencia del orden del 10%.

6. Para fluidos con viscosidad entre 100 y 500 cP, se deberá usar la línea correspondiente a 100 cP en las gráficas. Para valores superiores a 500 cP consultar al fabricante.

Usando las ecuaciones anteriores y las gráficas correspondientes se podrá calcular el área de transferencia requerida y estimar su costo. A continuación se reproducen algunos de las gráficas propuestas por estos autores. Para ilustrar el uso de este método se hará un ejemplo numérico. Condiciones del proyecto

• Flujo másico de agua: 60.000 kg/h • Temperatura de entrada agua: 93°C • Temperatura de salida agua: 75°C • Temperatura de ingreso aceite SAE 30: 20°C • Temperatura de egreso aceite: 73°C • Viscosidad agua a temperatura media: 0.34 cP • Viscosidad aceite a temperatura media: 215 cP

A partir de los datos básicos nuestro objetivo será calcular la superficie de calefacción necesaria para producir el calentamiento del aceite mineral y el número de placas necesarias asumiendo una determinada superficie de transferencia para las mismas. El procedimiento es el clásico para el cálculo del cualquier equipo de transferencia de calor. Paso 1: Cálculo de la LMTD

Lado caliente del equipo: T1AG - T2AG = 93 – 75 = 18°C Lado frío del equipo: T2AC – T1AC = 73 – 20 = 53 °C

( ) ( ) C32.40

1853ln

1853

ΔTΔTln

ΔTΔTLMTD

1

2

12 °=⎟⎠⎞

⎜⎝⎛−

=

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

=

Paso 2: Cálculo de NTU en los Lados Caliente y Frío

caliente) (lado 0.5532.418

LMTDΔTNTU 1

C ===

frío) (lado 1.6332.453

LMTDΔTNTU 2

F ===


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Paso 3: Lectura del Coeficiente de Convección del Lado del Agua

Como en este lado 0.25 < NTU = 0.55 < 2, se debe entrar a la gráfica 7 para agua. Con la viscosidad aproximada a 1 cP (lo que sería más favorable para el cálculo) y asumiendo una caída de presión máxima permitida en este equipo de 1.05 kg/cm2 se encuentra:

Cmh kcal 15,868αw 2 °

=

GRÁFICA 7. COEFICIENTE DE CONVECCIÓN PARA AGUA/SOLUCIONES ACUOSAS, 0.25 < NTU < 2.0

Paso 4: Lectura coeficiente convección lado aceite

Como en este lado 0.25 < NTU = 1.63 < 2, se debe entrar a la gráfica 8 para aceite. Aquí se usará la curva correspondiente a 100 cP que puede extenderse su uso hasta viscosidades entre 400 y 500 cP según se dijo. Entrando con una caída de 1.05 kg/cm2 se encuentra:

Cmh kcal 244αa 2 °

=

GRÁFICA 8. COEFICIENTE DE CONVECCIÓN PARA HIDROCARBUROS, 0.25 < NTU < 2.0


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Paso 5: Cálculo del coeficiente total de transferencia de calor Ks

( ) ( ) C mkcal/h 240K1/2441/15,868

1a 1/α1/α

1K1 2

sws

°=⇒+

=+

=

En esta primera aproximación y para simplificar el ejemplo no se asume un factor de fouling en el cálculo que obviamente deberá ser considerado según las indicaciones dadas en la tabla respectiva. Paso 6: Cálculo de la superficie de calefacción As

( ) 2

ms

pw

mss m 139

32.40 x 2407593 60,000

ΔT KΔT C G

ΔT KQA =

−=== (Superficie de calefacción PHE)

Paso 7: Cálculo del número de placas N

Adoptando placas de 2 m2 c/u la cantidad de placas por equipo será:

placas 702

139AA

Np

t ≅==

Resumen del proyecto:

Se va a precisar un PHE de 140 m2 de superficie de calefacción compuesto por 70 placas de 2 m2 c/u, con una caída máxima de presión permitida de 1.05 kg/cm2 por corriente fría o caliente. Para contemplar aquellos casos diferentes de los planteados en las Gráficas 7 y 8, se presentan dos gráficas más que permitirán resolver otras situaciones.

GRÁFICA 93. COEFICIENTE DE CONVECCIÓN PARA AGUA/SOLUCIONES ACUOSAS, 2.0 < NTU < 4.0

3 Corrección: Para líquidos con viscosidades promedio menores de 2.0 cP, el coeficiente de transferencia de calor local se reduce un 15% de 3.5 < NTU < 4.0.


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GRÁFICA 104. COEFICIENTE DE CONVECCIÓN PARA HIDROCARBUROS, 2.0 < NTU < 4.0 Costos de los Intercambiadores de Placas Todas las ventajas antes mencionadas de los PHE vs. THE obviamente tienen su correlato por el lado de los costos de los mismos. Como se habrá advertido, en estos equipos las placas prensadas requieren de materiales especiales y una construcción muy cuidadosa y de gran precisión. La diferente geometría de las placas corrugadas así como el asiento de las juntas exigen que las mismas sean efectuadas con las más modernas herramientas de fabricación y diseño, tales como CAD / CAM que conectan directamente la operación de las prensas con el computador. Iguales exigencias valen para los otros componentes del equipo, tales como las juntas, etc. Polley & Haslego han propuesto algunas ecuaciones para calcular el costo de los intercambiadores de placas y de casco y tubos a los fines de efectuar estudios comparativos de inversiones cuando se presenta la posibilidad de optar por uno u otro equipo. Estos análisis comparativos se hacen más importantes aún cuando se evalúan redes de intercambiadores de calor en operación simultánea, donde interesa no solo optimizar la inversión desde el punto de vista de los equipos sino también en la racionalización energética. Según estos autores los costos de los equipos intercambiadores están dados por las siguientes ecuaciones: Costos de Intercambiadores de Calor de Casco y Tubos y de Placas

Casco y tubos (acero al carbono): C1 = 7600 + 1186.A0.6 Intercambiadores placas, tipo 316: C2 = 1281.A0. 4887 (válida para A < 18.6 m2) Intercambiadores placas, tipo Grado 1 Titanio: C3 = 1839.A0. 4631 (si A < 18.6 m2) Intercambiadores placas, tipo 316: C3 = 702.A0. 6907 (válida para A > 18.6 m2) Intercambiadores placas, tipo Grado 1 Titanio: C4 = 782.A0. 7514 (si A > 18.6 m2)

Donde: C = costo del intercambiador en U$S y A (superficie calefacción en m2)

4 Corrección: Para líquidos con viscosidades promedio menores de 2.0 cP, el coeficiente de transferencia de calor local se reduce un 15% de 3.5 < NTU < 4.0.


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Ejemplo: Así para el caso anteriormente calculado el costo del equipo sería: Costo THE: C1 = 7600 + 1186 x 1390.6 = U$S 30.503 (diseño casco y tubos) Costo PHE: C2 = 702 x 1390.6907 = U$S 21.209 (diseño de placas) Ahorro de inversión en equipamiento: U$S 9294, esto es, 30.4% menos respecto a un equipo de casco y tubos convencional. A este ahorro habría que sumarle los provenientes del menor consumo de energía (bombeo) y de los menores costos de instalación requeridos. SELECCIÓN DEL INTERCAMBIADOR En el proceso de seleccionar un intercambiador de calor se pueden distinguir cuatro etapas claramente definidas. En la primera etapa se toman en cuenta consideraciones referidas al tipo de intercambio de calor que se produce. En la segunda etapa se obtienen las propiedades de los fluidos en función de las variables conocidas y se calcula el coeficiente global U y el área de intercambio A. En la tercera etapa se elige un intercambiador adecuado para este servicio, teniendo en cuenta el coeficiente global U, el área de intercambio A y las características de los fluidos y de las corrientes. En la cuarta se vuelve a calcular el coeficiente global U y el área de intercambio A. Si no coinciden con el intercambiador previamente elegido se vuelve al paso tres. Si coinciden se da por terminado el proceso. Como ve se trata de un algoritmo recursivo. Cabe aclarar que en la estrategia que se expone en detalle más abajo se parte de la suposición inicial de que se elegirá en principio un intercambiador de casco y tubos. Esto no tiene que resultar siendo necesariamente así en la decisión final, pero parece una buena suposición inicial, ya que son los equipos más comunes. Se han propuesto otras estrategias para la selección del intercambiador, pero las variaciones con las que se expone aquí no son realmente significativas. PRIMER PASO: DEFINIR EL TIPO DE INTERCAMBIO DE CALOR Lo primero que hay que determinar al seleccionar el intercambiador es el tipo de intercambio de calor que se debe producir en el equipo. Dicho en otras palabras, no se comportan de igual forma un fluido que intercambia calor sin cambio de fase que un fluido que intercambia calor con cambio de fase, y de ello se deduce que el equipo en cada caso será diferente. Por lo tanto, lo primero es determinar si hay o no cambio de fase en alguno de los fluidos. Para ello se deben conocer las temperaturas de ebullición de ambos a las respectivas presiones operativas. Ayuda mucho construir un diagrama de calor-temperatura para el sistema, como se ve a continuación.

FIGURA 44


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Por supuesto, existe un acuerdo general en que se usa la disposición de flujos a contracorrientes. Solo en circunstancias realmente excepcionales se justifica tener los flujos en corrientes paralelas. El sentido de las flechas en la Figura 44 muestra entonces una disposición a contracorrientes. Aquí se presenta el caso más general, en el que uno de los fluidos está recalentado y se enfría hasta que condensa, para continuar enfriando posteriormente, es decir que sale a menor temperatura que la de ebullición. El otro fluido se calienta sin cambio de fase. Otro caso también más general es el inverso, donde un líquido se evapora, lo que sería el mismo diagrama solo que invirtiendo los sentidos de las flechas. Una tercera situación que involucra la condensación de un vapor y la ebullición de un líquido en el mismo equipo no se encuentra nunca en la realidad, porque es muy difícil controlar el intercambio de calor entre dos fluidos que experimentan cambios de fases en forma simultánea. El diagrama se divide en tres zonas. Estudiando cada una de ellas se construyen los siguientes diagramas de zonas parciales.

