CRITERIOS DE DISEÑO PARA INTERCAMBIADORES DE CALOR Sebastian Amar Gil Matero Giraldo Giraldo Gaviria Gaviria Carolina Velásquez Giraldo
TEMPERATURA 1. Las temperaturas de entrada y salida de los fluidos calientes y fríos se conocen como temperaturas de proceso. 2. Para tubos concéntricos el método para calcular la diferencia de temperatura, entre cada fluido respectivo, se hace con las temperaturas del proceso, ya que generalmente son las únicas conocidas. 3. Para establecer la diferencia de temperaturas de la forma anterior es necesario hacer estimaciones para todas las resistencias entre las dos temperaturas. 4. La resistencias para intercambiadores de tubos concéntricos es dado por la ecuación 5.1 [1] 5. En la condensación de vapor se puede proporcionar una resistencia despreciable. 6. La Ecuación 5.3 [1] se usa para computar el área total o longitud de trayectoria requerida, cuando se da Q y ∆t (Calculado a partir de las temperaturas del proceso). 7. Cuando la resistencia del tubo metálico es pequeña en comparación con la suma de resistencias de ambos coeficientes de película, puede despreciarse. 8. Si un coeficiente de película es pequeño y otro muy grande, el coeficiente menor proporciona la mayor resistencia y el coeficiente total para el aparato es muy cercano al reciproco de la resistencia mayor. 9. El coeficiente total de transferencia de calor U es constante en toda la trayectoria. 10. Las libras por hora de fluido que fluye son constantes, obedeciendo los requerimientos de flujo estable. 11. El calor específico es constante sobre toda la trayectoria. 12. No 12. No hay cambios parciales de fase en el sistema. Es aplicable para cambios en el calor sensible y cuando la vaporización o condensación es isotérmica en toda la trayectoria. 13. Para el cálculo logarítmico de la diferencia de temperaturas, las pérdidas de calor son despreciables. 14. La diferencia de temperaturas se debe calcular a partir de la media logarítmica, Ec. 5.14 [1]. 15. El arreglo será en contracorriente o en paralelo, en primera instancia dependiendo en donde la diferencia de temperaturas sea mayor, generalmente ocurre en contracorriente. Sin embargo ocurren ciertos casos en donde se debe guiar por otros criterios para definir cuál será el arreglo. 16. En flujo paralelo, la menor temperatura teóricamente alcanzable por el flujo caliente, es la temperatura de salida del flujo frio, t2. Si esta temperatura es alcanzada, el LMTD seria cero. En este caso el A, de la ecuación tendría que ser infinita, lo cual es imposible. 17. En un aparato en contracorriente la temperatura de salida del fluido caliente T2, óptimamente debe caer dentro de 5 o 10° la temperatura de entrada del fluido frio t1.
18. En un aparato en paralelo la transferencia de calor se restringirá por la temperatura de salida del fluido frio. 19. El flujo paralelo se usa para fluidos viscosos fríos, puesto que el arreglo permite que se obtenga un mayor valor de U. 20. Cuando uno de los fluidos se comporta a través del aparato isotérmicamente (Vapor condensante), el flujo paralelo y a contracorriente dan idénticas diferencias de temperatura. 21. El Fc necesario para el cálculo de la temperatura calórica se encuentra en la figura 17 [1]. 22. El factor Fc se aplica en ambas corrientes, pero está determinado por la corriente controlante. 23. Las propiedades para cada fluido se deben calcular a partir de la temperatura calórica respectiva. 24. La temperatura de la pared del tubo se obtiene a partir de las ecuaciones 5.31 y 5.32 [1].
INTERCAMBIADORES DE DOBLE TUBO 1. Generalmente se ensamblan en longitudes efectivas de 12, 15 o 20ft. Si se emplean longitudes mayores a 20ft en el intercambiador de doble tubo, correspondiente a 40ft lineales efectivos o más el tubo interior se vence tocando el exterior, generando mala distribución del fluido en el ánulo. 2. La principal desventaja en el uso de los intercambiadores de doble tubo es la pequeña superficie de transferencia de calor contenida en una horquilla simple. 3. En un proceso industrial se requiere un gran número de este tipo de intercambiadores, lo cual requiere considerable espacio, además es de considerar que cada intercambiador introduce al menos 14 puntos de posibles fugas. 4. El tiempo y gastos requeridos para el mantenimiento son muy grandes en comparación con otros equipos de trabajo. 5. Los intercambiadores de doble tubo son usados mayormente en donde la superficie total de transferencia de calor requerida es pequeña, 100 a 200ft 2 o menos. 6. Para cálculo de hi se hace uso de las ecuaciones 6.1 y 6.2 del libro Procesos de transferencia de calor [1] para flujo laminar y turbulento respectivamente. Es importante tener en cuenta que dichas ecuaciones fueron obtenidas para tubos, pero pueden usarse igualmente para cálculos en tuberías, además, son aplicables para líquidos l íquidos orgánicos, soluciones acuosas y gases, no se aplican para el agua. Ambas ecuaciones se encuentran graficadas en la figura 24 del apéndice del mismo libro [1]. 7. Para los fluidos que fluyen por en ánulo se debe usar el diámetro equivalente, cuando un fluido fluye por un conducto que tiene sección diferente a la circular, como en el ánulo, es conveniente expresar los coeficientes de transferencia de calor y factores de fricción mediante los mismos tipos de ecuaciones y curvas usadas para tuberías y tubos. El diámetro equivalente en ánulos De es cuatro veces el radio hidráulico, que es el radio de un tubo equivalente a la sección del ánulo, para caídas de presión el diámetro equivalente De’ contiene las resistencias de ambos tubos.
− =
′ =
Donde D2 es el diámetro exterior del ánulo y D1 el diáme tro interior. Nota: Los diferentes De conducen a que el Re, w, G y µ sean diferentes para la transferencia de calor y caída de presión, pues De debe estar sobre 2100 mientras que De’ por debajo. Aun así para el ánulo la distinción entre flujo laminar y turbulento para un Re mayor o menor a 2100 es solo una aproximación. 8. Para el cálculo de ho en fluidos en el ánulo se puede hacer uso de la figura 24 del apéndice [1] considerándola una gráfica de DeG/µ vs. (hoDe/k)(cµ/k) 1/3 (µ/µ w)-0.14, ho es efectiva en el diámetro exterior del tubo interior. 9. En intercambiadores de doble tubo es costumbre usar una corrección para el hi según la cual
ℎ = ℎ = ℎ
Donde A es calculada tomando el diámetro del tubo como el exterior, es decir aquel que contiene el espesor del mismo. 10. Los coeficientes totales de transferencia de calor requeridos para cumplir con las condiciones del proceso deben ser determinados de la ecuación de Fourier cuando A es conocida y Q y ∆t son calculados a partir de las condiciones del proceso.
= /∆
Si A no se conoce U puede obtenerse mediante las dos coeficientes de película despreciando la resistencia de la pared del tubo como sigue.
