Manual de Procesos Pdvsa

PDVSA MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO BOMBAS

PDVSA N°

MDP–02–P–01

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NOV.97

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E PDVSA, 1983

TITULO

INTRODUCCION

APROBADA

3 DESCRIPCION FECHA NOV.97

L.R.

PAG. REV. APROB.

L.R. APROB. APROB. FECHA NOV.97

ESPECIALISTAS

MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO

PDVSA

INTRODUCCION

PDVSA MDP–02–P–01 REVISION

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Página 1 .Menú Principal

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2.1 2.2 2.3 2.4 2.5 2.6 2.7 2.8 2.9 2.10

Principios Básicos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Servicios de Bombeo con Características Criticas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . NPSH . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipos de Bombas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cálculos en Servicios de Bombeo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Características de Funcionamiento de Bombas Centrifugas . . . . . . . . . . Bombas de Desplazamiento Positivo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sellado del Eje . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Requerimientos de instalación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Accionadores de Bombas y Requerimientos de Servicios Industriales . .

2 2 2 2 2 3 3 3 3 3

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

5 CONSIDERACIONES DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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INTRODUCCION


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OBJETIVO El objetivo de la introducción es presentar la forma como está estructurado el Capítulo “Bombas” para facilitar las labores del ingeniero de proceso en la localización de la información requerida en el área de bombas.

2

ALCANCE Cubre los documentos involucrados con “Bombas”, los cuales son Principios Básicos, Servicios de bombeo con características criticas, Selección del Tipo de Bomba, Cálculos de servicios de bombeo, Características de funcionamiento de bombas centrifugas, Bombas de Desplazamiento positivo, Sellado del eje, Requerimientos de Instalación y Accionadores de Bombas/Requerimientos de Servicios Industriales.

2.1

Principios Básicos Este documento está identificado como PDVSA–MDP–02–P–02 y describe los conceptos involucrados en el áreas de Bombas, las consideraciones básicas para el diseño de los mismos y una lista de los datos a reportar en las especificaciones de diseño de las Bombas.

2.2

Servicios de Bombeo con Características Criticas Este documento está identificado como PDVSA–MDP–02–P–03 y presenta información adicional sobre servicios cuyo diseño necesita una mayor dedicación por ser servicios costosos, históricamente problemáticos o con alguna otra característica no común.

2.3

NPSH Este documento está identificado como PDVSA–MDP–02–P–04 y presenta detalles relacionados con el Cabezal Neto de Succión Positiva (NPSH) de bombas. Por conveniencia los datos para estimación de NPSHR han sido incluidos en los documentos MDP–02–P–02, MDP–05–P–06 y MDP–02–P–08.

2.4

Tipos de Bombas Este documento está identificado como PDVSA–MDP–02–P–05 y presenta información sobre los diferentes tipos de Bombas disponibles comercialmente y las bases para la selección del tipo de bomba. Para detalles adicionales de un tipo de bomba en específico, se recomienda su consulta en los documentos indicados en los puntos 2.6 y 2.7.

2.5

Cálculos en Servicios de Bombeo Este documento está identificado como PDVSA–MDP–05–P–06 y presenta los procedimientos de cálculos típicos en los servicios de bombeo.


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2.6

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Características de Funcionamiento de Bombas Centrifugas Este documento está identificado como PDVSA–MDP–02–P–07 y presenta información sobre las características de funcionamiento hidráulico de las bombas centrifugas como base para el diseño y evaluación de sistemas de bombeo.

2.7

Bombas de Desplazamiento Positivo Este documento está identificado como PDVSA–MDP–02–P–08 y presenta detalles adicionales sobre las bombas de desplazamiento positivo y de turbina regenerativa.

2.8

Sellado del Eje Este documento está identificado como PDVSA–MDP–02–P–09 y presenta información para la selección preliminar del tipo de sello y sistema de sello del eje de la bomba.

2.9

Requerimientos de instalación Este documento está identificado como PDVSA–MDP–02–P–10 y presenta detalles adicionales sobre integración de bombas individuales, instalaciones de bombas múltiples y sistemas de tuberías y accesorios asociados con la Bomba.

2.10

Accionadores de Bombas y Requerimientos de Servicios Industriales Este documento está identificado como PDVSA–MDP–02–P–11 y contiene la información requerida para la selección del tipo de accionador y el consumo de servicios industriales.

3

REFERENCIAS Las referencias se indican en cada uno de los documentos tratados.

4

DEFINICIONES Las definiciones se presentan en el documento PDVSA–MDP–02–P–02 “PRINCIPIOS BÁSICOS”.

5

CONSIDERACIONES DE DISEÑO Las consideraciones de diseño serán tratadas en cada uno de los documentos que forman parte del volumen de Bombas.