FIGURA 45 La zona 1 es la de enfriamiento del vapor recalentado del lado del casco hasta la temperatura de condensación Tb1. EI fluido de tubos se calienta desde la temperatura T* hasta la temperatura final o de salida, que como se sabe es de 80°C. En la zona 2 se produce la condensación (a temperatura constante Tb1) del fluido del lado de casco mientras que el fluido del lado de tubos se calienta desde la temperatura T** hasta la temperatura T*. Por último, la zona 3 es la de subenfriamiento del líquido condensado, que entrega más calor en el casco al fluido de tubos que se calienta desde la temperatura de entrada de 20°C hasta la de salida de la zona 3 que es T*. Definir las zonas es una de las etapas más importantes del proceso de seleccionar un intercambiador de calor con cambio de fase. La selección de un intercambiador de calor sin cambio de fase es meramente un caso particular, que corresponde a las zonas 1 o 3. SEGUNDO PASO: OBTENER PROPIEDADES DE LOS FLUIDOS CALCULAR Q, U Y A El siguiente paso en la estrategia es definir los caudales y presiones operativas de las corrientes. Esta información se necesita para obtener las propiedades y establecer el balance de energía del equipo. Recuerde que las propiedades de los gases son especialmente sensibles a la presión. Con el esquema que se adopta en este tratamiento, en el que hay tres zonas claramente distinguibles, conviene obtener las propiedades de cada fluido independientemente para cada zona. Por lo general se puede aceptar que se tomen valores promediados de las propiedades del fluido de tubos, ya que no tiene cambio de fase y es probable que sus propiedades no cambien de manera abrupta. En cambio, sería un grave error tomar valores promediados del fluido de casco mezclando zonas, ya que es vapor recalentado en la zona 1 y líquido en la zona 3, mientras que en la zona 2 es una mezcla bifásica liquido-vapor.


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Las propiedades que se deben obtener para ambas corrientes incluyen las siguientes: calor latente (si hay cambio de fase), calor específico (si no hay cambio de fase), viscosidad, densidad y conductividad térmica. También es importante conocer la diferencia de presión admisible de acuerdo al tipo de impulsor de que se dispone, que es un dato que depende de la configuración del sistema. Por lo general, tanto la diferencia de presión como la velocidad son elementos que se pueden variar con cierta latitud, lo que permite ampliar el margen de opciones para seleccionar el equipo. Por supuesto, existen límites que no se pueden transgredir. Conviene que la velocidad sea alta, porque mayores velocidades mejoran el coeficiente de intercambio. Se consideran valores típicos para líquidos de 1 a 3 m/seg. Para los gases, los valores suelen ser de 15 a 30 m/seg. Los valores usuales de diferencia de presión son de 0.31 a 0.61 kg/cm2 (30 a 60 kPa) del lado de tubos y de 0.20 a 0.31 kg/cm2 (20 a 30 kPa) del lado de casco. Una vez obtenida la información necesaria se está en condiciones de hacer el balance de energía para obtener la carga de calor Q. Una vez obtenido, se calcula la diferencia media logarítmica de temperaturas y se obtiene el coeficiente global U. En el apéndice al final de este capítulo se listan algunos valores recomendados por fuentes autorizadas. También se pueden encontrar valores recomendados en el "Manual del Ingeniero Químico" de Perry y en el libro "Procesos de Transferencia de Calor" de Kern. Alternativamente, se puede calcular un valor de U. Depende de lo que se tenga a disposición: si se está calculando en forma manual, probablemente prefiera adoptar un valor de la lista de valores recomendados, pero si está usando un programa de simulación el cálculo es rápido y se puede hacer con un par de movimientos de mouse. No obstante se aconseja siempre comprobar los resultados obtenidos de programas por contraste con otros resultados obtenidos de un método manual o gráfico ya que nunca se sabe. Una vez obtenida la carga calórica Q, con la diferencia media logarítmica de temperaturas y el coeficiente global U se calcula la superficie de intercambio A. TERCER PASO: ELEGIR UNA CONFIGURACIÓN (TIPO DE INTERCAMBIADOR) ADECUADA En esta etapa se selecciona el tipo de intercambiador que mejor se ajusta al servicio de interés. Se basa exclusivamente en consideraciones técnicas y económicas, que fijan la opción ganadora en términos de servicio prolongado y satisfactorio con menores costos iniciales y operativos. La gama de opciones disponibles en principio puede ser muy amplia, pero se estrecha a poco que se tomen en cuenta las limitaciones de espacio, tipo de materiales del equipo, características de ensuciamiento, peligrosidad y agresividad química de las corrientes, y otras por el estilo. Los elementos de juicio necesarios para la toma de decisión han sido expuestos en algunos casos como parte de la descripción. Una vez calculada el área necesaria, se puede estimar el costo aproximado de las distintas alternativas posibles. De allí en adelante, influirán consideraciones no económicas como el espacio disponible, la posibilidad de construir el equipo en vez de comprarlo, etc. Intercambiadores de doble tubo Una de las posibles alternativas que se le presentan al ingeniero en el momento de seleccionar un intercambiador puede ser tener que elegir entre intercambiadores de horquilla de doble tubo con tubo interno único, de doble tubo con múltiples tubos internos e intercambiadores de haz de tubos y coraza. La diferencia más importante entre ellos es que en los intercambiadores de horquilla de múltiples tubos internos el flujo es a contracorriente pura, mientras en los intercambiadores de haz de tubos y coraza con dos o más pasos en los tubos el flujo es una mezcla de contracorriente y corrientes paralelas. Por lo tanto en estos últimos el intercambio de calor es menos eficiente, en


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alrededor de un 20%. Para poder obtener flujo en contracorriente pura el fabricante tiene que echar mano de disposiciones menos económicas, tales como usar igual cantidad de pasos en la coraza y en los tubos (por ejemplo, dos pasos en la coraza y dos pasos en los tubos) pero esto implica mayor complejidad constructiva y por lo tanto mayor costo. El flujo en contracorriente pura permite, por otra parte, mejor aproximación entre las temperaturas extremas y eliminar cruces de temperaturas. En un intercambiador de un paso por la coraza, se requerirían varias corazas en serie para eliminar los cruces de temperatura, lo que aumenta el costo. En el caso de grandes rangos de temperatura, que normalmente producen cruces cuando se usan intercambiadores de tubos y coraza, se usa a veces un deflector longitudinal en la coraza para evitar poner varias corazas en serie, pero esto puede causar altos esfuerzos térmicos en el lado de coraza, resultando en deformación del deflector que causa pérdidas a través del mismo. Estas corrientes de fuga disminuyen la eficacia térmica y pueden causar vibración que a su vez agrava el daño producido en el deflector y el haz de tubos. Un criterio de selección se basa en el producto "UA". De la ecuación (34):

UAΔTQ

=

Si el producto "UA" está en el orden de 45,359 a 90,718 kcal/h °C (100,000 a 200,000 BTU/h °F) el intercambiador de contracorriente verdadera de múltiples tubos internos está bien diseñado. Si el producto da fuera de este rango significa que el área es insuficiente o el caudal no está suficientemente aprovechado para producir un grado de turbulencia suficiente para que el coeficiente global de intercambio sea adecuado para el servicio. La siguiente tabla puede ser útil para seleccionar el diámetro del tubo externo en un intercambiador de contracorriente pura de múltiples tubos internos.

DIÁMETRO EXTERNO DEL TUBO PRODUCTO U x A [kcal/(h°C)] (mm) (pulgadas)

> 68,039 305-406 12-16 45,359 – 68,039 203-406 8-16 22,680 – 45,359 152-254 6-10 9,072 – 22,680 102-203 4-8*

< 9,072 50-102 2-4*

TABLA 9 En los casos marcados con un (*) es preferible usar intercambiadores de doble tubo con tubo interior único. En todos los otros casos, la selección es favorable al intercambiador de contracorriente pura de múltiples tubos internos. Cuando el producto “UA" no está en el orden de 45,359 a 90,718 kcal/h°C es probable que no se pueda usar un intercambiador de doble tubo de contracorriente pura, y se deba echar mano de un intercambiador de haz de tubos y coraza. Intercambiadores de haz de tubos v coraza Una selección primaria, aún si se espera cambiar de idea después de ella, no se debe hacer en forma casual o descuidada. Se debe dar consideración detallada y cuidadosa a todos los factores


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pertinentes, que son muchos, para finalizar la tarea exitosamente, culminando en una selección sensata, práctica y económica. Como la fuerza impulsora primaria del intercambio de calor es la diferencia de temperatura, y su magnitud es importante para determinar el área de intercambio (y el tamaño y costo del intercambiador) es importante considerar las temperaturas de operación. La diferencia media logarítmica de temperatura (LMTD) es una buena medida de la fuerza impulsara del flujo calórico en el intercambiador. Diferencias de temperatura de salida cercanas entre sí, entre la temperatura de salida de un fluido y la de entrada de otro, dan como resultado bajos valores de LMTD. Esto es algo deseable, porque cuantas más pequeñas sean las diferencias de temperatura de salida, más eficiente desde el punto de vista energético será el intercambio. Pero recuerde que un valor bajo de LMTD dará como consecuencia equipos más grandes y por lo tanto más caros, con base a la ecuación (34), en función de la LMTD:

LMTDUQALMTDUA Q =⇒=

Es decir, el área es inversamente proporcional a la LMTD. Si las temperaturas de operación vienen impuestas por las condiciones del proceso, no hay mucho que se pueda hacer al respecto. Sin embargo, muchas veces se está en libertad de elegir una o más temperaturas posibles. Para esto no hay reglas fijas. Se deberá elegir temperaturas tales que los valores de LMTD no sean ni demasiado bajos ni demasiado altos. Si la LMTD es demasiado baja, la unidad resultará sobredimensionada. Si la LMTD es demasiado alta, puede haber deterioro del material por sobrecalentamiento (por supuesto, solamente en caso de sensibilidad al calor), depósito de sales, o efectos adversos similares. Una regla empírica es: la diferencia de temperatura menor (extremo frío) debería ser mayor de 5.6°C (10°F), y la diferencia de temperatura mayor (extremo caliente) debería ser mayor de 22.2°C (40°F) para tener un buen servicio en una amplia mayoría de aplicaciones. Uno de los parámetros de diseño más importantes es el depósito de suciedad que inevitablemente se produce en intercambiadores, con pocas excepciones. El tamaño y costo de un intercambiador está relacionado con el grado de ensuciamiento esperable. La estimación del mismo es mayormente adivinada. También resulta muy difícil de determinar experimentalmente, debido a que es prácticamente imposible reproducir exactamente las condiciones de proceso en laboratorio. La estimación del factor de ensuciamiento debería basarse, cuando sea posible, en la experiencia adquirida con fluidos de la misma clase, en condiciones similares a las de operación en el caso a evaluar. El ensuciamiento depende y varía con el material de los tubos, el tipo de fluido, las temperaturas, velocidades, espaciado y corte de deflectores, y muchas otras variables operativas y geométricas. El peso de cada variable en la determinación del factor de ensuciamiento es difícil de establecer, y cada caso deberá ser considerado individualmente. Por todo lo expuesto, la selección de un factor de ensuciamiento es más o menos una pregunta sin respuestas precisas en la mayoría de los casos. Considerando que los valores de factores de ensuciamiento varían de 0.0002 m2°C h/kcal a 0.002 m2°C h/kcal (0.001 a 0.01 ft2°F h/BTU) se deduce que el error posible en la evaluación es de alrededor de diez a uno. Si los valores del coeficiente pelicular del lado de tubos y de coraza son ambos altos y hay ensuciamiento importante, entonces la resistencia del ensuciamiento será controlante. En estas condiciones, un error del 100% es muy significativo, y origina mayor variación de tamaño y costo del intercambiador que cualquier inexactitud posible en el método de cálculo. Errores del 500% en la evaluación del ensuciamiento no son raros. Buena parte de los reclamos a fabricantes por mala operación de los equipos se deben al error en la evaluación del ensuciamiento.


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Si se espera un ensuciamiento importante, deberá prever la limpieza mecánica periódica del intercambiador. Mientras ejecuta la limpieza, inspeccione el equipo en busca de señales de deterioro mecánico o corrosión. Si hay corrosión esta se puede deber a contaminación con algún fluido corrosivo. Algunos productos anticorrosivos contienen sustancias tensioactivas que por sus propiedades dispersantes pueden ayudar a prevenir o disminuir el ensuciamiento. Otra causa importante de resistencia al intercambio de calor es la formación de sales, que en muchos casos forman una película dura, adhesiva y resistente. A veces se pueden usar técnicas de desalinización con éxito, y sin duda habrá que prever una limpieza mecánica periódica. Para facilitar la limpieza mecánica se aconseja usar el arreglo en cuadro o tresbolillo, antes que el triangular. Se considerarán ahora los factores a tener en cuenta para la selección del diámetro externo del tubo, arreglo y espaciado de tubos. En general conviene usar el menor tamaño posible de tubo como primera opción: 5/8 a 1" de diámetro. Los tubos de menor diámetro exigen corazas más chicas, con menor costo. No obstante, si se teme un severo ensuciamiento o incrustación en el interior de tubos conviene elegir diámetros de 1" o mayores para facilitar la limpieza interna. Por lo general se prefieren los tubos de 3/4 o de 1" de diámetro; los de diámetros menores se usan preferentemente en equipos chicos con superficies de intercambio menores de 30 m2. Un buen diseño se debe orientar a obtener corazas lo más chicas posible, con tubos lo eficazmente largos. De ordinario la inversión por unidad de área de superficie de intercambio es menor para intercambiadores más grandes. Sin embargo, la compra no se debe decidir sobre esta base únicamente, porque este criterio no toma en cuenta ciertas características específicas que pueden encarecer el equipo. Los tubos pueden estar ordenados en cuadro, en triángulo o en tresbolillo. El arreglo triangular es más compacto, y produce mayor cantidad de tubos por unidad de volumen. Los arreglos en triángulo o en tresbolillo proveen además un valor ligeramente mayor de coeficiente global del lado de coraza para todos los números de Reynolds a costa de un pequeño aumento de pérdida de presión. Normalmente un diseñador trata de usar toda o la mayor parte de la caída de presión disponible para obtener un intercambiador óptimo. El máximo intercambio de calor y mínima superficie se obtienen cuando toda la energía de presión disponible se convierte en energía cinética, porque las velocidades mayores producen mejores coeficientes peliculares. Cualquier elemento estructural que origine caída de presión sin aumento de velocidad es perjudicial porque desperdicia energía de presión. En caso de duda respecto a la procedencia de incluir elementos de esta clase, considere el menor costo inicial del intercambiador contra el aumento en costo de operación para decidir cual es el óptimo. El rol de los deflectores en el lado de la coraza es importante como guías del flujo a través del haz. Los deflectores comúnmente tienen tres formas: segmentados, multi-segmentados y tipo anillo/disco. De estos tres el más usado es el primero. El corte usual de los deflectores segmentados es horizontal en intercambiadores sin cambio de fase, para prevenir o reducir la acumulación de barro en la coraza. Los cortes verticales se usan en intercambiadores con cambio de fase (normalmente condensadores) para permitir que el líquido fluya sin inundar la coraza. Un corte del 20% (expresado como porcentaje del diámetro de la coraza) es considerado razonable pero se puede usar un rango de cortes alrededor de este valor. A veces, debido a defectos en el diseño o la construcción, se produce vibración en el lado de la coraza. Esta tiene su causa en la coincidencia de diversos factores, algunos de los cuales dependen del espaciado de los deflectores. A menudo los problemas de ruido y vibración se pueden reducir o aún eliminar por simples cambios en el espaciado de deflectores. Estos cambios, sin embargo, no deben hacerse a la ligera, ya que afectan la dirección y magnitud de la velocidad


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del flujo que atraviesa la coraza, de modo que cuando la resistencia controlante está del lado de la coraza cualquier modificación del espaciado de deflectores tiene una influencia bastante marcada sobre el desempeño del intercambiador. CUARTO PASO: CONFIRMAR O MODIFICAR LA SELECCIÓN Ahora se debe confirmar la selección del equipo, o modificarla para hacerla más adecuada. Para ello se debe basar en el cálculo del coeficiente global U que a su vez permite calcular la superficie de intercambio A. A esta altura de los acontecimientos, se tienen varios caminos posibles según sea el grado de coincidencia entre la superficie calculada en el paso actual y la que se obtuvo en el segundo paso. Una diferencia dentro del 5 al 10% indica que se encuentra en la senda correcta. Puede confiar en que su juicio es acertado, tanto en lo que hace a la clase de intercambiador como en cuanto a sus dimensiones, porque los resultados son parecidos. Si la superficie que acaba de calcular no está en las cercanías de la que se estimó en el segundo paso, tiene dos posibles opciones. Una es recalcular el equipo usando el último valor del coeficiente global U pero sin cambiar la clase de intercambiador, esperando que en un cierto número razonable de iteraciones pueda alcanzar un buen acuerdo de resultados, lo que significa retornar al paso tercero. La otra opción es cambiar totalmente el enfoque y elegir una clase de intercambiador totalmente distinta, por ejemplo un intercambiador de placa en espiral, o un intercambiador de placa plana. La decisión depende de las características del flujo en ambas corrientes, así como de las condiciones operativas y de las propiedades de los fluidos. Tampoco se debe perder de vista el problema de elegir un intercambiador que pudiera no tener una solución única. Muy a menudo es realmente así, porque existen alternativas viables con distintas configuraciones. La selección final de la configuración definitiva se basa en consideraciones económicas, asumiendo que todos los equipos se comportan satisfactoriamente desde el punto de vista técnico. RECOMENDACIONES PARA ESPECIFICAR INTERCAMBIADORES DE HAZ Y CORAZA En el proceso de la toma de decisiones que afectan la compra de un equipo de alto costo como este, se sugiere considerar estos factores que determinan el tipo de intercambiador. 1. Si el servicio ensucia o es corrosivo usted querrá seguramente un equipo con haz de tubos que

pueda extraer fácilmente. Aunque parezca estúpido, como a veces se olvidan las cosas obvias, las preguntas que siguen le pueden evitar dolores de cabeza.

¿Tiene equipo adecuado para la extracción y manipulación del haz de tubos? ¿Tiempo? ¿Gente entrenada?

¿Hay suficiente espacio para extraer el haz de tubos? ¿Es posible limpiar fácil y rápidamente el haz de tubos? ¿Estará el haz de tubos y/o la coraza hechos de materiales adecuados para soportar la

corrosión? Si el servicio ensucia, ¿ha especificado factores de ensuciamiento adecuados? ¿Si el fluido del lado de la coraza es corrosivo, ha considerado el uso de placas de impacto

para proteger el haz en la tobera de entrada contra un fluido corrosivo ingresando a alta velocidad?

¿Ha estudiado y calculado bien el tamaño y espesor de los tubos? ¿Tiene materiales de distinta clase en su intercambiador? ¿Son estos capaces de promover

corrosión anódica en alguna parte?


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Si teme que haya peligro de fugas, ¿ha especificado uniones de tubo y de placa expandidas, o totalmente soldadas, y en este caso cual es la calidad de la soldadura?

Para uniones soldadas de tubo (no se recomienda broncear si hay peligro de fugas) especifique un espaciado de tubos suficientemente amplio como para que haya lugar para soldar, y eventualmente probar las soldaduras. ¿Es el espesor de tubo adecuado para soldar? ¿Qué tipo de metal usará? ¿Puede producir corrosión anódica?