= =
ó
= +
Valor según el cual puede obtenerse finalmente A como cálculo de diseño. Al cálculo anterior se le asigna Uc ya que no se ha tenido en cuenta la incrustación generada por el uso. (Uc: coeficiente total limpio). 11. Cuando los aparatos de transferencia de calor han estado en servicio por algún tiempo se depositan incrustaciones en la parte interior y exterior de las tuberías, añadiendo dos resistencias más, que reducen el val or original de Uc y la cantidad requerida de calor ya este no se transfiere por la superficie original A (T 2 aumenta t2 disminuye) aun cuando ho y hio se mantienen sustancialmente constantes. Para obviar esta eventualidad se diseña el equipo anticipando la incrustación introduciendo la resistencia Rd: factor de incrustación. Rdi: factor de obstrucción para fluido del tubo interior a su diámetro interior. Rdo: factor de obstrucción ara fluido en el ánulo en el diámetro exterior del tubo interior. UD: coeficiente total de lodos o de diseño.
1 = 1
El valor calculado de A con U D proporciona las bases en las cuales en las cuales el equipo debe ser diseñado.
= entonces = 12. Si se desea calcular A entonces = / ∆ y hio y ho deberán calcularse Si se toma que
primero mediante las ecuaciones 6.1 y 6.2 [1] para obtener finalmente UC y posteriormente UD. 13. Si se quiere conocer la velocidad a la cual se acumula lodo sobre una superficie conocida A, U C permanece constante si la incrustación no altera la velocidad másica, mientras que UD y ∆t cambiaran a medida que se acumule el lodo. Si ∆t es observada entonces
=
ó
= −
14. Cuando Rd (depositado) > Rd (permitido) como sucede después de cierto periodo de servicio, el aparato no pasara una cantidad de calor igual a los requerimientos y debe ser limpiado. 15. En la tabla 12 del apéndice [1] se encuentran los valores numéricos de factores de obstrucción para cierta variedad de procesos. 16. Si se hace necesaria una limpieza demasiado frecuente debe aumentarse Rd en diseños futuros. 17. La caída permitida de presión en un intercambiador es la presión estática del fluido que debe disiparse para mover el fluido a través del intercambiador. La bomba seleccionada para la circulación del fluido en proceso debe desarrollar suficiente carga para vencer las pérdidas de fricción, de conexiones, reguladores de control y la caída de presión en el intercambiador mismo. 18. Es costumbre permitir una caída de presión de 5 a 10lb/in 2 para intercambiadores donde en flujo no es por gravedad. 19. La caída de presión hallada mediante la ecuación de Fanning usando un valor apropiado de f. Para la caída de presión en ánulo debe reemplazarse el diámetro en el Reynolds por De’ para obtener f.
Ecuación 6.14 para el ánulo ∆ = ⍴′
[1]
y
para la tubería. ∆ = ⍴
Si se conectan varios intercambiadores de doble tubo ánulo a ánulo y tubería a tubería L es el total de la trayectoria. 20. La caída de presión hallada mediante la ecuación de Fanning no incluye la caída de presión cuando el flujo entra o sale de los intercambiadores. Generalmente en los tubos estas pérdidas son despreciables, pero para los ánulos pueden ser importantes, para lo cual la caída de presión permitida de una cabeza de velocidad V2/2g por horquilla ordinariamente es suficiente, aun así, a menos que la velocidad sea bastante mayor que 3ft/s las pérdidas de entrada y salida pueden despreciarse. En la figura 27 del apéndice [1] se encuentran graficados valores de V2/2g vs. Velocidad másica para fluidos con gravedad especifica de 1.
Calculo de un intercambiador de doble tubo 21. El primer problema es determinar qué flujo deberá ponerse en el ánulo y en el tubo interior, para lo cual se establecen tamaños relativos de áreas de flujo para ambas corrientes según las cuales la velocidad másica y caída de presión deben ser casi iguales.
Para arreglos estándares de tubos dobles las áreas de flujo se dan en la tabla 6.2 [1]. 22. Los diámetros de la tubería deben darse o suponerse. 23. Las pérdidas por radiación de los intercambiadores usualmente son insignificantes comparadas con la carga térmica transferida en el intercambiador. 24. Para el cálculo de las temperaturas calóricas, si el líquido es una fracción de petróleo o un hidrocarburo usar la figura 17 del apéndice [1] y ecuaciones 5.28 y 5.29; si no, el cálculo de U C debe efectuarse en las terminales calientes y frías suponiendo Uh y Uc de los cuales se obtiene kc y Fc de la figura 17 ó ecuación 5.27 [1]. 25. Si ninguno de los fluidos es muy viscoso en la terminal fría (No más de 1cp), si el rango de temperatura no excede de 50 a 100°F y si la diferencia de temperatura no excede de 50°F se puede usar un promedio de T 1 y T2 y t1 y t2m para obtener Tc y tc para evaluar las propiedades físicas. 26. Para flujo no viscoso φ=(μ/ μ w)0.14 puede tomarse como 1. 27. Cuando se asume φ=1 se supone también una desviación despreciable de las propiedades del fluido a partir del flujo isotérmico. Cuando la Tw difiere notablemente de la Tc o t c del fluido controlante y este fluido es viscoso, el valor de φ=(μ/ μw)0.14 debe tenerse en cuenta calculando tw mediante
= ℎℎ ℎ
Que son las ecuaciones 5.31 y 5.32 [1] en las cuales se emplean los coeficientes hio y ho sin corregir. Los coeficientes hio y ho se corrigen mediante
ℎ = y ℎ = ( ), calculando finalmente nuevamente Uc.
28. Cuando la caída de presión supera las 10lb/in 2 se puede: Usar una desviación de manera que únicamente 3/4 o 2/3 del fluido fluya a través de los intercambiadores y el resto a través de una desviación. Aunque esto puede ser una solución para la caída de presión el flujo reducido origina algunos cambios desfavorables en el diseño, pues se reduce la velocidad másica Ga y con ella ho, disminuyendo a su vez UC por casi Ga0.8. Si se circula además menos líquido a través del ánulo este deberá enfriarse a un rango mayor de 160 a 100°F, de manera que cuando de mezcle con el fluido que pasa por la derivación resulte una temperatura de salida de 100°F, pues si la diferencia de temperatura en la terminal fría es pequeña, se disminuye notablemente el MLDT. Se puede evaluar el intercambio de la localización de las corrientes, cambiando el fluido que pasa por los tubos al ánulo. Conectar dos intercambiadores de doble tubo en serie o en serie-paralelo. 29. Los efectos de disminución de UC Y MLDT aumentan considerablemente el número de horquillas requeridas aun cuando la carga de calor es constante.