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Indice 1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 ANTECEDENTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

5 PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO PARA SERVICIOS DE BOMBEO

6

6 FACTORES DE SENSIBILIDAD EN EL COSTO DE INVERSION .

7

7 OPERACIONES NOMINALES, ALTERNAS Y FUERA DE DISEÑO

8

8 CONDICIONES DE ARRANQUE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

9

9 FLEXIBILIDAD DE EXPANSION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

9

10 CAUDAL DE FLUJO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

10

11 PROPIEDADES DEL FLUIDO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

10

12 PRESION DE SUCCION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

14

13 CONTROL DE FLUJO DE LA BOMBA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

17

14 PRESION DE DESCARGA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

17

15 PRESION DIFERENCIAL Y REQUERIMIENTOS DE CABEZAL . .

20

16 TEMPERATURA Y PRESIÓN DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

20

17 SELECCION DE TIPOS DE EQUIPO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

22

18 SELECCION Y ESPECIFICACION DE MATERIALES . . . . . . . . . . .

23

19 MULTIPLICIDAD Y REPUESTOS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

23

20 DISEÑO DE INSTALACIONES DE BOMBAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

24

21 REQUERIMIENTOS DE ENERGIA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

24

22 DOCUMENTACION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

24

23 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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ALCANCE En este documento se presentan los procedimientos generales para diseñar y especificar servicios de bombeo para plantas de proceso con especial énfasis en aquellos servicios donde normalmente se recurre a las bombas centrífugas. En este documento se cubren solamente los aspectos más rutinarios. Los detalles adicionales sobre la tecnología de aplicación de bombas y sobre los servicios de bombeo que presentan dificultades especiales, se muestran en otros documentos de este capitulo. Los servicios con condiciones extremas merecen especial atención de ingeniería tal como estudios de casos de optimización, consultas con especialistas de maquinarias y uso de la información actualizada de los suplidores en lugar de la información generalizada. Los tipos de condiciones extremas más dignas de investigaciones especiales son: caudales de flujo altos, altos cabezales, requerimientos altos de energía y servicios con requerimientos potencialmente altos de NPSH. La Figura 5 presenta una línea de demarcación de los rangos de cabezal–capacidad que normalmente requieren de estudios especiales de ingeniería.

2

REFERENCIAS Prácticas de Diseño (Además de otros Documentos de este capítulo) MDP–01–DP–01 MDP–02–FF–01/06

“Temperaturas de Diseño y Presión de Diseño” “Flujo de Fluidos”

Otras Referencias API STANDARD 610

Maxwell, J. B.

3

“Centrifugal Pumps for Petroleum, Heavy Duty, Chemical, and Gas Industry Service”. Eighth Edition, August 1995. “Databook on Hydrocarbons, Aplication to Process Engineering”.

ANTECEDENTES El proceso de diseñar servicios de bombeo y las bombas que aplican a dichos servicios se lleva a cabo en tres etapas principales: 1.

Diseño de Servicios de Bombeo

2.

Selección de Bombas y Diseño de la Instalación

3.

Diseño de Bombas.

El diseño del servicio de bombeo se prepara como un componente del diseño global del proceso. Los aspectos de selección de equipos y aplicación se realizan en forma compartida por ingenieros de maquinarias pertenecientes a los equipos


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de ingeniería de detalle y los ingenieros de aplicación de la compañía suplidora de bombas seleccionada; el diseño detallado de la instalación se realiza como una parte de la ingeniería de detalle del proyecto. El diseño de la bomba es realizado por los diseñadores de las compañías suplidoras de bombas, quienes usan normalmente componentes prefabricados para ensamblaje. La Tabla 1 presenta un sumario de como los distintos parámetros involucrados en el diseño de servicios de bombeo son procesados a través de todas las etapas de ingeniería.

4

DEFINICIONES Normalmente especificado por:

La Función del Servicio de Bombeo es un término que comúnmente se aplica a los requerimientos de funcionamiento y características del fluido para un servicio determinado, a diferencia de las características mecánicas y de instalación de la bomba y del servicio. El Caudal de Flujo Nominal es el caudal de flujo de operación normal sobre la cual se basan los rangos de funcionamiento de la bomba así como las garantías correspondientes. La Presión de Succión Nominal es la presión de succión para las condiciones de operación en el punto de garantía (según API 610). La Presión de Succión Máxima es la presión de succión más alta a la cual la bomba es sometida durante la operación (según API 610). La Presión de Descarga Nominal es la presión de descarga de la bomba en el punto de garantía con la capacidad, velocidad, presión de succión y densidad absoluta nominales (según API 610). La Presión de Descarga Máxima es la Máxima presión de succión posible a ser encontrada, más la presión diferencial Máxima que la bomba es capaz de desarrollar cuando se opera a la condición especificada de velocidad, gravedad específica, y temperatura de bombeo con el impulsor suministrado (según API 610).