2. Al seleccionar cual es la corriente que va en la coraza es práctica habitual poner la corriente caliente en la coraza si es un líquido, o en los tubos si es un gas. Sin embargo, hay una serie de consideraciones prácticas y teóricas que hay que hacer en esta cuestión. Si uno de los fluidos es mucho más viscoso que el otro, se debería colocar del lado de coraza. Las presiones de operación son otro factor importante. Normalmente, se coloca el fluido con mayor presión del lado de tubos para minimizar el grosor de la coraza y reducir costos, pero si se temen pérdidas y la contaminación mutua es un problema, se puede querer evitar el problema adicional de monitoreo cuidadoso y permanente colocando el fluido de mayor presión del lado de coraza. En este caso, cuando la fuga ocurra es más fácil de detectar. En caso de fuga causada por un fluido corrosivo, es preferible una disposición inversa, porque aunque puede requerir monitores para detectar contaminación interna, el costo de reemplazo de tubos es siempre menor que el de coraza.

3. Las velocidades del lado de coraza y del lado de tubos deben ser suficientemente altas como para asegurar una buena tasa de intercambio de calor, pero no tan altas como para producir corrosión, erosión y/o vibración. Todo esto está conectado con el espaciado de deflectores en la coraza, que se debe ejecutar para promover un buen intercambio de calor pero no estar sujeto a vibración o sonidos perturbadores. Los arreglos complicados no se recomiendan, porque no plantean ventajas evidentes y su costo es superior.

4. La fuerza impulsora del intercambio de calor es la diferencia de temperatura, por lo tanto es un factor muy importante: si la diferencia media de temperatura (LMTD) de un intercambiador es de alrededor de 83.3°C (150°F) o mayor generalmente produce operación ineficiente y esfuerzos térmicos, que se deben evitar cuando sea posible. En este caso mayor área redunda en menor diferencia de temperatura, a costa de mayor precio inicial, pero con menor costo de mantenimiento.

REDES DE INTERCAMBIADORES. TÉCNICA DE PELLIZCO Los intercambiadores de calor (generalmente del tipo de casco y tubos) pueden ser equipos únicos, con una misión específica, como sucede en los enfriadores de gas que encontramos entre las etapas de un compresor. En ciertas industrias, como la de procesos o la de destilación del petróleo, en cambio, hay muchísimos intercambiadores que forman una red. En algunos casos ésta red puede ser compleja, como sucede por ejemplo con los precalentadores de crudo que se envía a la destilación primaria. La Figura 46 muestra una red integrada en una instalación con dos reactores y tres columnas de destilación. Note que aunque no es una planta demasiado compleja, tiene una docena de intercambiadores de calor. Se pueden encontrar plantas bastante más complicadas. Si se analizan los precios de la energía se observa que la tendencia de los últimos treinta años es claramente ascendente. La causa de esto es que la mayor parte de la energía producida en el mundo proviene de combustibles fósiles, como el carbón, el gas y el petróleo. Debido al progresivo agotamiento de estos combustibles sus precios han aumentado en forma consistente, en particular el del petróleo. La necesidad de ahorrar energía que se deriva de los precios crecientes y la presión cada vez mayor de la competencia genera un gran interés por el desarrollo de técnicas de análisis de las redes de intercambiadores de calor. Estos métodos de análisis son susceptibles de aplicaciones computacionales, que a su vez permiten el diseño óptimo, la simulación y el control de redes de intercambiadores de calor.


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FIGURA 46 Con este fin se han usado diversas técnicas de análisis, algunas de ellas basadas en métodos matemáticos de optimización, tales como la técnica de Box y otras similares, que minimizan la función objetivo elegido como parámetro clave. Esta puede ser la energía total intercambiada en forma de calor por la red. El objetivo de la aplicación práctica de estas técnicas es responder a las siguientes preguntas.

¿Es posible mejorar la eficiencia de un cierto diseño? ¿Cómo se pueden evaluar los proyectos de instalación, ampliación o remodelación con

referencia a sus requerimientos energéticos? ¿Qué cambios se pueden hacer en las instalaciones existentes para mejorar su eficiencia en el

uso de la energía con el menor costo posible? ¿Qué inversión mínima se requiere para mejorar la eficiencia en el uso de la energía? ¿Cómo se puede articular el ahorro de energía con otros objetivos deseables tales como la

disminución de las emisiones contaminantes, la mejora de la calidad y los costos, el aumento de la seguridad y la confiabilidad, etc., para coordinarlos en un proyecto coherente que contemple todos estos aspectos y además mengüe la inversión requerida para implementarlo?

Estas cuestiones vienen preocupando desde siempre a los ingenieros de proyecto, que se arman con las herramientas más modernas a su disposición con el objetivo de resolverlas de la mejor manera posible. Entre ellas se cuenta con la técnica o método del pellizco o como se lo denomina en inglés "pinch technology".


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Significado del Término El término "técnica del pellizco" fue sugerido por primera vez por Linnhoff y Vredeveld en 1982 para representar un grupo nuevo de métodos de análisis basados en la Termodinámica cuyo objetivo es garantizar el desperdicio mínimo de energía en el diseño de redes de intercambiadores de calor. Se dice que la técnica se basa en los principios de la Termodinámica porque, aunque parezca obvio, es esencial para su aplicación tener presentes el Primer y Segundo Principios. El Primer Principio permite establecer un balance de energía transferida en forma de calor en cada uno de los intercambiadores y otros equipos (reactores, columnas de destilación, etc.) del sistema y también un balance de energía entre el sistema y el medio ambiente que lo rodea. El Segundo Principio establece claramente la dirección que deben tener los flujos de energía, que como se sabe sólo puede dirigirse espontáneamente de la fuente caliente hacia la fuente fría o sumidero. Base de la Técnica del Pellizco La esencia de la técnica no es complicada en sí misma y sus fundamentos se pueden entender haciendo un esfuerzo razonable, si se compara el beneficio obtenido en términos de ahorro de capital contra el trabajo que demanda entender y dominar la técnica. Se debe aclarar que esto no es fácil, y que requiere un esfuerzo considerable. No se puede por razones de espacio extenderse en un análisis detallado del método, que se encuentra descrito en la bibliografía especializada, por lo que el texto se limita a describir a grandes rasgos sus principios fundamentales. En síntesis la técnica se basa en la construcción de una curva de calentamiento acumulativo y de otra curva de enfriamiento acumulativo en función de la temperatura. Se busca el punto en que la distancia entre ambas curvas es menor, que se llama "punto de pellizco". Este punto corresponde a la diferencia de temperatura mínima. El punto de pellizco divide la gráfica en dos zonas, superior caliente e inferior fría (o izquierda y derecha, según como se elijan los ejes) de modo que se puede plantear un balance de entalpías en cada zona, y ese balance cierra. Por encima del punto de pellizco (o a la derecha) sólo se necesitan equipos calientes en la zona caliente. Por debajo del punto de pellizco (o a la izquierda) sólo se necesitan equipos fríos en la zona fría. Esto conduce a tres reglas básicas.

No debe haber ningún equipo frío por encima del punto de pellizco. No debe haber ningún equipo caliente por debajo del punto de pellizco. No debe haber recuperación de calor a través del punto de pellizco.

Cuando el sistema está diseñado de modo que se cumplen estas reglas, se garantiza que opera con una eficiencia máxima para la transferencia de calor. Como se puede ver, el principal atractivo de la técnica es que está afirmando implícitamente que existe una "solución correcta" al problema del diseño y muestra como encontrarla en sistemas sumamente complejos. La médula de la técnica es simple en si misma. Sin embargo, la implementación no es tan sencilla, porque se aplica en redes muy grandes de intercambiadores de calor. El método ha ido evolucionando y se ha desarrollado una técnica que parte de tablas construidas identificando las temperaturas y las cantidades de calor intercambiado de las corrientes que forman la red. En redes grandes estas tablas pueden ser muy complicadas, haciendo difícil la identificación del punto de pellizco, aun con la ayuda de la gráfica construida a partir de la tabla. Por ese motivo se han desarrollado programas de aplicación que facilitan la tarea de construir la representación gráfica de la red que permite determinar físicamente la posición del punto de pellizco en el espacio.


78

Usos y Limitaciones de la Técnica del Pellizco En los últimos años se ha usado con éxito esta técnica, que en principio se ideó para diseñar redes de intercambiadores de calor “desde cero" (es decir, en proyectos de plantas no existentes) y se han extendido sus aplicaciones al rediseño de plantas ya existentes. También se usó con éxito en el estudio de redes de otros equipos que también involucran intercambio de calor pero no son propiamente intercambiadores de calor como las columnas de destilación, los reactores, etc. Ha demostrado ser un valioso elemento de diseño cuando se combina con los estudios económicos de costos de la inversión y de costos operativos, que permite maximizar los beneficios y ahorrar energía. Sin embargo no es la panacea. Sería un grave error atribuirle cualidades que no posee, ya que en definitiva se limita a analizar el intercambio de energía en forma de calor. Pero en los sistemas industriales complejos existen otros requerimientos de energía, relativos al flujo de fluidos. Para que el sistema pueda funcionar correctamente es necesario que el diseño permita proveer la energía de impulsión necesaria para producir el intercambio de calor necesario en cada equipo integrante del sistema. Si bien las energías involucradas en el bombeo no son tan importantes como las que se relacionan con el intercambio de calor, tienen un papel vital porque lo condicionan de manera decisiva. EL TUBO DE CALOR La denominación "tubo de calor" es la mejor traducción que se puede encontrar de la denominación inglesa "heat pipe". Este término designa un tubo de cobre o bronce que contiene un material altamente poroso, una tela o un material capilar embebido con un líquido muy volátil. Su principal característica es la capacidad muy alta de transferencia de calor con una muy alta tasa de transferencia, y casi sin pérdidas. Se parece en algunos aspectos a un termosifón, con la diferencia de que los termosifones operan por efecto del campo gravitatorio, de modo que no son capaces de transferir calor hacia abajo. En cambio un tubo de calor puede transferir calor en cualquier dirección, gracias a la acción capilar. La calidad y tipo del tejido y del fluido de trabajo que llena el tubo de calor determinan su comportamiento, tanto en cantidad de calor transferido como en velocidad de transporte. La transferencia de calor entre el tubo y el medio se hace a través de la cubierta. La idea del tubo de calor surgió por primera vez en el año 1942 pero no fue hasta 1962 que se inventó. Posteriormente se mantuvo en desarrollo durante unos cuantos decenios hasta que hizo su debut comercial en la década de 1980. La principal característica distintiva del tubo de calor que lo diferencia de otros equipos de transferencia de calor es que el fluido de trabajo que contiene nunca sale del tubo. Se encuentra confinado en su interior, y si bien se mueve, lo hace sólo dentro del tubo. Otra característica interesante es que (dentro de límites razonables) el tubo de calor se puede instalar en contacto con fuentes alejadas entre sí mientras que en otros intercambiadores es necesario transportar el calor mediante fluidos intermedios cuando las fuentes están muy alejadas. El siguiente croquis muestra la estructura de un tubo de calor. En el interior del tubo hay un liquido (el fluido de trabajo) que empapa los poros del relleno. Cuando se pone un extremo del tubo (la zona de evaporación) en contacto con la fuente caliente, el líquido hierve y el vapor se dirige hacia el extremo frío donde se condensa. De tal modo, el fluido de trabajo va de izquierda a derecha viajando como vapor por la zona central, y retorna por capilaridad como líquido por la zona periférica de derecha a izquierda.