INTERCAMBIADORES DE TUBO CONTRACORRIENTE-PARALELO
Y
CORAZA:
FLUJO
1-2
1. Generalmente cuando se requieren grandes superficies de transferencia de calor es recomendable usar intercambiadores de tubo y coraza, ya que las horquillas de doble tubos presentan un gran número de posibles puntos de fugas. 2. En algunos usos industriales es deseable instalar tubos en el espejo, de manera que puedan ser removidos fácilmente. 3. En la práctica, los tubos se empacan en el espejo mediante casquillos, y se usa como empaques anillos de metal suave. 4. Los tubos de intercambiadores son conocidos como tubos para condensador, en estos el diámetro exterior de los tubos coincide con el diámetro exterior real en pulgadas. 5. Los materiales más generales con los que están hechos estos tubos son: acero, cobre, admiralty, metal Muntz, latón, 70-30 cobre-níquel, aluminio-bronce, aluminio y acero inoxidable. 6. Los tubos de los intercambiadores son generalmente tipo “Tube”, son definidos por el calibrador Birmingham para alambres (BWG). 7. En la tabla 10 del apéndice del libro [1] se enlistan las especificaciones de los tubos tipo Tube. 8. Los tubos de intercambiador más comunes son los de ¾ de pulgada y 1 pulgada de diámetro exterior. 9. Los arreglos más comunes para los tubos de intercambiador son:
10. La ventaja del arreglo cuadrado es la accesibilidad para la limpieza externa y se da una pequeña caída de presión cuando el fluido fluye en la dirección indicada por la figura anterior. En los arreglos triangulares se da mayor turbulencia. 11. La distancia más corta entre dos tubos es la claridad o ligadura, estos espaciamientos son en su mayoría estandarizados. La distancia entre los centros de los tubos se llama Pitch (P T). 12. Los espaciados más comunes para arreglos cuadrados son de ¾ in. de diámetro externo para un espaciado de 1 in. y de 1 in. de diámetro externo para un espaciado de 1 ¼ in. Para arreglos triangulares los espaciados más comunes son de ¾ in. de diámetro externo en un espaciado triangular de 15/16 in. y de ¾ in. de diámetro externo en un espaciado de 1 in. 13. La coraza generalmente es tipo “Pipe” hasta 12 in. y se fabrica de acero, sobre 12 in. e incluyendo 24 in. el diámetro exterior corresponde al diámetro nominal.
14. El grosor estándar para corazas con diámetro interior de 12 in. a 24 in. es de 3/8 in, lo cual es satisfactorio para presiones de operación de 300 lb/in 2. Corazas con diametrito mayor a 24 in. se fabrican doblando la placa de acero. 15. En la tabla 11 del apéndice se encuentran especificados las características de los tubos tipo Pipe.
Deflectores 16. La distancia entre los centros de los deflectores es llamada espaciamiento de deflectores. Generalmente el espaciado de los deflectores no es mayor que una distancia igual al diámetro interior de la coraza, o menor que una distancia igual a un quinto del diámetro interior de la coraza. 17. Los deflectores más comunes son los deflectores segmentados, la altura de estos es generalmente el 75% del diámetro interior de la coraza. Son conocidos como deflectores con 25% de corte.
Intercambiadores 1-2 con cabezal de tubos fijo. 18. La limpieza de los intercambiadores de calor con cabezal fijo puede efectuarse al remover la tapa del carrete y luego limpiar los tubos con un limpiador rotat orio o un cepillo de alambre. 19. Generalmente en este tipo de intercambiadores se dan problemas muy críticos en cuanto a la expansión térmica que sufre la coraza, ya que esta tiende a dilatarse y origina esfuerzos en los espejos estacionarios.
Distribución en el cabezal de tubos y numeración de tubos. 20. Cuando los tubos se distribuyen con los mínimos espacios permitidos entre las divisiones y tubos adyacentes y dentro de un diámetro libre de obstrucción, el número de tubos en la distribución es llamado numeraciones tubos. 21. Normalmente se busca una descompensación no mayor al 5% en la distribución de los tubos en cada paso. 22. En la tabla 9 del apéndice del libro [1] se encuentra la numeración para los tubos de ¾ in. y 1 in. de diámetro exterior para un paso en la coraza y uno, dos, cuatro, seis y ocho pasos en los tubos.
Cabeza flotante empacada. 23. No se recomienda el uso de intercambiadores de cabeza flotante empacada cuando se tienen estoperos mayores a 36 in. de diámetro y presiones altas u operaciones con vibración. 24. El diámetro más pequeño al cual puede doblarse un tubo para un intercambiador con tubos en U sin deformar el diámetro exterior en un doblez en U es de tres a cuatro veces el diámetro exterior del tubo.
CALCULO DE LOS INTERCAMBIADORES DE TUBO Y CORAZA. Coeficientes de película del lado de la coraza. 25. Los coeficientes de transferencia de calor en arreglos triangulares son 25% mayores que los coeficientes en arreglos cuadrados.
26. La figura 28 del apéndice del libro [1] muestra correlaciones de datos industriales para hidrocarburos, compuestos orgánicos, agua, soluciones acuosas y gases, solo es aplicable para flujo turbulento, sirve para hallar h 0. 27. Para números de Reynolds entre 2000 y 1 000 000 es aconsejable usar la siguiente ecuación;
ℎ = 0.36( ).55 ( )/ ( ). Velocidad másica lado de la coraza. 28. Actualmente en muchas distribuciones no hay hileras de tubos en el centro de la coraza, sino que en su lugar existen dos hileras en ambos lados de la línea media y que tienen algunos tubos más que los calculados para el centro.
Diámetro equivalente lado de la coraza. 29. El diámetro equivalente para la coraza se toma como cuatro veces el radio hidráulico obtenido por el arreglo dispuesto en el cabezal de flujos. Para arreglo cuadrado:
4 ( 4 ) =
Para arreglo triangular:
0.86 1 4 ( 2 2 4 ) = 1 2 Nota: d 0 es el diámetro exterior de los tubos.
Diferencia verdadera de temperatura At en un intercambiador 1-2. 30. Suposiciones para hallar la diferencia verdadera de temperatura en un intercambiador 1-2: - La temperatura del fluido en la coraza está a una temperatura isotérmica promedio en cualquier sección transversal. - El área de calentamiento en cada paso es igual. - El coeficiente total de transferencia de calor es constante. - La razón de flujo de cada uno de los fluidos es consta nte. - El calor especifico de cada fluido es constate. - No hay cambios de fase en una parte del intercambiador. - Las pérdidas de calor son despreciables. 31. Para intercambiadores diferentes a 1-1 32. Para intercambiadores 1-1
=
= 33. En la figura 18 del apéndice del libro [1] se encuentran graficados los factores de corrección para la MLDT. 34. Si en todo punto del intercambiador los fluidos siempre están en contracorriente el factor de corrección se vuelve igual a uno. 35. Cuando el factor de corrección es menor a 0.75 no se recomienda usar un intercambiador 1-2, se aconseja usar un arreglo que se asemeje más al flujo en contracorriente. 36. Entre más contacto en paralelo se dé, el factor de corrección va tender a ser más pequeño. 37. Desde la figura 18 a la 23 se puede leer el factor de corrección para diferentes configuraciones. 38. El factor de corrección para un intercambiador 1-2 es igual para un intercambiador 1-4, 1-6 y 1-8. 39. El factor de corrección para un intercambiador 2-4, 2-6 y 2-8 es igual. 40. Si las temperaturas del proceso se fijan, es aconsejable emplear un intercambiador paralelo-contracorriente en vez de un intercambiador en contracorriente, puesto que esto aumenta el costo del equipo más allá del valor de sus ventajas mecánicas.