Diseñador servicio

del

Diseñador servicio

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Diseñador servicio

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Diseñador servicio

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Diseñador servicio

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Suplidor Bombas

de


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La Presión de Diseño es la mínima presión para la cual la bomba, su cuerpo y bridas deben ser seguras para operación continua a la temperatura de diseño, considerando el agotamiento de la holgura para corrosión estipulada. La Presión de Trabajo Máxima Permisible para el Cuerpo de la Bomba es la presión de descarga más grande a la temperatura especificada de bombeo para la cual se ha diseñado el cuerpo de la bomba. Esta presión deberá ser igual o mayor que la Máxima presión de descarga (API 610). de bombas La Temperatura de Bombeo Nominal es la temperatura de operación normal sobre la cual se basan las garantías y rangos de funcionamiento de la bomba. La Temperatura de Diseño es la temperatura del metal para la cual la bomba, su cuerpo, bridas, holguras internas y estructuras de soporte deben ser seguras en operación continua a la presión de diseño. La temperatura de diseño es igual a la temperatura de bombeo nominal más un incremento para cubrir la flexibilidad operacional. La temperatura Máxima es la que normalmente controla y siempre se especifica. La temperatura mínima también se especifica cuando la temperatura más baja del líquido influye el diseño y la selección de material. Esto podría ocurrir por debajo de 15°C (60°F). La Temperatura Máxima Permisible de Trabajo es la mayor temperatura del fluido para la cual el suplidor ha diseñado la bomba para ser segura y operable. Esta temperatura deberá ser igual o mayor a la temperatura de diseño especificada. Los Requerimientos de Cabezal para un Servicio son los requerimientos de presión total diferencial entre las presiones nominales de succión y descarga, convertidos a una altura equivalente de líquido bombeado, a la densidad absoluta que corresponde a la temperatura de bombeo nominal de Bombas

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Diseñador servicio

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Suplidor

Diseñador servicio

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Diseñador Servicio

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Suplidor


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La Capacidad de Cabezal de una Bomba es la tasa a la cual la energía puede ser añadida al fluido por la bomba para producir un aumento de presión a un caudal de flujo determinado. Las unidades comunes son:

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Suplidor Bombas

de

Suplidor Bombas

de

Suplidor Bombas

de

kJ de energía x gc, en m de fluido bombeado kg de masa x g pie.lbf de energía x gc,en pie de fluido bombeado. lb de masa x g La Potencia al Freno Nominal (kW (HP) es la potencia requerida por la bomba a las condiciones de operación nominales especificadas, incluyendo capacidad, presiones, temperatura, densidad absoluta y viscosidad (según API 610). El Punto de Mayor Eficiencia (“PME”) es el caudal flujo de operación para una velocidad dada a la cual se logra la Máxima eficiencia. Las bombas centrífugas se seleccionan para trabajar a caudales de flujo que están entre 40 y 100% de la correspondiente al PME.

El Servicio de Bombeo describe los requerimientos de proceso para elevar la presión de una corriente líquida. El servicio es efectuado por una estación de bombeo. Una Unidad de Bombeo se refiere a la bomba y sus equipos auxiliares instalados en/o cerca de la base de la bomba: medio motriz, acoples, bases, pedestales de soporte, facilidades de autolimpieza, sistema de lubricación, etc. Los Requerimientos de Instalación se refieren a los sistemas de tuberías y accesorios asociados a la bomba, los sistemas de control, facilidades de protección, mantenimiento instrumentación y otros servicios auxiliares que normalmente no están instalados sobre la base de la bomba o que son suministrados por el suplidor. Una Estación de Bombeo es un grupo de unidades de bombas instaladas en un lugar para cumplir el mismo servicio de bombeo o servicios muy relacionados entre sí, incluyendo todas las facilidades de instalación.


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PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO PARA SERVICIOS DE BOMBEO Los pasos siguientes se recomiendan para el diseño de un servicio de bombeo. 1.

Obtener el caudal de flujo requerido por el proceso. Definir algunas variaciones con respecto al flujo de diseño que deberían ser incluidos en el diseño, tales como condiciones de arranque, expansión futura, flujo máximo, etc. Seleccionar el valor para el caudal de flujo nominal.

2.

Convertir el caudal de flujo nominal a las condiciones de bombeo en unidades convencionales utilizadas para diseño de bombas (normalmente dm3/s (U.S. gpm).

3.

Determinar las propiedades del líquido críticas para el diseño de la bomba: densidad absoluta, temperatura, viscosidad, punto de fluidez, etc. Estos valores se requieren a las condiciones de bombeo y en algunos casos, a condiciones ambientales.

4.

Calcular las condiciones de succión disponibles presión de succión nominal, presión de succión Máxima, NPSH disponible.

5.

Determinar el efecto del sistema de control seleccionado sobre los requerimientos de funcionamiento de la bomba.

6.

Calcular los requerimientos de presión de descarga nominal para la bomba

7.

Calcular el requerimiento de presión diferencial para el servicio y convertirlo a cabezal a la densidad absoluta correspondiente a la temperatura nominal de bombeo. (A las diferentes condiciones de flujo establecidas).

8.

Determinar la presión y temperatura de diseño requeridas por la bomba y las tuberías asociadas.

9.