79

FIGURA 47. TUBO DE CALOR Principales Características de Diseño Los tres componentes esenciales de un tubo de calor son:

1. El tubo externo o cubierta. 2. El fluido de trabajo. 3. El tejido o estructura capilar.

La función de la cubierta es contener al líquido y aislarlo del medio que lo rodea para evitar su pérdida por evaporación. Sus características principales son la estanqueidad y la capacidad de resistir las diferencias de presión, así como la capacidad de transferencia de calor hacia y desde el fluido de trabajo. En consecuencia, la selección del tipo de material de la cubierta depende de los siguientes factores.

Compatibilidad con el fluido de trabajo y con el medio externo. Relación resistencia-peso. Conviene que sea alta, especialmente en aplicaciones electrónicas. Conductividad térmica. Facilidad de fabricación, incluyendo soldadura, maquinado y ductilidad, particularmente

cuando su aplicación requiere doblarlo. Porosidad. Conviene que el material no sea poroso para que no escape el fluido de trabajo. Mojabilidad por el fluido de trabajo.

La única característica importante que requiere aclaración es la última. Si el fluido de trabajo no es capaz de mojarlo, no lo podrá atravesar por más que la porosidad sea alta en fase líquida. No obstante, en fase vapor se escaparía a través de las paredes de la cubierta. El fluido de trabajo debe tener un rango de temperaturas de vaporización del orden de las temperaturas operativas del equipo. Para la mayoría de las temperaturas operativas hay varios fluidos de trabajo apropiados, siempre que se pueda fijar la presión interna sin restricciones. No obstante, esto último tiene los límites lógicos impuestos por la necesidad de mantener el espesor de la cubierta dentro de un valor razonable. Una cubierta suficientemente robusta para poder resistir una presión interna elevada podría ofrecer una resistencia demasiado alta al paso de calor. Las características deseables en un buen fluido de trabajo son:


80

Que sea compatible con la cubierta y el relleno. Que tenga buena estabilidad térmica, o sea que no se descomponga en el rango de

temperaturas de operación del equipo. Que moje bien la cubierta y el relleno. Que no tenga una presión de vapor demasiado alta o demasiado baja (vacío) en el rango de

temperaturas operativas. Una presión de vapor demasiado alta produce velocidades altas del vapor, lo que puede producir un flujo inestable.

Que tenga un calor latente de vaporización alto. De este modo el calor transferido por unidad de masa de fluido circulante es mayor, y el peso del equipo es menor. Además, un flujo de fluido menor también significa menos pérdidas por fricción (que en flujo en medios porosos son muy elevadas) y mayor transporte de calor.

Que tenga una elevada conductividad térmica del líquido. Que tenga viscosidades bajas del líquido a todas las temperaturas del rango operativo. No hay

que olvidar que la pérdida por fricción depende directamente de la viscosidad. Conviene que las pérdidas por fricción sean mínimas.

Que tenga alta tensión superficial. Los líquidos con tensión superficial elevada son capaces de remontar alturas mayores contra la atracción gravitatoria por acción capilar, lo que tiene importancia si los puntos de toma y liberación de calor están situados en alturas muy distintas, particularmente cuando el punto de liberación de calor está situado por encima del punto de toma. Además, es necesario que el ángulo de contacto del líquido con el relleno y con la cubierta sean lo más pequeños posible.

Que tenga un punto de congelación muy alejado de cualquier temperatura del rango operativo. Que tenga un punto de escurrimiento razonable.

Otras consideraciones relativas al fluido de trabajo son: una ebullición y condensación sin problemas y un buen comportamiento capilar, para que el flujo sea lo más fácil que sea posible en el interior del tubo. En la tabla siguiente se ven algunos fluidos de trabajo usados en tubos de calor.

FLUIDO DE TRABAJO

PUNTO DE FUSIÓN

(°C)

PUNTO NORMAL DE EBULLICIÓN A PATM

(°C) RANGO UTILIZABLE

(°C)

Helio -271 -261 -271 a -269 Nitrógeno -210 -196 -203 a -160 Amoniaco -78 -33 -60 a 100 Acetona -95 57 0 a 120 Metanol -98 64 10 a 130

Flutec PP2 -50 76 10 a 160 Etanol -112 78 0 a 130 Agua 0 100 30 a 200

Tolueno -95 110 50 a 200 Mercurio -39 361 250 a 650

Sodio 98 892 600 a 1200 Litio 179 1340 1000 a 1800 Plata 960 2212 1800 a 2300

TABLA 10


81

El tejido o estructura de relleno capilar es una masa porosa que llena el tubo, hecha de materiales como acero, aluminio, níquel o cobre de varias porosidades. Se fabrica con espuma metálica, y más a menudo, con fieltro de hilos metálicos. Variando la presión aplicada al fieltro durante el relleno del tubo, se pueden obtener rellenos más o menos compactos, con variados índices de porosidad. Suelen incorporarse cilindros removibles que luego se retiran del relleno, formando canalizaciones regularmente espaciadas que actúan como una estructura arterial, distribuyendo el fluido en forma lo más pareja posible. También se han usado otros materiales fibrosos y diversas fibras de vidrio o materiales cerámicos, que generalmente tienen menores tamaños de poro. La principal desventaja de las fibras de materiales cerámicos en comparación con las fibras metálicas es que normalmente requieren una malla metálica que las soporte y les confiera rigidez, cosa que con las fibras metálicas no es necesario. Si bien el material cerámico en sí puede ser químicamente compatible con el fluido de trabajo, la malla de soporte puede acarrear problemas. Recientemente se ha empezado a usar la fibra de carbono, que presentan rayas longitudinales muy largas en su superficie, tienen una alta presión capilar y son químicamente muy estables. Los tubos de calor construidos con fibra de carbono parecen tener capacidades de transporte de calor algo más altas que los que usan otros tipos de relleno. El propósito principal del relleno es generar presión capilar para transportar el fluido de trabajo desde la sección de condensación hasta la de evaporación. También debe ser capaz de distribuir el líquido en la sección de evaporación en forma uniforme para que pueda recibir calor. Por lo general estas son funciones diferentes, y requieren rellenos de distinto tipo. La selección del relleno está gobernada por varios factores, varios de los cuales dependen fuertemente de las propiedades del fluido de trabajo. La presión capilar máxima generada por el relleno aumenta a medida que el tamaño medio de los poros disminuye. En cuanto al espesor del tubo (que determina el espesor del relleno) depende de la capacidad del tubo, es decir de la cantidad de calor que se debe transportar. La resistencia térmica del relleno depende fundamentalmente de la conductividad térmica del líquido. Los tipos más comunes de relleno son los siguientes: Polvos metálicos sinterizados. El proceso de sinterización (obtención de piezas metálicas por compresión de polvo metálico a muy alta presión) permite obtener rellenos muy porosos, con altas presiones capilares y bajos gradientes térmicos. Los tubos de calor construidos con estos rellenos se pueden doblar en ángulos bastante cerrados, cosa que los hace más fácilmente aplicables en casos en los que los requisitos de espacio son muy críticos y las fuentes caliente y fría no se pueden unir con un tubo recto. Malla de alambre. La mayoría de las aplicaciones usan tubos de calor con este tipo de relleno. Tienen una gran variedad de capacidades, de acuerdo al tipo de malla y de fluido usado. Aplicaciones El tubo de calor tiene una conductividad térmica efectiva varias veces mayor que la del cobre. La capacidad de transferencia de calor se caracteriza por el "coeficiente de capacidad axial" que mide la energía que puede transportar a lo largo de su eje. Este coeficiente depende del diámetro del tubo, y crece proporcionalmente con el mismo. Cuanto más largo es el tubo, tanto menor es el coeficiente de capacidad axial.