Caída de presión lado de la coraza. 41. Siempre se tendrá un número impar de cruces si las dos boquillas de la coraza están en lados opuestos de la misma, y un número par si las dos boquillas están en el mismo lado de la coraza. 42. Para obtener el factor de fricción para el lado de la coraza en el apéndice del libro empleado [1] se puede leer este valor en la figura 29 o en la figura 20. 43. El diámetro equivalente usado para calcular la caída de presión es el mismo que se usa para la transferencia de calor, se desprecia la fricción adicional que se ejerce en la coraza.
Caída de presión en los tubos. 44. En la figura 26 puede obtenerse el factor de fricción para el cálculo de la caída de presión en los tubos. 45. El cálculo de hi puede ser efectuado mediante el uso de la tabla 24.
Análisis del rendimiento de un intercambiador 1-2 existente. 46. Para realizar un análisis de desempeño a un intercambiador 1-2 se debe de verificar tres puntos. - ¿Qué coeficiente Uc puede lograrse por los dos fluidos como resultado de su flujo y sus coeficientes de película individuales? - Del balance de energía se calcula el valor de U D. Uc debe de exceder a UD suficientemente de manera que el factor de obstrucción permita la operación del intercambiador por un periodo de servicio razonable. - La caída de presión para las dos corrientes no debe de exceder la caída de presión permitida.
Intercambiadores que usan agua. 47. Los materiales más usados en intercambiadores que usan agua son: admiralty, laton rojo y cobre, metal Muntz y aluminio. 48. Normalmente el agua se maneja dentro de los tubos para evitar posibles problemas de corrosión. 49. Se debe de evitar velocidades menores de 3 ft/s al usar agua de enfriamiento. 50. Generalmente los cabezales de tubo y espejos se pueden hacer de placa gruesa de acero, con una tolerancia cerca de 1/8 in. Sobre los requerimientos estructurales para efectos de corrosión, o se pueden fabricar de latón o aluminio sin tolerancia para la corrosión. 51. El agua de enfriamiento no debe de superar los 120ºF para evitar movimiento excesivo en los tubos. 52. Cuando se usan torres de enfriamiento el costo del agua se determina por el costo de agua fresca, bombeo, gastos de los abanicos y depreciación. 53. Se puede calcular el valor de h 0 mediante la figura 28 del apéndice [1]. 54. Es recomendable calcular hi mediante la figura 25 y no la 24, ya que esta grafica es solo para agua que fluye dentro de tubos. 55. La figura 25 se ha graficado con un tubo de ¾ in. y 16 BWG como referencia, se debe de aplicar el factor de corrección adecuado para otro tipo de diámetro. 56. Siempre que existan coeficientes de película mayores en ambos lados del intercambiado se debe de evitar los factores de obstrucción innecesariamente grandes. 57. El costo anual de un intercambiador será la suma del costo anual del agua y de los cargos fijos, que incluyen mantenimiento y depreciación. Las condiciones óptimas se dan cuando el costo anual se minimiza. 58. Cuando el valor de U es alto o hay amplios márgenes de temperatura en el fluido caliente, la temperatura óptima del agua a la salida puede estar arriba del límite preestablecido de 120ºF.
Intercambiadores para soluciones. 59. Cuando se opera intercambiadores para calentar y enfriar soluciones se tienen que seguir las siguientes reglas: - Conductividad térmica: Soluciones de líquidos orgánicos: usar conductividad por peso. Soluciones de líquidos orgánicos y agua: usar 0.9 veces la conductividad por peso. Soluciones de sales y agua circuladas a través de la coraza: usar 0.9 veces la conductividad del agua hasta concentraciones de 30%. Soluciones de sales y agua circulando a través de los tubos y que no excede a 30%: usar la Fig. 24 con conductividad de 0.8 veces la del agua. Dispersiones coloidales: usar 0.9 veces la conductividad del líquido dispersor. Emulsiones: usar 0.9 veces la conductividad del líquido que rodea las gotas. - Calor específico: Soluciones orgánicas: usar calor específico por peso.
-
Soluciones orgánicas en agua: usar calor específico por peso. Sales fusibles en agua: usar el calor específico por peso donde el calor específico en la sal está referido al estado cristalino. Viscosidad: Sustancias orgánicas en líquidos orgánicos: usar el recíproco de la suma de los términos fracción peso/viscosidad para cada componente. Líquidos orgánicos en agua: usar el recíproco de la suma de los términos fracción peso/viscosidad para cada componente. Sales en agua donde la concentración no excede a 30% y donde se conoce que no resulta una solución siruposa: usar el doble de la viscosidad del agua.
60. Siempre que se dispongan de datos experimentales o estos puedan ser obtenidos, serán preferibles a cualquiera de las reglas anteriores.
Vapor como medio de calentamiento. 61. Cuando se usa vapor sobrecalentado como medio de calentamiento, generalmente se desprecia el rango de temperatura de sobrecalentamiento y se considera todo el calor cedido a temperatura de saturación correspondiente a la presión de operación. 62. Al usar vapor como medio de calentamiento se obtienen coeficientes de transferencia de calor asociados con la condensación del vapor muy altos. Generalmente se asume un valor convencional para el coeficiente de película. 63. Es aconsejable conectar el vapor de calentamiento a los tubos del intercambiador en lugar de conectarlo directamente a la coraza. Cuando el vapor fluye a través de los tubos en un intercambiador 1-2 no hay necesidad de más de dos pasos en los tubos.
Caída de presión para vapor. 64. Si el vapor se emplea en dos pasos del lado de los tubos, la caída de presión permitida deberá de ser muy pequeña, menor de 1.0 lb/in 2, particularmente si el condensado regresa por gravedad a la caldera. 65. El flujo másico y la viscosidad del vapor pueden obtenerse mediante el uso de la figura 15. 66. La densidad del vapor es obtenida con el uso de la tabla 7 del libro empleado para este estudio. [1]
Uso óptimo de vapor de escape y de proceso. 67. El costo del vapor de escape será de un cuarto a un octavo el costo del vapor de proceso o también llamado vapor vivo. 68. Cuando un fluido debe calentarse a temperatura cercana o superior a la del vapor de escape se recomienda realizar todo el calentamiento en una sola coraza con el uso de vapor de proceso.
Intercambiadores 1-2 sin deflectores.