Seleccionar el tipo de bomba y el tipo de medio motriz (Ing. de Procesos y Especialista en Equipos Rotativos).

10. Seleccionar materiales de construcción (Especialista en Equipos Rotativos y Especialista en Materiales). 11.

Determinar requerimientos de bombas de repuesto y su necesidad para operación en paralelo.

12. Determinar otros requerimientos de instalación tales como detalles de sistemas de control, arranque automático de la bomba de repuesto, etc. 13. Seleccionar el tipo de sello del eje y determinar los requerimientos para limpieza externa o sistemas de sello (Ing. de Procesos y Especialista en equipos Rotativos). 14. Estimar los requerimientos de servicios.


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15. Documentar el diseño: cálculos, estudios, texto de la especificación de diseño, sumario aproximado de los requerimientos de servicios, etc. Los servicios con requerimientos de cabezal–capacidad por encima de la línea guía en la Fig. 5, se deberían considerar en una forma de diseño especial con los objetivos siguientes:

6

1.

Optimizar la multiplicidad de unidades de bombeo.

2.

Asegurar la compatibilidad del NPSH disponible con los requerimientos de modelos de bombas disponibles.

3.

Asegurar la exactitud de los valores estimados para eficiencia, requerimientos de potencia y especificación del medio motriz.

4.

Determinar si un estilo particular de construcción debería ser especificado para asegurar una selección óptima de la bomba.

FACTORES DE SENSIBILIDAD EN EL COSTO DE INVERSION Los siguientes factores en el diseño de servicios de bombeo tienen una marcada influencia sobre el costo de la unidad de bombeo y su instalación, están en listados en orden descendente de influencia. Número de bombas instaladas en el servicio (alineadas en paralelo) Material de cuerpo NPSH disponible Requerimiento de cabezal Caudal de flujo por bomba Presión de diseño Temperatura de diseño Selección de tipo de bomba Daños o peligros causados por inflamabilidad del fluido, toxicidad y Corrosividad Contenido de sólidos en el líquido Requerimientos de potencia Selección del tipo de medio motriz Estos factores deberían tener una consideración especial durante la fase de diseño del servicio para asegurar que se evita un costo de inversión innecesario.


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OPERACIONES NOMINALES, ALTERNAS Y FUERA DE DISEÑO En adición a las condiciones nominales de la bomba, el diseñador debería considerar las variaciones en los siguientes factores por las razones que se indican en cada caso: Mínimo

Máximo

Caudal de Flujo

Se puede requerir re circulación por bajo flujo

El NPSH disponible será probablemente más bajo que para el flujo normal. Esto tiene influencia sobre el dimensionamiento del medio motriz

Temperatura

Se pueden requerir materiales especiales con resistencia al impacto

El diseño mecánico de la bomba debe ser adecuado

Densidad absoluta

Influencia sobre el cabezal para el cual debe ser diseñada la bomba

Determinar requerimientos máximos de potencia

Viscosidad

De mucha significación en la estimación del funcio– namiento de las bombas rotatorias

Débito en el funcionamiento de las bombas centrífugas; el valor de la viscosidad a temperatura ambiente tiene influencia sobre las insta– laciones requeridas para el calentamiento inicial

Punto de fluidez

Normalmente no es tan importante

Determina la necesidad de facilidades de calentamiento inicial y su diseño.

Contenido de sólidos

Sin importancia

Afecta el diseño interno y el tipo de bomba. Igualmente tiene influencia sobre los requerimientos de mante– nimiento

Presión de succión

Se necesita calcular la presión diferencial reque– rida y el NPSHR

Se utiliza para determinar la presión de diseño

Presión de descarga

Podría indicar si es de valor el considerar medio motriz con velocidad variable

Se necesita para calcular la presión diferencial requerida y la presión de diseño del cuerpo de la bomba.


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CONDICIONES DE ARRANQUE Las condiciones de arranque algunas veces difieren de una forma tan significativa de las condiciones nominales que afectan el funcionamiento de la unidad de bombeo. Por ejemplo, algunas veces las unidades de proceso se ponen en operación con alimentaciones diferentes a las de diseño. Esto ocasiona que los caudales de flujo y propiedades del fluido de varias corrientes intermedias difieran de los valores de diseño. La operación inicial, aún con las alimentaciones de diseño, pueden estar fuera de control por un tiempo tan prolongado que tendría el mismo efecto sobre las condiciones del servicio de bombeo. Cuando se prevean condiciones de operación de arranque fuera del diseño, el Diseñador debe decidir si el diseño del servicio de bombeo debe hacerse para las condiciones nominales y las de fuera de diseño. La experiencia ha demostrado que el diseño para condiciones de arranque anormales generalmente es innecesario. Usualmente se pueden aplicar mecanismos para realizar las operaciones de arranque necesarias sin requerir inversiones en instalaciones adicionales. Por esta razón, el diseño para las condiciones de arranques normalmente no se recomienda a menos que existan circunstancias muy especiales. Un ejemplo importante de la operación de la bomba a condiciones diferentes de las nominales es el uso de bombas de hidrocarburos para circulación de agua antes de la operación inicial del proceso. El agua se circula para lavar los recipientes y sistemas de tuberías y para probar las bombas mecánicamente. Ya que el agua tiene una densidad absoluta mucho mayor que la de casi todos los hidrocarburos, los requerimientos de potencia de la bomba con agua pueden ser mayores que la capacidad del medio motriz de que se dispone. Esto requiere de sumo cuidado al planificar y supervisar la operación con agua, pero la experiencia no justifica diseños especiales o inversiones adicionales para tal fin.