82

Los tubos de calor se pueden construir de cualquier dimensión y capacidad de transporte de calor. Se han usado con éxito en la industria aeroespacial para refrigerar componentes de satélites de comunicaciones, transportando el calor generado por los componentes electrónicos al exterior, donde reinan muy bajas temperaturas. También se ha experimentado con tubos de calor en la construcción de acondicionadores de aire. En estos equipos interesa que el aire salga a la menor temperatura posible del enfriador para condensar la humedad ambiente, pero como no puede entrar a una temperatura demasiado baja al ambiente acondicionado hay que calentarlo. Si se coloca el extremo frío de un tubo de calor en el retorno del acondicionador, el aire que retorna caliente del ambiente acondicionado se enfría y el calor así extraído se puede transportar hasta la salida del aire frío para precalentarlo antes de salir al ambiente acondicionado. De esta manera el aire se calienta con su propio calor, lo que puede parecer paradójico pero no lo es. Todo lo que hace el tubo es tomar calor del aire caliente que viene del ambiente acondicionado y transferirlo al aire frío que va hacia el ambiente acondicionado. Este modo de funcionamiento es más económico. Los tubos de calor constituyen una excelente solución estática al problema de disipar el calor que produce el microprocesador de las computadoras personales portátiles. Tienen bajo costo, poco peso (del orden de los 40 gramos) y son pequeños, lo que los hace especialmente apropiados para aplicarlos en electrónica. Operando con una CPU de 8 volts a una temperatura ambiente no mayor de 40°C ofrece una resistencia térmica de 6.25°C/volt lo que permite mantener la caja del CPU a menos de 90°C. El tubo se monta entre la base del CPU y la base metálica del teclado, que funciona como disipador de calor y también como caja de Faraday que evita la emisión de radiofrecuencias, para no introducir componentes adicionales. El tubo de calor es un equipo estático. Al no tener partes móviles se minimizan los costos de reparación y mantenimiento. Esto es una ventaja contra los enfriadores antiguos de los CPU de computadoras personales, que requerían un motorcito eléctrico para mover aire que se usaba como enfriador. Como los que se usan en electrónica son muy pequeños, aun si se rompe el tubo la cantidad de fluido que pierde es tan pequeña que ni siquiera alcanzaría a mojar los componentes. Pero como está contenido en una estructura capilar, es imposible que se derrame al exterior. Lo único que podría suceder es que el tubo se seque, debido a la evaporación. De todos modos, el tiempo medio de vida estimado de un tubo correctamente construido e instalado supera las 10,000 horas. Esto equivale a unos 50 meses de actividad asumiendo una ocupación de 200 horas mensuales, o sea algo más de cuatro años.


83

INTERCAMBIADORES DE CALOR CLAYTON El tipo de intercambiadores de calor fabricado en Clayton de México son: IC – Intercambiador de Calor Cerrado (Instantáneo) IA – Intercambiador de Calor Abierto (Interconectado) IS – Intercambiador de Calor de Succión (Interconectado) Se manejan diámetros de 6”, 8”, 10”, 14” y 16” de diámetro nominal del envolvente y en diferentes longitudes de las hosquillas. Ejemplo:

TIPO DE INTERCAMBIADOR

DIÁMETRO NOMINAL (pulg/cm)

LONGITUD DE LAS HORQUILLAS

(cm)

MODELO IC - 8 - 244

Para la identificación correcta de los intercambiadores se maneja una placa de especificaciones con número de parte CM-02412, la cual incluye los siguientes datos: MATERIAL: Especificaciones del material con el cual están hechos los tubos en “U” de los intercambiadores. M-1687 Tubo de cobre tipo “K”. Código, color verde de 3/4" de diámetro exterior y espesor

de pared de 0.049”. Norma: NOM-W-18-1981 (ASTM B-88). INFORMACIÓN DISPONIBLE: Para facilitar el manejo de los planos de fabricación se cuenta con planos guía para los intercambiadores de 6”, 8” y 10” de diámetro.


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NÚMERO DE PARTE Y DESCRIPCIÓN DE PLANO GUÍA

Intercambiador de Calor Instantáneo de 6” de diámetro CM-1907

Intercambiador de Calor Interconectado de 6” de diámetro CM-1950


Intercambiador de Calor Interconectado de 8” de diámetro CM-1980


Intercambiador de Calor Interconectado de 10” de diámetro CM-1982 Así como se cuenta con planos guía para el ensamble del Intercambiador también se cuenta con planos guía para todo el despiece de cada uno de los modelos. SOPORTERÍA Y MONTAJE: Para soportar los intercambiadores instantáneos de 6” de diámetro, se cuenta con el soporte CM-2415 y la abrazadera M-1979, los cuales ya están incluidos en el plano de ensamble. Para los Intercambiadores de 8” y 10”, se debe adaptar un soporte al momento de la instalación.

Manual de Consulta Intercambiadores de Calor Clayton

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INTERCAMBIADORES IC – 6:

Intercambiadores de Calor Clayton Manual de Consulta

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MODELO NÚMERO

DE PARTE

“A” ft

(cm)

“B” ft

(cm)

DIÁMETRO Y

LONGITUD

pulg x ft (pulg x cm)

SUPERFICIE DE CALENTAMIENTO

ft2 (m2)

CALOR INTERCAMBIADO

BTU/h (kcal/h)

COEFICIENTE TOTAL

TRANSFERIDO

BTU/h ft2 °F (kcal/h m2 °C)

NÚMERO DE TUBOS

EN “U”

IC – 6 – 274 CM01923 130.89 (3,989.53)

119.20 (3027.7)

6 x 9 (6 x 274.32)

32.20 (3.00)

7,506,000 (1,891,480.47)

362 (1,767.44) 9

IC – 6 – 244 CM01922 119.06 (3,628.95)

107.37 (2727.2)

6 x 8 (6 x 243.84)

28.00 (2.60)

668,601 (168,484.64)

323 (1,577.02) 9

IC – 6 – 213 CM01921 106.86 (3,257.09)

95.17 (2417.3)

6 x 7 (6 x 213.36)

25.00 (2.32)

586,605 (147,882.00)

284 (1,386.61) 9

IC – 6 – 183 CM02016 95.04 (2,896.82)

83.35 (2117.1)

6 x 6 (6 x 182.88)

21.50 (2.00)

504,603 (127,157.84)

243 (1,186.43) 9

IC – 6 – 152 CM01920 82.84 (2,524.96)

71.15 (1807.2)

6 x 5 (6 x 152.40)

17.20 (1.60)

420,504 (105,965.24)

203 (991.13) 9

IC – 6 – 122 CM01919 71.03 (2,164.99)

59.34 (1507.2)

6 x 4 (6 x 121.92)

14.00 (1.30)

339,137 (85,461.10)

164 (800.72) 9

IC – 6 – 91 CM01918 58.83 (1,793.14

47.14 (1197.3)

6 x 3 (6 x 91.44)

10.80 (1.00)

254,404 (64,108.74)

123 (600.54) 9

IC – 6 – 61 CM01917 47.00 (1,432.56)

35.32 (897.1)

6 x 2 (6 x 60.96)

7.53 (0.70)

173,667 (43,763.35)

84 (410.12) 9


87



88


MODELO NÚMERO

DE PARTE

“A” ft

(mm)

“B” ft

(mm)

DIÁMETRO Y

LONGITUDpulg x ft

(pulg x cm)


ft2 (m2)

CALOR INTERCAMBIADO

BTU/h (kcal/h)

COEFICIENTE TOTAL

TRANSFERIDO


NÚMERO DE

TUBOS EN “U”

IC – 8 – 274 CM01989 133.88 (4,080.66)

119.67 (3,647.54)

8 x 9 (8 x 274.32)

64.50 (5.99)

1,007,110 (253,787.49)

487 (2,377.74) 19

IC – 8 – 244 CM01988 122.07 (3,720.39

107.36 (3,272.33)

8 x 8 (8 x 243.84)

57.00 (5.30)

895,676 (225,706.59)

433 (2,114.09) 19

IC – 8 – 213 CM01987 109.87 (3,348.84)

95.66 (2,915.72)

8 x 7 (8 x 213.36)

51.00 (4.74)

782,140 (197,096.00)

378 (1,845.56) 19

IC – 8 – 183 CM02345 98.05 (2,988.56)

83.84 (2,555.44)

8 x 6 (8 x 182.88)

43.00 (3.99)

672,810 (169,545.29)

325 (1,586.79) 19

IC – 8 – 152 CM01986 85.85 (2,616.71)

71.64 (2,183.59)

8 x 5 (8 x 152.40)

32.30 (3.00)

559,269 (140,933.44)

270 (1,318.26) 19

IC – 8 – 122 CM01985 74.04 (2,256.74)

59.83 (1,823.62)

8 x 4 (8 x 121.92)

29.00 (2.69)

450,000 (113,398.11)

217 (1,059.49) 19

IC – 8 – 91 CM01984 61.84 (1,884.88)

47.63 (1,451.76)

8 x 3 (8 x 91.44)

21.50 (2.00)

336,403 (84,772.14)

163 (795.84) 19

IC – 8 – 61 CM01983 50.02 (1,524.61)

35.81 (1,091.49)

8 x 2 (8 x 60.96)

14.00 (1.30)

227,073 (57,221.44)

110 (537.07) 19


89



90


MODELO NÚMERO DE PARTE

“A” ft

(mm)

“B” ft

(mm)

DIÁMETRO Y LONGITUD

pulg x ft (pulg x cm)


ft2 (m2)

CALOR INTERCAMBIADO

BTU/h (kcal/h)

COEFICIENTE TOTAL

TRANSFERIDO


NÚMERO DE TUBOS

EN “U”

IC – 10 – 274 CM01996 135.88 (3451.3)

120.67 (3065.0)

10 x 9 (10 x 274.32)

118.40 (11.00)

1,274,129 (321,075.16)

615 (3,002.69) 36

IC – 10 – 244 CM01995 124.07 (3151.3)

108.86 (2765.0)

10 x 8 (10 x 243.84)

107.60 (10.00)

1,135,364 (286,106.96)

548 (2,675.57) 36

IC – 10 – 213 CM01994 111.87 (2841.4)

96.66 (2455.1)

10 x 7 (10 x 213.36)

90.40 (8.40)

992,338 (250,065.01)

479 (2,338.68) 36

IC – 10 – 183 CM02422 100.05 (2541.3)

84.84 (2154.9)

10 x 6 (10 x 182.88)

78.60 (7.30)

853,623 (215,109.41)

412 (2,011.56) 36

IC – 10 – 152 CM01993 87.85 (2231.3)

72.64 (1845.0)

10 x 5 (10 x 152.40)

64.50 (5.99)

711,355 (179,258.47)

343 (1,674.67) 36

IC – 10 – 122 CM01992 76.04 (1931.4)

60.83 (1545.0)

10 x 4 (10 x 121.92)

54.00 (5.02)

571,884 (144,112.37)

276 (1,347.55) 36

IC – 10 – 91 CM01991 63.84 (1621.5)

48.63 (1235.2)