69. Si se desea un intercambiador 1-2 sin deflectores es aconsejable usar placas de soporte, las cuales con son usualmente medios círculos. Estos soportes proveen rigidez y previenen el flexionamiento de los tubos. 70. Para el tratamiento del fluido de la coraza que fluye a lo largo de los tubos o deflectores con un corte que supera el 25% no es aconsejable tomar los datos requeridos de la figura 28, sino tratar el flujo de manera similar a los cálculos realizados para el anulo en un intercambiador de dos t ubos.
DISPOSICION DE FLUJOS PARA AUMENTAR LA RECUPERACION DE CALOR. 1. El parámetro FT necesario para el cálculo de calor está disponible en la Figura 19 [1] para un intercambiador 2-4. También es posible este parámetro con la ecuación 8.5 [1]. 2. A mayor número de pasos en la coraza mayor será el número de cruces o mayor también la recuperación de calor que puede obtenerse. 3. Mecánicamente es impráctico diseñar una sola pieza de equipo de transferencia de calor con haz removible que tenga más de dos pasos en la coraza, aun cuando se ha visto que el intercambiador 2-4 es térmicamente idéntico con dos intercambiadores 1-2 en serie. 4. Se pueden obtener mayores cruces que un intercambiador 2-4 usando tres intercambiadores 1-2 en serie o dos intercambiadores 2-4 en serie. 5. En las figuras 18 a 23 [1] se han graficado valores del parámetro F T para arreglos de hasta seis pasos en la coraza y doce en los tubos. 6. En la figura 8.7 [1] se tiene una gráfica de Ten Broeck para cálculos de recuperación de calor en intercambiadores 2-4. 7. Intercambiadores con número impar de pasos en los tubos generan problemas mecánicos en los cabezales estacionarios y no son empleados muy a menudo. 8. Para un valor máximo de FT los arreglos de pasos de tubos nones deben hacerse de tal manera que la mayoría de los pasos en los tubos estén en contracorriente con el fluido de la coraza en lugar de en flujo paralelo. 9. En corazas de gran diámetro el deflector se instala internamente. 10. Se puede usar un intercambiador 2-4 cuando las t emperaturas del proceso dan un factor de corrección FT menor de 0.75 para un intercambiador 1-2. 11. Si el factor FT obtenido de la figura 19 para un intercambiador 2-4 excede un valor de 0.9 con un deflector longitudinal removible, o 0.85 con un deflector longitudinal fijo, será adecuado un intercambiador 2-4 simple. 12. Si el valor de FT está por debajo de 0.9 con un deflector longitudinal removible, o 0.85 con un deflector longitudinal fijo para un intercambiador 2-4 será entonces necesario usar un número mayor de pasos en la coraza hasta que se encuentre un arreglo para los F T que se aproxime a esos valores. 13. El área de flujo para los deflectores corte vertical en un intercambiador 2-4 será la mitad de los valores computados en la ecuación 7.44 [1]. 14. El número de cruces para computar la caída de presión en un intercambiador 2-4 será el doble que un intercambiador 1-2, puesto que una serie de deflectores esta encima y otra debajo del deflector longitudinal.
15. El cálculo de un intercambiador 2-4 difiere únicamente del de un intercambiador 1-2 en el cálculo del FT, el área de flujo para los deflectores de corte vertical y el número de cruces para computar la caída de presión. 16. Si al haz de tubos se le cambian los tubos, el intercambiador es tan servicial como nuevo. 17. Cuando un intercambiador 1-2 se conectan en serie tanto la coraza como los tubos, forman un arreglo de temperatura tal que es idéntico al de un intercambiador 2-4. 18. Cuando un cruce de temperatura involucra un factor de corrección para un arreglo que se aproxime al verdadero en contracorriente más cercanamente de lo que es posible con un intercambiador 1-2, esto se puede lograr con un arreglo en serie de intercambiadores 1-2. 19. Los arreglos 2-4, 3-6 y 4-8 están basados todos en conexiones en serie entre carretes y corazas. 20. Cualquier arreglo que sea un número par múltiple de dos pasos en la coraza, tal como 2-4, 4-8 etc., puede ser logrado mediante un número dado de intercambiadores 1-2 o por la mitad de estos, pero en intercambiadores 2.4. 21. Los cálculos para condiciones de proceso que requieran más de un paso en la coraza son similares al método usado para intercambiadores 1-2, excepto en que el grupo entero de intercambiadores se trata como una unidad. 22. Cuando el cruce de temperatura es tan grande la única solución es usar una contracorriente verdadera (Intercambiador figura 8.12 Kern). Este tipo de intercambiador también se usa cuando la cantidad de fluido dentro de los tubos es muy grande.
GASES 1. Los valores de los coeficientes de película para los gases son, generalmente, menores que aquellos que se obtienen para líquidos a iguales condiciones de velocidad másica. 2. Las viscosidades de los gases varían desde 0.015 hasta 0.025 centipoises, o cerca de un décimo a un quinto de los valores obtenidos para los líquidos menos viscosos. 3. Las conductividades térmicas de los gases, exceptuando la del hidrógeno, son un quinto de los valores, usualmente obtenidos, para los líquidos orgánicos y cerca de un quinceavo de los valores para el agua y soluciones acuosas. 4. Los calores específicos para los gases orgánicos y vapores de hidrocarburos son ligeramente menores que los obtenidos para los líquidos orgánicos. Con excepción del hidrogeno, el calor especifico de los gases inorgánicos y vapores de hidrocarburos ligeros varían de 0.2 a 0.5 Btu/(lb)(°F). 5. En la tabla 9.1 del libro guía [1] se encuentran algunos valores de Prandtl para los gases más comunes a 1 atmosfera y 212°F.
Caída de presión. 6. Para el cálculo de la caída de presión en la coraza o tubos para calentadores y enfriadores de gas puede usarse las ecuaciones 7.44-7.45 y los factores de fricción obtenidos de las figuras 26 y 29.Es de tener en cuenta que se deben de
usar valores de entrada y salida para la gravedad específica del gas con relación al agua. 7. Cuando un gas se opera a altas presiones se puede usar valores de velocidad másica relativamente grandes, sin obtener una caída de presión impráctica. 8. Cuando se opera un gas al vacío, una caída de presión de 0.5 lb/in 2 puede representar una porción muy grande de la carga disponible para mover el gas a través del intercambiador.
Coeficientes de película. 9. h0 puede ser evaluado con precisión con el uso de las figuras 24 y 28, además no es necesario realizar correcciones al cociente de viscosidad φ a menos que el rango de temperatura sea excesivamente grande. 10. Las aplicaciones más comunes del enfriamiento de gases bajo presión se encuentran en el postenfriamiento e interenfriamiento de gases que se someten a compresiones adiabáticas o politrópicas en compresores de simple o múltiples pasos. 11. Los gases que deben enfriarse o calentarse a presiones moderadas usualmente se hacen circular por la coraza de los intercambiadores para prever la corrosión que resulte por el uso de agua de enfriamiento o condensación del vapor. Sin embargo, a presiones elevadas es recomendado poner el gas dentro de los tubos, ya que la presión sólo actúa sobre ellos. 12. Estar dentro de la caída de presión permisible depende directamente de la densidad del gas. Un intercambiador puede usarse para gases a presión de vacío únicamente cuando se emplee velocidades másicas muy pequeñas.