9

FLEXIBILIDAD DE EXPANSION La planificación a largo plazo y la estrategia de inversión en instalaciones para manufactura, ocasionalmente justifica la inversión previa en equipo inicial de planta para permitir una expansión futura en capacidad a un costo bajo. Los servicios de bombeo, en conjunto con otros equipos de la planta, pueden ser diseñados inicialmente para el grado de flexibilidad de expansión deseada. La forma más simple de prepararse para un futuro aumento en el caudal de flujo es el de especificar simplemente aquel espacio que se estipulará en el diagrama de planta inicial para una bomba adicional que opere en paralelo con la bomba original.


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Una mejor manera, en muchos casos, consiste en especificar los datos de la operación futura, en conjunto con las condiciones nominales iniciales, y especificar que la bomba y sus facilidades de instalación sean pre–especificadas desde el punto de vista de ingeniería para la expansión futura de la planta. En este caso la línea de succión debería ser dimensionada para el caudal de flujo futuro y se debería tener cuidado al especificar el cabezal neto de succión positiva disponible (NPSHD) para el caudal de flujo.

10 CAUDAL DE FLUJO El caudal de flujo volumétrico, Q, (a la temperatura de bombeo) puede ser calculado a partir del Flujo Másico o Flujo Volumétrico a condiciones estándar según se indica en MDP–02–P–06. Los caudales de flujo por debajo de 6.3 dm3/s (100 gpm) con cabezales sobre los 107 m (350 pie) y por debajo de 3.2 dm3/s (50 gpm) con cabezales bajo los 107 m (350 pie) están generalmente por debajo de los caudales de flujo óptimos para bombas centrífugas y requieren especial cuidado en el diseño del servicio, ver MDP–02–P–03.

11 PROPIEDADES DEL FLUIDO Fuentes de Información Las propiedades del fluido podrían ser obtenidas del Maxwell Databook on Hydrocarbons o a través del uso de Paquetes de Simulación de Procesos. Otras fuentes de información podrían ser usadas cuando sean validadas en forma adecuada. Temperatura del Fluido La temperatura del fluido afecta los siguientes aspectos del diseño de la bomba: 1.

Estilo de construcción de la bomba

2.

Materiales

3.

Necesidad de agua de enfriamiento

4.

Niveles de presión adecuados de las bridas estándar.

Si las propiedades del fluido, tales como la densidad absoluta y la viscosidad, difieren significativamente a la temperatura nominal de operación y a la temperatura ambiente, y si se requiere el arranque bajo las condiciones de temperatura ambiente, entonces el rango de temperatura ambiente conveniente a ser utilizado se debe especificar.


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Presión de Vapor del Fluido El fluido que viene del rehervidor de una torre o del tambor de destilado del tope normalmente estará en su punto de ebullición, y en tales casos la presión en este recipiente al nivel del líquido se puede utilizar como la presión de vapor del líquido. Cuando este no es el caso, la presión de vapor del fluido debe ser determinada mediante los gráficos de presión de vapor o fugacidad. Densidad Absoluta La densidad absoluta del fluido afecta los siguientes aspectos del diseño de la bomba. 1.

Los requerimientos de cabezal para producir una presión diferencial dada.

2.

La capacidad de presión diferencial de los tipos de bombas con capacidad de cabezal limitado, tales como las bombas centrífugas.

3.

El flujo másico para un caudal de flujo volumétrico dado.

4.

Requerimientos de potencia.

La densidad absoluta debería ser especificada a la temperatura nominal de bombeo. Los valores se pueden obtenerse a 15°C (60°F) y luego aplicarle los factores de corrección apropiados para la temperatura real. Viscosidad La viscosidad del fluido afecta los siguientes aspectos del diseño de la bomba: 1.

Selección del tipo de bomba

2.

Eficiencia y características de cabezal–capacidad

3.

Necesidad para facilidades de calentamiento inicial y calentamiento del cuerpo de la bomba.

El impacto de la viscosidad en la selección de las bombas centrífugas es esquematizado tanto en MDP–02–P–05 como en MDP–02–P–08 correspondiente a la selección de bombas de desplazamiento positivo. El efecto específico de viscosidad en el funcionamiento de la bomba centrífuga se presenta en MDP–02–P–07. La viscosidad debería ser especificada si su valor excede de 5 mm2/s (50 SSU, 5 cSt) a la temperatura nominal de bombeo. Las relaciones de viscosidad y unidades que se usan comúnmente en el diseño de plantas de proceso son las siguientes:


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Viscosidad Unidades Métricas

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Unidades Inglesas

Absoluta

Pa.s

gr/cm.s Poise (P)

Cinemática

mm2/s

cm2/s = Stoke (St) = 100cSt.