10 x 3 (10 x 91.44)

40.00 (3.72)

428,916 (108,085.03)

207 (1,010.66) 36

IC – 10 – 61 CM01990 52.02 (1321.3)

36.81 (934.9)

10 x 2 (10 x 60.96)

26.00 (2.42)

290,148 (73,116.08)

140 (683.54) 36


91

INTERCAMBIADORES IA – 6:


92


MODELO NÚMERO

DE PARTE

“A” ft

(mm)

“B” ft

(mm)

DIÁMETRO Y

LONGITUD pulg x ft

(pulg x cm)


ft2 (m2)

CALOR INTERCAMBIADO

BTU/h (kcal/h)

COEFICIENTE TOTAL

TRANSFERIDO


NÚMERO DE

TUBOS EN “U”

IA – 6 – 274 CM01957 119.432 (3033.57)

107.745 (2736.72)

6 x 9 (6 x 274.32) 32.2 2,182,120

(549,885.08) 713

(3,481.17) 9

IA – 6 – 244 CM01956 107.610 (2733.47)

95.930 (2436.74)

6 x 8 (6 x 243.84) 28 1,943,202

(489,678.74) 635

(3,100.34) 9

IA – 6 – 213 CM01955 95.412 (2423.46)

83.725 (2126.61)

6 x 7 (6 x 213.36) 25 1,696,320

(427,465.52) 554

(2,704.87) 9

IA– 6 – 183 CM02017 83.552 (2122.22)

71.865 (1825.37)

6 x 6 (6 x 182.88) 21.5 1,289,681

(324,994.20) 422

(2,060.38) 9

IA – 6 – 152 CM01954 71.387 (1813.22)

59.700 (1516.50)

6 x 5 (6 x 152.40) 17.2 1,071,360

(269,978.22) 350

(1,708.85) 9

IA – 6 – 122 CM01953 59.582 (1513.38)

47.895 (1216.53)

6 x 4 (6 x 121.92) 14 535,680

(134,989.11) 175

(854.42) 9

IA– 6 – 91 CM01952 47.382 (1203.50)

35.695 (906.65)

6 x 3 (6 x 91.44) 10.8 410,688

(103,491.65) 134

(654.25) 9

IA – 6 – 61 CM01951 35.572 (903.52)

23.885 (606.67)

6 x 2 (6 x 60.96) 7.5 267,840

(67,494.56) 88

(429.65) 9


93



94


MODELO NÚMERO

DE PARTE

“A” ft

(mm)

“B” ft

(mm)

DIÁMETRO Y

LONGITUD pulg x ft

(pulg x cm)


ft2 (m2)

CALOR INTERCAMBIADO

BTU/h (kcal/h)

COEFICIENTE TOTAL

TRANSFERIDO


NÚMERO DE

TUBOS EN “U”

IA – 8 – 274 CM02003 120.920 (3,685.64)

106.675 (3,251.45)

8 x 9 (8 x 274.32)

64.5 (5.99)

4,010,820 (1,010,709.79)

1,310 (6,395.98) 19

IA – 8 – 244 CM02002 109.110 (3,325.67)

94.865 (2,891.49)

8 x 8 (8 x 243.84)

57 (5.30)

3,571,203 (899,928.16)

1,167 (5,697.79) 19

IA – 8 – 213 CM02001 96.890 (2,953.21)

82.645 (2,519.02)

8 x 7 (8 x 213.36)

51 (4.74)

3,117,482 (785,592.37)

1,019 (4,975.12) 19

IA – 8 – 183 CM02344 85.080 (2,593.24)

70.835 (2,159.05)

8 x 6 (8 x 182.88)

43 (3.99)

2,678,400 (674,945.55)

875 (4,272.12) 19

IA – 8 – 152 CM02000 72.895 (2,221.84)

58.645 (1,787.50)

8 x 5 (8 x 152.40)

32.3 (3.00)

2,224,682 (560,610.52)

726 (3,544.64) 19

IA – 8 – 122 CM01999 61.085 (1,861.87)

46.835 (1,427.53)

8 x 4 (8 x 121.92)

29 (2.69)

1,785,600 (499,963.70)

583 (2,846.46) 19

IA – 8 – 91 CM01998 48.865 (1,489.41)

34.615 (1,055.07)

8 x 3 (8 x 91.44)

21.5 (2.00)

1,331,881 (335,628.42)

435 (2,123.86) 19

IA – 8 – 61 CM01997 37.055 (1,129.44)

22.805 (695.10)

8 x 2 (8 x 60.96)

14 (1.30)

892,800 (224,981.85)

292 (1,425.67) 19


95



96


MODELO NÚMERO

DE PARTE

“A” ft

(mm)

“B” ft

(mm)

DIÁMETRO Y

LONGITUD pulg x ft

(pulg x cm)


ft2 (m2)

CALOR INTERCAMBIADO

BTU/h (kcal/h)

COEFICIENTE TOTAL

TRANSFERIDO


NÚMERO DE

TUBOS EN “U”

IC – 10 – 274 CM02010 121.925 (3,716.27)

106.675 (3,251.45)

10 x 9 (10 x 274.32)

118.40 (11.00)

5,713.920 (1,439,883.84)

1,873 (9,144.79) 36

IC – 10 – 244 CM02009 110.125 (3,356.61)

94.875 (2,891.79)

10 x 8 (10 x 243.84)

107.60 (10.00)

5,088,308 (1,282,232,25)

1,668 (8,143.89) 36

IC – 10 – 213 CM02008 97.895 (2,983.84)

82.645 (2,519.02)

10 x 7 (10 x 213.36)

90.40 (8.40)

4,441,843 (1,119,325.78)

1,456 (7,108.82) 36

IC – 10 – 183 CM02423 86.085 (2,623.87)

70.835 (2,159.05)

10 x 6 (10 x 182.88)

78.60 (7.30)

3,816,231 (961,674.18)

1,251 (6,407.92) 36

IC – 10 – 152 CM02007 73.895 (2,252.32)

58.645 (1,787.50)

10 x 5 (10 x 152.40)

64.50 (5.99)

3,169,766 (798,767.72)

1,039 (5,072.84) 36

IC – 10 – 122 CM02006 62.085 (1,892.35)

46.835 (1,427.53)

10 x 4 (10 x 121.92)

54.00 (5.02)

2,544,157 (641,116.88)

835 (4,076.83) 36

IC – 10 – 91 CM02005 49.865 (1,519.89)

34.615 (1,055.07)

10 x 3 (10 x 91.44)

40.00 (3.72)

1,897,688 (478,209.41)

623 (3,041.75) 36

IC – 10 – 61 CM02004 38.055 (1,159.92)

22.805 (695.10)

10 x 2 (10 x 60.96)

26.00 (2.42)

1,272,077 (320,558.06)

418 (2,040.86) 36


97

INTERCAMBIADORES DE SUCCIÓN:

MODELO NÚMERO DE PARTE

ÁREA DE CALENTAMIENTO

CANTIDAD DE TUBOS EN “U”

IS-10-274 CM-2241 2.3 m2 9


98

APÉNDICE

1. Coeficientes de Ensuciamiento.

2. Coeficientes Típicos Globales de Intercambio “U”.

3. Coeficientes Individuales de Película “h”.

4. Coeficientes Globales de Intercambio “U” – Intercambiadores de Doble Tubo.

5. Datos de Coeficiente Global “U” – Para Industria de Destilación de Petróleo e Industria Petroquímica.


101

COEFICIENTES DE ENSUCIAMIENTO Rango de valores típicos. El valor real puede ser mayor o menor que el tabulado

FLUIDO ft2 °F h/BTU m2 °C h/kcal

Aceites Fuel Oil Aceite lubricante Aceite de templado

0.005 0.001 0.004

0.0010 0.0002 0.0008

Líquidos Refrigerante Hidráulico Términos (tipo Dowtherm) Sales fundidas

0.001 0.001 0.001 0.0005

0.0002 0.0002 0.0002 0.0001

Gases y Vapores

Gas coke, Gas de agua Vapor sin aceite Vapor de escape con aceite Aire comprimido Gases refrigerantes

0.005 0.002 0.0001 0.002 0.002

0.0010 0.0004 0.00002 0.0004 0.0004

Líquidos de Proceso

Soluciones de MEA y DEA Soluciones de DEG y TEG Extracciones laterales y fondos de columnas fraccionadoras Soluciones Cáusticas

0.002 0.002 0.001 0.002

0.0004 0.0004 0.0002 0.0004

Gases y Vapores de Proceso

Gas ácido Vapores de solvente Vapores estables en tope de columna fraccionadora Gas Natural

0.001 0.001 0.001 0.001

0.0002 0.0002 0.0002 0.0002

Aclaraciones de las abreviaturas.

Dowtherm: marca registrada de Dow; se suele usar para designar un tipo de fluido sintético usado como fluido de intercambio de temperaturas altas y medias.

MEA: modo etanol amina. DEA: di etanol amina. DEG: di etilen glicol. TEG: tri etilen glico.