Intercambiadores para compresores de aire. 13. En la compresión de aire para servicios, es común sujetar el aire atmosférico a cuatro o más pasos de compresión.
Calculo de enfriadores para gases húmedos. 14. De la tabla 10 del apéndice del libro guía [1] puede obtenerse el valor de volumen específico del vapor en ft 3/lb a una temperatura de 95°F. 15. Si el gas condensable es agua, la resistencia a la transferencia de calor puede omitirse por la alta conductividad de la película. 16. Los enfriadores de gases frecuentemente operan con parte de superficie húmeda aun cuando no se drena condensado del sistema.
FLUJO LAMINAR Y CONVECCION LIBRE 1. Cuando la temperatura de la pared interior del tubo, t p, es constante la diferencias de temperaturas ∆t en flujo laminar puede remplazarse por la media aritmética de las diferencias de temperaturas de las terminales calientes y frías. 2. La mayor temperatura de salida obtenible en un tubo es la temperatura constante de la pared caliente del tubo, t p
3. Ningún valor promedio observado de hi puede exceder el dado por la ecuación 10.2 [1],
Convección libre en tubos 4. El coeficiente de película para convección libre es función del diámetro interior del tubo D, la densidad del líquido ρ, el coeficiente de expansión β, la viscosidad µ y finalmente la diferencia de temperatura ∆t a entre la pared caliente y el fluido frio. 5. La influencia de las corrientes de convección libre se disipan en la región de transición y turbulencia, viene de analizar la ecuación 10.4 [1] 6. Los dos factores que de ordinario tienen más influencia en la convección libre son la baja viscosidad y grande diferencia de tem peratura. 7. Se encuentra un pequeño aumento en el coeficiente cuando el calentamiento del agua se efectúa en flujo ascendente en comparación con el descendente.
Uso de tubos con núcleo 8. El uso de tubos con núcleos elimina la posibilidad de convección libre según la correlación de la Ec. 10.4 [1], ya que los núcleos alteran las corrientes de la convección natural. 9. Los tubos con núcleos son empleados ventajosamente cuando el fluido es viscoso y la convección libre excluida. 10. Si el tubo se sella presionándolo en un tornillo de blanco, el núcleo debe de ser de tal tamaño que la mitad de su perímetro sea mayor que el diámetro interior del tubo en el cual deba insertarse. Si la anchura es menor, el núcleo se asegura soldando pequeñas varillas en los extremos aplanados, que son mayores que la mitad del perímetro del tubo. 11. Los núcleos se insertan con el extremo sellado a la entrada de cada paso, de manera que en intercambiadores de múltiple paso la mitad se inserta en el carrete y la otra mitad en la parte opuesta del haz de tubos. 12. Puesto que los núcleos producen considerable turbulencia a la entrada y a la salida, es seguro suponer que hay mezcla de consideración entre los pasos. En tales casos, la longitud de la trayectoria sin mezcla puede tomarse como la longitud del tubo. 13. El diámetro equivalente para la caída de presión es menor que para la transferencia de calor debido a que el perímetro húmedo es la suma de las circunferencias de la parte inferior del tubo más la exterior del núcleo. 14. Si la cantidad que fluye es alta y la viscosidad es alta, la caída de presión será bastante grande. Se cumple el reciproco.
Flujo laminar en la coraza 15. Cuando se selecciona un intercambiador para llenar requisitos de proceso dentro de los existentes, debe evitarse en lo posible el flujo laminar en los tubos. 16. En comparación con el flujo turbulento, el flujo en régimen laminar requiere mayor superficie para transferir la misma cantidad de calor. 17. En algunos casos es necesario que se presenten casos de fluido laminar, como por ejemplo cuando el líquido se coloca dentro de los tubos por razones de
corrosión, mientras que desde el punto de vista de flujo de fluidos debería estar en la coraza. 18. El flujo laminar en las corazas, es un problema raro, esto debido a que para unos casos es conveniente a pesar de que siempre se busque evitar. 19. El uso del nomograma (Figura 10.4 Kern) para haces de tubos requiere que la tubería o tubos no se localicen muy cerca del fondo del recipiente o que estén cercanamente espaciados unos a otros, de manera que interfieran con las corrientes de convección natural. 20. Los tubos no deberán estar localizados a menos de varios kilómetros del fondo del recipiente, ni la distancia entre tubos deberá ser menor que un diámetro. 21. El diseño por convección libre no es muy certero y se recomiendan factores de seguridad razonables tales como mayores factores de obstrucción que los usuales.
CALCULOS PARA LAS CONDICIONES DE PROCESO 1. Se debe hacer una investigación para determinar si algunas de las partes del equipo intercambiador, calentador y enfriador pueden acoplarse de tal manera que las temperaturas del proceso sean óptimas. 2. El estudio debe centrarse en determinar las temperaturas de salida del intercambiador de manera que el costo anual de las tres unidades de transferencia de calor sea un mínimo. 3. Para obtener una expresión para el costo mínimo es necesario diferenciar el costo anual con respecto a alguna de las temperaturas de salida del intercambiador y resolver después de igualar a cer o la derivada. 4. Como simplificación se asume que solo se emplean intercambiadores en flujo contracorriente, de modo que el Δt y MLDT verdaderas de todas las unidades son idénticas y todos los cargos fijos unitarios son los mismos e independientes del número total de ft 2 de cada unidad. 5. La ecuación para el costo anual total se obtiene después de eliminar la temperatura ty de salida del intercambiador mediante el uso del grupo adimensional R de la ecuación 11.1 [1] en la cual UE, UH y UCR son los coeficientes totales de transmisión, θ es el número total de horas de operación anual y las otras temperaturas se indican en el diagrama de la figura 11.1 [1]. 6. La ecuación 11.1 diferenciada con respecto a la temperatura Tx de salida del intercambiador e igualada a cero para el valor óptimo de Tx es la ecuación 11.2 [1]. 7. La temperatura Tx de salida del intercambiador puede ser calculada mediante cálculos de prueba y error. 8. La disposición de la temperatura justifica obtener un óptimo, por lo cual la operación será lo suficientemente grande como para permitir el uso de verdaderos flujos a contracorriente en todo el equipo. 9. Cuando el tipo de flujo en el intercambiador se desvía del verdadero flujo a contracorriente y Δt está dado por la ecuación 7.37 para resolver el problema se debe colocar FT en el denominador del último término de la ecuación 11.2 y se puede obtener una solución simplificada de prueba y error para intercambiadores 1-2, 2-4, etc.
10. La ecuación 11.2 no es útil a menos de que se disponga de datos extensivos sobre costos de equipo instalado y cargos fijos de los intercambiadores (el costo de ft2 de superficie varia con el tamaño del intercambiador). 11. Si se resuelve un problema para un intercambiador 1-2 y el valor calculado Tx de temperatura de salida del intercambiador resulta ser menor que el limite practico de eficiencia entre 0.75 y 0.8 en el intercambiador 1-2 todo el cálculo, aunque es válido debe repetirse usando un intercambiador diferente. 12. Obtener temperaturas óptimas de proceso puede alcanzarse más fácilmente por medios gráficos de costos vs. temperatura.