Saybolt Universal

s

106

F2

= =

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Símbolo

Calculado mediante:

µ 100 centipoise (cP)

––––

100 centistoke

SSU

m n + òĂ xĂF 2 Ec.(1)

Por debajo de 250 SSU, ver las conversiones en “Maxwell Databook” on hydrocarbons. Por encima de 250 SSU, SSU = (cSt) x 4.62

62.428

Una variedad de diferentes viscosímetros industriales se usan en el mundo, incluyendo Saybolt Thermo, Saybolt Universal, Saybolt Furol, Redwood Standard y viscosímetros Engler. Las curvas de conversión para estas mediciones se pueden encontrar en el “Maxwell Databook on Hydrocarbons”. Punto de Fluidez El punto de fluidez tiene influencia sobre la necesidad de facilidad desde calentamiento inicial para la bomba. Esta temperatura debería ser especificada si es más alta que la mínima temperatura ambiente del lugar. Corrosividad La corrosividad del fluido afecta los siguientes aspectos del diseño de bombas: 1.

Materiales de construcción y tolerancias para corrosión seleccionadas

2.

Necesidad de un líquido externo de lavado para mantener el líquido corrosivo fuera del alcance del sello del eje.

3.

Diseño del cuerpo de la bomba cuando se requiere de materiales costosos.

La mayoría de las corrientes de refinería contienen compuestos de azufre corrosivos, y muchos productos químicos utilizados en refinación de petróleo son corrosivos. Únicamente los productos destilados terminados se pueden clasificar normalmente como no corrosivos.


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La identificación y concentración de sustancias corrosivas no comunes en el fluido deben ser señaladas en las Especificaciones de Diseño. Ejemplos comunes son SO2 líquido, 45% H2SO4, solución cáustica de 15°Bé, fenol, H2S, cloruros, etc. Si se conoce información adicional sobre sustancias corrosivas y materiales adecuados provenientes de experiencias previas de planta o pruebas de laboratorio, esta debería ser incluida en la Especificación de Diseño. Contenido de Sólidos El contenido de sólidos en la corriente de líquido afecta los siguientes aspectos del diseño de la bomba: 1.

Características del fluido (Newtoniano, no–Newtoniano, etc.), así como los requerimientos de presión diferencial.

2.

Diseños para resistencia a la erosión

3.

Dimensiones del canal de flujo, tipo de impulsor

4.

Velocidad periférica del impulsor

5.

Características de diseño para desintegrar las partículas grandes, tales como el diseño del tipo “Desintegrador de Coque”

6.

Diseño del sello al eje.

Los sólidos más comunes encontrados en las corrientes de refinería son las partículas de coque en tubos rehervidores (o calderas) y en los fondos del fraccionador primario de craqueadores con vapor, sistemas de enfriamiento directo de craqueadores con vapor y torres lavadoras de unidades de coquificación, y partículas de catalizador en servicios de aceite lodos o en las unidades de craqueo catalítico. En los servicios con sólidos, las bombas deberían ser protegidas de las partículas grandes tales como aglomerados de coque mediante filtros permanentes en la succión de la bomba y/o con mecanismos tales como filtros de coque en el fondo de los destiladores de vacío. Las Especificaciones de Diseño deben señalar el tipo, distribución de tamaño de partículas, densidad y concentración de los sólidos en la corriente de líquido que llega a la bomba. El porcentaje en peso se usa normalmente como la forma más conveniente de expresar la concentración de sólidos en las Especificaciones de Diseño. A partir de esta y de los valores de densidad, el Diseñador de la bomba puede calcular la concentración en volumen.