102

COEFICIENTES TÍPICOS GLOBALES DE INTERCAMBIO “U”

CORRIENTE CALIENTE CORRIENTE FRÍA BTU/(ft2 °F h) kcal/(m2 °C h)

Agua Agua 140 280 683.54 1,367.08

Solventes orgánicos Agua 45 130 219.71 634.72

Gases Agua 2.6 45 12.69 219.71

Aceites livianos Agua 60 160 292.95 781.19

Aceites pesados Agua 10 45 48.82 219.71

Solventes orgánicos Aceites livianos 20 70 97.65 341.77

Agua Salmuera 105 210 512.65 1,025.31

Solventes orgánicos Salmuera 26 90 126.94 439.42

Gases Salmuera 2.6 45 12.69 219.71

Solventes orgánicos Solvente org. 20 62 97.65 302.71

Aceites pesados Aceites pesados 8 44 39.06 214.83

Vapor Agua 260 700 1,269.43 3,417.70

Vapor Aceites livianos 44 140 214.83 683.54

Vapor Aceites pesados 9 80 43.94 390.59

Vapor Solventes orgánicos 105 210 512.65 1,025.31

Vapor Gases 3.5 35 17.09 170.88

Fluidos de intercambio (tipo Dowtherm) Aceites pesados 8 53 39.06 258.77

Baja viscosidad (μ < 2 cP) 210 700 1,025.31 417.70

Vapor Soluciones acuosas Alta viscosidad

(μ < 2 cP) 105 210 512.65 1,025.31

COEFICIENTES INDIVIDUALES DE PELÍCULA “h”

FLUIDO BTU/(ft2 °F h) kcal/(m2 °C h)

Agua 265 1940 1,293.84 9,471.91

Solventes orgánicos 2.6 44 12.69 214.83

Gases 60 350 292.95 1,708.85

Aceites livianos 10 120 48.82 585.89


103

COEFICIENTES GLOBALES DE INTERCAMBIO “U” – INTERCAMBIADORES DE DOBLE TUBO

Rango de valores típicos. El valor real puede ser mayor o menor que el tabulado. (Coeficientes basados en superficie total externa incluyendo aletas)

CORRIENTE CALIENTE CORRIENTE FRIA BTU/(ft2 °F h) kcal/(m2 °C h)

Nafta Pesada Agua (6 ft/s en el ángulo) 25 122.06

Agua (3 ft/s en el ángulo) 20 97.65

Nafta Liviana Agua (6 ft/s en el ángulo) 30 146.47

Agua (3 ft/s en el ángulo) 25 122.06

K3PO4 Limpio Agua 40 195.30

K3PO4 Limpio K3PO4 Sucio 42 205.06

DATOS DE COEFICIENTE GLOBAL “U” – PARA INDUSTRIA DE DESTILACIÓN DE PETRÓLEO E INDUSTRIA PETROQUÍMICA

FLUIDO CALIENTE FLUIDO FRÍO U (BTU/h ft2 °F)

U kcal/(h m2 °C)

Intercambiador de Haz de Tubos y Coraza Atmospheric Pipe-still Top Pumparound Crude 60 - 70 292.95 - 341.77

Atmospheric P-s No. 3 Side Streams Crude 48 - 58 234.36 - 283.18

Atmospheric P-s Bottom Pumparound Crude 55 - 85 268.53 - 415.01

Lean Oil Fat Oil 60 292.95

Hydrocracker Effluent Hydrocraker Feed 75 366.18

Hydrogenation Reactor Effluent Hydrog. Reactor Feed 51 - 55 249.00 - 268.53

Hydrofiner Effluent Hydrofiner Feed 50 - 68 244.12 - 332.01

Debutanizer Effluent Debutanizer Feed 70 341.77

Powerformer Effluent Powerformer Feef 50 - 80 244.12 - 390.59

Acetylene Converter Feed Acety. Conv. Effluent 22 - 30 107.41 - 146.47

Regenerated D.E.A Foul D.E.A 110 537.07

Catalyst-Oil Slurry Gas Oil Feed 40 195.30

Cracking Coil Vapors Rerun Still Feed 50 244.12

Cracking Coil Vapors Gas Oil 30 146.47

Rerun Still Overhead Rerun Still Feed 50 244.12

Splitter Overhead Debutanizer Feed 55 268.53


104


(CONTINUACIÓN)

FLUIDO CALIENTE FLUIDO FRÍO U (BTU/h ft2 °F)

U kcal/(m2 °C h)

Enfriadores

Brine Water 150 - 210 732.36 - 1,025.31 Brine Sour Water 100 - 115 488.24 - 561.48 Debutanizer Bottoms Water 60 - 75 292.95 - 366.18 Debutanizer overhead products Water 85 - 90 415.01 - 439.42 Depentanizer Bottom Products Water 43 209.94 Vacuum Pipe Still Bottoms Water 20 - 25 97.65 - 122.06 Absorber Oil Water 80 390.59 Splitter Bottoms Water 18 87.88 Lean Oil Water 70 341.77 Heavy Gas Oil Water 40 195.30 Regenerated D.E.A. Water 110 537.07 Reduced Crude Water 29 - 32 141.59 - 156.24

Enfriadores de Gas

Air 27 psig Water 13 63.47 Air 105 psig Water 17 83.00 Air 320 psig Water 23 112.30 Primary Fractionador Gas Water 27 131.83 Hydrocarbon Vapors (M.W = 30) Water 38 - 43 185.53 Hydrocarbon Vapors (M.W = 25) Water 55 - 60 268.53 Propylene Water 50 244.12

Condensadores

Ethylene Water 31 151.36 Atmospheric Pipe Still Overhead Water 80 - 90 390.59 - 439.42 Atmospheric Pipe Still Overhead Water 35 - 45 170.88 - 219.71 Atmospheric Pipe Still Distillate Water 70 - 80 341.77 - 390.59 Vacuum Pipe Still Overhead Water 115 - 130 561.48 - 634.72 Debutanizer Overhead Water 90 - 100 439.42 - 488.24 Deethanizer Overhead Water 90 - 113 439.42 - 551.71 Depentanizer Overhead Water 110 537.07 Hydrofiner Effluent Water 91 - 105 444.30 - 512.65 Stabilizer Overhead Water 75 - 85 366.18 - 415.01 Splitter Overhead Water 85 - 113 415.01 - 551.71 Rerun Still Overhead Water 70 341.77


105


(CONTINUACIÓN)

FLUIDO CALIENTE FLUIDO FRÍO U (BTU/h/ft2/°F)

U kcal/(m2 °C h)

D.E.A. Regenerator Overhead Water 100 488.24 Primary Fractionator Overhead Water 40 (50% cond.) 195.30 Primary Fractionator Overhead & Products Water 60 (25% cond.) 292.95 Powerformer Effluent Water 55 - 60 268.53 - 292.95 Hydrocracker Effluent Water 85 415.01 Propylene Water 120 585.89 Steam Water 400 - 600 1952.97 - 2929.46

Congeladores Ethylene Propylene 98 478.48 Demethanizer Overhead Ethylene 107 522.42 Deethanizer Overhead Propylene 113 551.71 Depropanizer Overhead Propylene 115 561.48 Ethylene Ethylene 99 - 105 483.36 - 512.65 Demethanizer Feed Ethylene 96 - 113 468.71 - 551.71 Demethanizer Feed Propylene 100 - 122 488.24 - 595.66

Rehervidores (calderetas) Steam Demethanizer Bootoms 75 366.18 Lean Oil Demethanizer Bootoms 60 292.95 Steam Deethanizer Bootoms 73 - 86 356.42 - 419.89 Atmospheric Pipe Still Top Pumparound Deethanizer Bootoms 66 322.24 Steam Depropanizer Bootoms 89 434.54 Steam Debutanizer Bootoms 74 - 100 361.30 - 488.24 Atmospheric Pipe Still Top Pumparound Debutanizer Bootoms 65 317.36 Atmospheric Pipe Still Bottoms Debutanizer Bootoms 56 273.42 Steam Depentanizer Bottoms 81 395.48 Steam Debenzenizer Bootoms 102 498.01 Steam Detoluenizer Bootoms 77 375.95 Steam Splitter Bottoms 80 390.59 Dowtherm Splitter Bottoms 70 341.77 Steam Splitter Bottoms 82 400.36 Steam Stabilizer Bottoms 115 561.48 Steam Rerun Tower Bottoms 74 361.30


106


(CONTINUACIÓN)

FLUIDO CALIENTE FLUIDO FRÍO U (BTU/h/ft2/°F)

U kcal/(m2 °C

h Dowtherm Rerun Tower Bottoms 47 229.47

Steam LPG Bottoms 70

Powerformer Effluent Powerformer Stabilizer Bottoms 75 – 77

Steam K3PO4 Stripper Bottoms 145

Steam D.E.A. Regenerator Bottoms 240

Dowtherm Phenol 65 Precalentadores

Steam Isobutene Tower Feed 92 Steam Rerun Tower Feed 80 – 100 Steam Debutanizer Tower Feed 110

Steam Hydrogentation Reactor Feed 75 – 89

Steam Powerformer Stabilizer Feed 47

Generadores de Vapor Vaccum Pipe Still Bottoms Feed water 35 Vaccum Pipe Still Bottoms Pumparound

Feed water 67 – 86

Primary Fractionation Slurry Feed water 30 – 55 Flue Gas Feed water 8 – 15 Reformer Effluent Feed water 45 – 60

BIBLIOGRAFÍA Finned and Profins Plain Tubes Facultad Regional Resistencia, Depto. de Ingeniería Química Cátedra de Tecnología de Energía Térmica e Intercambiadores de Calor de Placas Cálculo y Selección de Equipos Ing. Carlos Alderetes, Ing. Marcos Maiocchi 01/2002 Intercambiadores de Calor Cao Procesos de Transferencia de Calor D. Q. Kern Manual del Ingeniero Químico R. H. Perry Haslego Christopher, Polley Graham Designing Plate and Frame heat exchangers, Parte I Chemical Eng.Prog., setiembre 2002, pág. 32 a 37 Raju K.S., Chand Jagdish Heat Transfer, the Chemical Engineering Guide Volume 2, pág.241 a 252, McGraw Hill Public.Co, 1987 Heat Exchangers Guide Fourth edition, Alfa Laval, Sweden, 1986 Paraflow Seminar, Principles of plate heat exchangers The APV Co, 1975, UK Quasar, plate heat exchangers APV Systens, 2002 Alfa Laval and the Food Industry Sweden, 1998, brochureIB68176 E1 / 9810 Superchanger, Plate and Frame brochure SC-7, The Tranter Inc, 1999 Gaiser E., Kottke V High performance plate heat exchangers Chemical Plants & Processing, N° 9 / 1990 Reproducido por W.Schmidt – Bretten GmbH Clip Line Plate Heat Exchangers the ultimate PHE in Food Processing “, Alfa Laval Thermal, Lund, Sweden, 1998 LINKGRAFÍA

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flujo en

coraza en

suciedad en

pasaje en

carga en

en virtud

tubos en u

en su carcter