Intercambiador óptimo 13. Los factores que son favorables para alcanzar altos coeficientes de película para los fluidos intercambiadores también aumentan la caída de presión. 14. Lograr un diseño óptimo requiere un intercambiador capaz de proveer las óptimas velocidades de los fluidos tanto en la coraza como en los tubos, lo que implica usar un número dispar de pasos en los tubos o una longitud de tubos desigual que no es consistente con las practicas industriales. Un resumen de ecuaciones y aproximaciones requeridas para establecer el intercambiador óptimo son las expuestas por McAdams.
Dimensionar un intercambiador 15. El calor Q intercambiado se determina de un balance de calor; el área A del número, diámetro exterior y longitud de los tubos; y Δt de Ft*MLDT permitiendo la solución de U D. De las condiciones de flujo de fluido se calculan ho, hio, U C y las caídas de presión, y finalmente el criterio de funcionamiento Rd se obtiene de U D y UC. 16. Cuando no hay intercambiador disponible y solo se conocen las condiciones de proceso, los cálculos pueden hacerse ordenados suponiendo la existencia de un intercambiador y probándolo para un factor de obstrucción y caídas de presión adecuadas. 17. Para facilitar el uso razonable de valores de prueba UD, en la tabla 8 del apéndice [1] se dan coeficientes totales para algunos líquidos comunes. 18. Cuando el valor del área A se combina con la longitud del tubo y un arreglo determinado de los mismos, la tabla 9 del apéndice [1] se convierte en un catálogo de todas las posibles corazas de intercambiadores de las que usualmente una llenará las condiciones del proceso. 19. Habiendo decidido que fluido fluirá en los tubos, el número de pasos puede aproximarse por la consideración de la cantidad de fluido que fluye en los tubos y es el número de tubos correspondientes al valor de prueba del ár ea A. 20. La velocidad másica deberá localizarse entre 750000 y 1000000 lb/hft 2 para fluidos en los que se permite una caída de presión en los tubos de 10lb/in 2. 21. Si el número de pasos en los tubos se ha supuesto incorrectamente, un cambio en el número de estos altera la superficie total que contiene una coraza dada, ya que el número de tubos para una coraza de cierto diámetro varía con el número de pasos en los tubos.
22. Si el número de pasos supuesto fue satisfactorio, se halla el valor de hi, de U D y la caída de presión, si esta última no excede lo permitido para el fluido, se puede proceder a realizar los cálculos en la coraza suponiendo un espacio de los deflectores como prueba, el cual puede variarse sobre un amplio rango sin alterar hi, el área A o Δt computadas previamente para los tubos. 23. Es ventajoso hacer los cálculos primero para los tubos para luego justificar el uso de una coraza en particular. 24. El mejor intercambiador es el más pequeño que con un diseño estándar llene los requerimientos de caída de presión y factor de obstrucción del proceso. 25. No hay ninguna ventaja en usar una menor cauda de presión que la permitida y de acuerdo a la figura 28 del apéndice [1] se emplean deflectores con un 25% de segmentación entre un espaciado máximo y mínimo. Los rangos extremos del espaciado son: Espaciado máximo: DI de la coraza. Espaciado mínimo:
= 5 o 2in, cualquiera que sea menor.
26. A espaciados más amplios el flujo tiende a ser axial en lugar de a través del haz de tubos, y a un espaciamiento demasiado cerrado hay excesivas fugas entre los deflectores y la coraza. 27. Debido a la convención de colocar las boquillas de entrada y salida en lados opuestos de la coraza, los deflectores finales pueden no satisfacer el espaciado escogido para un numero par de deflectores e impar de cruces. 28. Cuando se use un espaciado más cerrado (número impar de deflectores) los coeficientes de transferencia de calor y la caída de presión pueden calcularse para el espaciado escogido aunque luego se omita un deflector mediante el reacomodo de los deflectores extremos. 29. El número de pasos por los tubos puede variarse de 2 a 8 y en corazas muy grandes hasta 16. 30. A velocidad másica con la coraza puede alterarse hasta 5 veces entre el mínimo y máximo del espaciado en los deflectores. 31. En un intercambiador 1-2 el mínimo rendimiento se obtiene con dos pasos en los tubos y el máximo espaciado en los deflectores. 32. Para el lado de los tubos en flujo turbulento hi es directamente proporcional a Gi0.8 y ΔP es directamente proporcional a G t2nL. Donde nL es la longitud total de la trayectoria. 33. El lado de la coraza puede representarse por ho directamente proporcional a G s0.5 y ΔP directamente proporcional a Gs2(N+1). Donde N es el número de deflectores y N+1 el número de cruces del haz de tubos. 34. Los cambios en el lado de la coraza entre el mínimo y el máximo espaciado de los deflectores son
,í = . y ,í = 5 5 = 5 ,á ,á
Al lado de la coraza los coeficientes de película son de más alto orden para la más pequeña de las dos corrientes si hay una gran diferencia en el peso del flujo del fluido.
Estándar para tubos
35. Entre más pequeño el diámetro del tubo se requerirá para una superficie dada una coraza menor, mayor valor de hi y menor costo inicial. La naturaleza de variación en el costo se muestra en la figura 11.4 [1]. 36. A mayor longitud de tubos, menor diámetro en la coraza para una superficie dada. La variación de costos con respecto a la longitud se muestra en la figura 11.5 [1]. 37. A menor diámetro y mayor longitud, mayor costo de mantenimiento y limpieza. 38. Para los intercambiadores que trabajan con fluidos característicos de obstrucción ordinarias, los tubos de 3/4 y 1 in de diámetro externo son los más usados.
Cálculo y diseño de un intercambiador 39. Como para los cálculos en el intercambiador es necesario suponer un valor inicial de UD con la ayuda de la tabla 8 [1] es mejor suponer un valor de este bastante alto que demasiado bajo, ya que así se asegura llegar a la mínima superficie. 40. El cálculo de coeficiente de película debe realizarse en primera instancia en el lado de los tubos. Si el coeficiente de película del lado de los tubos es relativamente mayor que UD y la caída de presión permitida está satisfecha y no excedida, se puede proceder a realizar los cálculos del lado de la coraza. 41. Siempre que se altere el número de pasos en los tubos, la superficie de la coraza también se altera cambiando el valor del área A y UD. 42. Para los cálculos mostrados y desarrollados en el libro de Kern [1] se supone que el fluido frio fluye por los tubos, como en la mayoría de los procesos reales.