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Si se conoce que ciertos tipos de construcción de bombas, tales como el tipo de desintegrador de coque o del tipo de lodo (de suspensión), son satisfactorios según experiencia previa de planta, éstas deberían ser especificadas. El carácter abrasivo de los sólidos en la suspensión es extremadamente importante para el diseño de la bomba y para los requerimientos de mantenimiento. La mejor forma de describir la abrasividad es especificando los datos de dureza del sólido. Con frecuencia, se utilizan dos escalas en ingeniería de suspensiones, las cuales son la escala de dureza de Moh y el número de Knoop. Si la fractura de los sólidos es dañina para el proceso, como ocurre en algunas aplicaciones de semisólidos, esto se debería indicar. Una suspensión se define arbitrariamente como aquella mezcla donde hay más de un 1% en peso de sólidos en un líquido. La construcción de bombas convencionales de proceso normalmente es adecuada para concentraciones de sólidos hasta un 2% en peso, y cuando los sólidos son menores de 100 micrómetros (= micrones) en tamaño. Las bombas de etapas múltiples no deberían usarse en concentraciones de sólidos mayores de 1%; un diseño preferible es el de dos bombas en serie, tal vez, con un medio motriz común. Características del Flujo La gran mayoría de los líquidos en las refinerías y plantas de procesos químicos tienen características de flujo que permiten denominarlos “Newtonianos”, lo cual significa que la tasa de esfuerzo (flujo) es linealmente proporcional al esfuerzo de corte (fuerza que causa el flujo). Debido a que la tasa de esfuerzo y el esfuerzo de corte son proporcionales, su relación, que se denomina viscosidad absoluta (Pa.s (centipoises)) es constante. Así, la viscosidad absoluta de los fluidos Newtonianos permanece constante frente a cambios en el caudal de flujo. Algunas suspensiones y otros líquidos que se manejan en las industrias químicas, de plástico, de alimentos, de procesamiento de papel y minería tienen características de flujo que no varían linealmente con el caudal de flujo y se denominan “no–Newtonianos”. Las caídas de presión en las tuberías de succión y descarga no pueden ser calculadas por los métodos normales cuando se manejan suspensiones no–Newtonianas. El tamaño de la línea debe asegurar que la velocidad de transporte crítica de la suspensión se alcance. Los datos con los cuales se realiza el diseño deben provenir de pruebas, experiencias, o fuentes de literatura calificadas.

12 PRESION DE SUCCION Nivel de Referencia de la Bomba La presión de succión normal se calcula y se especifica para un nivel de referencia arbitrario de 600 mm (2 pie) sobre el nivel de referencia del piso. Este nivel es


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típico de la línea central del impulsor en los tipos de bombas comúnmente utilizados – bombas de proceso horizontales de una etapa y de capacidad media (15 a 65 dm3/s (200 a 1000 gpm)). La elevación de la línea central de la bomba seleccionada realmente para el servicio normalmente diferirá algo de los 600 mm (2 pie) arbitrarios, dependiendo de la altura de la base de la bomba escogida, tipo de bomba, tamaño y orientación. La diferencia entre el nivel de referencia arbitrario y el nivel de referencia real es muy pequeña para tener algún significado en la determinación de los requerimientos de cabezal en la mayoría de los servicios, pero es un factor de suma importancia en el establecimiento del NPSH de que se dispone realmente para la bomba instalada, y debe verificarse por consiguiente cuando se seleccione la bomba y se realice el diseño de la base. Una verificación de la elevación de la línea central real de la bomba contra el nivel de referencia de 600 mm (2 pie), es especialmente necesaria para bombas de alta capacidad las cuales serán físicamente grandes y podrían tener sus líneas centrales más de 600 mm (2 pie) por encima del piso, y para bombas verticales que podrían tener sus bridas de succión muy cercanas al piso. Seleccionar y especificar el nivel de referencia que requiere de especial atención en casos de: 1.

Bombas alineadas a ser localizadas en sistemas de bombeo elevados, en vez de al nivel del piso.

2.

Bombas de agua de pozo profundo y bombas de agua de enfriamiento que están localizadas con respecto al nivel de la superficie del agua, en vez de al nivel del piso.

El nivel de referencia convencional de 600 mm (2 pie) debería ser usado también para bombas de proceso verticales de múltiples etapas, aunque el impulsor de la primera etapa está localizado por debajo de este nivel y el NPSHD a dicho nivel será mayor que al nivel de 600 m (2 pie). El suplidor de la bomba puede hacer la conversión necesaria, utilizando la localización real de la brida de succión de la bomba y de la longitud de la bomba seleccionada. La Especificación de Diseño debería establecer a que nivel de referencia de la bomba han sido calculados tanto la presión de succión especificada como el NPSH disponible, normalmente 600 mm (2 pie) sobre el piso. El API 610 especifica que los suplidores de las bombas establecen sus requerimientos de NPSH para bombas horizontales como aquel requerido en la línea central del eje y para bombas verticales como aquel requerido en la línea central de la brida de entrada.