Flujo dividido 43. Algunas veces no es posible cumplir con los requerimientos de caída de presión en intercambiadores 1-2 o 2-4 lo cual puede ser debido a: La diferencia verdadera de temperatura es muy grande o UD es muy grande, siendo indicado para estos casos un intercambiador pequeño para la cantidad de calor que debe transferirse. Uno de los flujos tiene un rango de temperatura demasiado pequeño comparado con el otro. Se dispone de una caída de presión pequeña, lo cual es crítico en los gases y vapores debido a su baja densidad. Para corregir dicha ineficiencia en el intercambiador se puede:
Reducir la longitud de los tubos y aumentar el diámetro de la coraza reduciendo así la caída de presión. Localizar la boquilla de entrada a la coraza en el centro de esta en lugar de al final y usar dos boquillas de salida. Lo anterior generará que la caída de presión sea 1/8 de la encontrada en un intercambiador convencional 1-2 del mismo diámetro. La reducción es debida a que la velocidad másica y la longitud de la trayectoria en la coraza se reducen a la mitad (flujo dividido). Otro tipo de flujo que da caídas de presión aún más bajas es el flujo distribuido, que usualmente se reserva para gases a baja presión, condensadores y hervidores.
MÉTODOS Y ALGORITMOS DE DISEÑO EN INGENIERÍA QUÍMICA (HEBERTO TAPIAS) [2] 1. Los intercambiadores de tubos concéntricos son de amplia utilización cuando el área de transferencia requerida es pequeña, 100 a 200 ft2 o menos. 2. Cuando la caída de presión calculada excede a la permitida se puede transferir la misma carga de calor si se utilizan intercambiadores en arreglo serie-paralelo, en el cual la corriente que va por los tubos se divide en varias entradas. 3. Se recomiendan caídas de presión para un intercambiador o batería de intercambiadores, entre 5 y 10 psi, excepto cuando el flujo es p or gravedad. 4. El espaciamiento entre placas deflectoras no, debe ser a mayor que el diámetro interno de la camisa, ni menor que 1/5 del diámetro interno; mínimo 2 in. 5. Los bafles o placas deflectoras segmentadas tienen alturas que generalmente son el 75% del diámetro interior de la camisa. 6. Se recomienda distribución triangular de los tubos para lograr mejores coeficientes de transferencia de calor, cuando no hay problemas de limpieza ni de caída de presión. 7. No es recomendable utilizar un intercambiador 1-2 cuando FT (fracción de la diferencia verdadera de temperatura a la LMTD) es menor que 0.75. 8. La decisión sobre cual fluido se localiza en los tubos y cual en la camisa es el resultado del balance en los efectos que tienen las siguientes variables: a. Corrosividad b. Caída de presión c. Velocidad óptima d. Seguridad (fluido caliente por los tubos) e. En todo caso se busca que U c sea máximo para minimizar el tamaño del intercambiador. Para lograr esto se recomienda enviar por los tubos el fluido de mayor flujo, siempre y cuando no entre en conflicto con los criterios señalados antes o las variables enunciadas. 9. Para intercambiadores que usan agua se recomienda enviar esta por los tubos especialmente cuando la camisa es de acero a. Utilizar velocidades superiores a 3 fps aunque en algunos casos se recomienda 4 fps como mínimo. b. Debe evitarse temperaturas de salida de agua de enfriamiento superiores a 120 ° F, principalmente, para disminuir la tendencia de formación de Costras. 10. Cuando se utiliza Vapor de agua como medio de calentamiento se recomienda localizarlo en los tubos. a. No es necesario utilizar más de dos pasos. b. La caída de presión permisible debe ser menor de 1.0 psi; particularmente cuando el retorno del condensado se hace por gravedad. 11. Utilizar intercambiador con más número de pasos en los tubos si se obtiene un FT<0.9 para placas deflectoras horizontales removibles o FT < 0.85 para placas deflectoras longitudinales soldadas. 12. Se recomienda:
a. Localizar por los tubos el fluido de más alta presión. b. Localizar por los tubos el fluido más Corrosivo o más sucio. c. Loca1izar por la camisa el fluido más viscoso. 13. Los gases que se calientan o enfrían. a temperaturas moderadas se localizan en la camisa para evitar la corrosión en los tubos cuando se utiliza agua como refrigerante o vapor de agua como medio de calentamiento. Si el gas se encuentra a altas presiones se acostumbra enviarlo por los tubos para someter a presión únicamente los tubos. 14. Velocidades másicas para iniciar el diseño, pueden asumirse entre: 750000 lb/hrft2 y 1000000 lb/hrft 2. 15. Usar 1 o 2 pasos en los tubos cuando vapor de agua va por los tubos. 16. La claridad entre los tubos no debe ser menor de 1/4 del diámetro de los tubos, y el mínimo valor recomendable es 3/16 in. Claridad = espacio libre. 17. Se recomienda utilizar pasos de los tubos iguales a 1.25 a 1.5 veces el diámetro de los tubos. 18. Los orificios en las placas deflectoras deben tener una claridad con los tubos en el rango de 1% a 3% del diámetro de los tubos. 19. El espesor de las placas deflectoras debe ser como mínimo el doble del espesor de la pared de los tubos. Generalmente este espesor está en el rango de 1/4 a 1/8 in. 20. Las placas fijas deben tener un espesor del orden del diámetro exterior de los tubos. 21. Las placas deflectoras se sostienen y mantienen en su posición mediante varillas. Generalmente se utiliza de 4 a 6 varillas de 1/8 a 1/2 in de diámetro. Las varillas se fijan a las placas fijas. Para mantener la separación entre las placas se utilizan tramos de tubería por entre los cuales se introducen las varillas fijadoras. 22. Como medio de calentamiento puede usarse vapor de agua. a. Vapor de escape: en el rango de 215 a 230°F, para temperaturas por debajo de 200°F. b. Vapor de proceso de alta presión hasta 200 psig, para temperaturas hasta ~300°F. c. Dowtherm o líquido térmico para temperaturas superiores. 23. Información básica que debe producirse en el diseño básico de un intercambiador, para suministrársela al fabricante: Información del proceso: 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7.
Fluidos utilizados Velocidades de flujo Temperaturas de entrada y salida. Cantidad de vaporización o de condensación (velocidades). Presiones de operación y caídas de presión. Factor de ensuciamiento. . Velocidad de transferencia o carga calórica.
Información mecánica: 1. a. b. c.
Tamaño de los tubos: Diámetro Longitud Espesor de pared
2. 3. 4. 5. 6.
Disposición de los tubos y paso Temperaturas y presiones máximas y mínimas. Tolerancias necesarias de corrosión Códigos (ASME, TEMA, etc.). Materiales de construcción recomendados.
BIBLIOGRAFIA [1]. Kern, Donald. Proceso de transferencia de cal or. Cuarta edición. ISBN 978-0-4953. {En línea}. {9 de marzo del 2016}. Disponible en: http://www.epsem.upc.edu/~intercanviadorsdecalor/castella/tubs_concentrics.html [2]. Tapias, Palacio, Saldarriaga. Métodos y algoritmos de diseño en ingeniería química. Primera edición. Editorial Universidad de Antioquia.