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Nivel del Tambor de Succión El nivel de líquido en el envase de succión que se utiliza para cálculos de NPSH debería ser el nivel mínimo operable. Para recipientes verticales con cabezales convexos, se asume normalmente que está en la línea tangente del fondo del recipiente. Para alcanzar los requerimientos de NPSH de las bombas centrífugas comerciales un diseño económico normalmente coloca la línea tangente del fondo de los recipientes de succión que contienen fluidos en su punto de burbuja, aproximadamente, 4500 mm (15 pie) sobre el piso. Las unidades de proceso con una capacidad muy grande podrían requerir elevaciones de recipientes más altos debido a los requerimientos mayores de NPSH para las bombas de altos caudales de flujo. Se requiere de estudios de casos individuales para determinar la elevación óptima del recipiente. La Figura 5. indica los servicios que normalmente ameritan un estudio individual. Presión de Succión Sub–Atmosférica Con la excepción de las bombas que succionan de equipos de vacío, la presión de succión de las bombas no debería ser diseñada para estar muy por debajo de la presión atmosférica. A presiones reducidas la filtración de aire al interior de la línea y/o la vaporización de gases disueltos podrían causar problemas. La presión de succión mínima recomendada es de 83 kPa absolutos (12 psia). Esto es aplicable para casos tales como el de succionar desde tanques que tienen líneas de succión muy largas. Cálculo de la Presión Normal de Succión El cálculo de la presión normal de succión se realiza por los métodos presentados en el capitulo de Flujo de Fluidos de este Manual. Cuando se requieren filtros permanentes en la succión, una caída de presión 7 kPa (1 psi) debería ser considerada para el filtro. Para los servicios donde las líneas de succión son muy largas, o si el margen de NPSH disponible por sobre los requerimientos de la bomba se sabe que son pequeños, un estimado exacto de la caída de presión en la tubería de succión es necesario. Los estimados de longitudes equivalentes deberían basarse en el diagrama de planta real y en una aproximación bastante buena de la ruta real de la línea. Presión Máxima de Succión Este valor se obtiene sumando la presión de ajuste de la válvula de seguridad (si existe alguna) del recipiente desde el cual succiona la bomba, la caída de presión desde la válvula de seguridad al punto donde se mantiene el nivel de líquido y el máximo cabezal estático de líquido en la succión. Al calcular el cabezal estático, utilizar el “alto nivel de líquido” de diseño para el recipiente.


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La caída de presión por fricción en la línea de succión no se considera en este cálculo debido a que se asume que la condición de Máxima succión ocurre cuando el flujo a través de la bomba es cero, con la válvula en la descarga cerrada. NPSH Ver MDP–02–P–04.

13 CONTROL DE FLUJO DE LA BOMBA El caudal de flujo de la gran mayoría de las bombas centrífugas se controla con una válvula de control en la línea de descarga. El caudal de flujo de muchas bombas de desplazamiento positivo se controla reciclando una porción del flujo de descarga a la succión de la bomba, con una válvula de control en la línea de reciclo. Las válvulas de control pueden ser posicionadas por señales de nivel, presión, flujo o controladores de temperatura para cumplir con los requerimientos de proceso. Para bombas centrífugas, la Válvula de control impone una cantidad variable de caída de presión sobre los requerimientos naturales de presión del sistema. Un aumento de la cantidad de caída de presión a través de la válvula de control incrementa la presión de descarga de la bomba, su generación de cabezal y reduce el caudal de flujo. Una disminución en la caída de presión a través de la Válvula de control tienen el efecto opuesto. Cuando la Válvula de control está completamente abierta, el flujo no está bajo control, sino que está determinado por la interacción natural de la característica de funcionamiento de la bomba con la resistencia característica del sistema. La función de la Válvula de control se ilustra en la Figura 6. Igualmente, pueden usarse motores de velocidad variable para controlar el flujo de una bomba centrífuga. Este tópico se cubre en MDP–02–P–07.

14 PRESION DE DESCARGA Factores que Contribuyen a los Requerimientos de Presión de Descarga La presión de descarga requerida es el resultado de la suma de los requerimientos de presión de tres tipos diferentes: 1.

Estático, independiente del caudal de flujo

a.

Presión de operación en el punto donde se controla la presión (normalmente un recipiente) a la cual la bomba está descargando su flujo, o presión atmosférica en el caso de tanques de almacenamiento atmosférico.

b.

La diferencia de elevación entre el nivel de referencia de la bomba y el nivel de líquido del recipiente de descarga (máximo) que suma el cabezal estático a los requerimientos de cabezal de descarga. Se debe considerar la Máxima


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altura de líquido en el recipiente de descarga para obtener el máximo cabezal de elevación requerido. 2.

Cinética, dependiente del caudal de flujo

a.

La caída de presión a través de equipos de procesos en el circuito de descarga tales como intercambiadores de calor, reactores, filtros, hornos, etc.

b.

Boquillas de inyección, algunas veces con caídas de presión altas para atomización, y algunas veces expuestas a ensuciamiento.

c.

Orificios para medición de flujo.

d.

Resistencia en sistemas de tuberías, incluyendo codos, conexiones en T, bridas, válvulas de compuerta y de retención.

3.

Variable, modulada de acuerdo a los requerimientos de control del proceso

a.

Válvula de control Para todos los factores que dependen del caudal de flujo, es necesario calcular la caída de presión para el máximo caudal de flujo deseado. Un valor aproximado de ella se obtiene mediante la siguiente expresión: DP max + DP normal

x ƪtasa máximaƫ tasa normal

2

Cálculo de Caídas de Presión en Tuberías y Válvulas de Control Las caídas de presión en la tubería de descarga (y succión) podría ser calculada por los métodos del capitulo de Flujo de Fluidos de este Manual. Se debería tener especial cuidado al calcular la caída de presión para servicios de bombeo que succionan de tanques de almacenaje ya que podrían existir líneas muy largas y muchos codos en el sistema. Como una base para el Cálculo, se debería usar el diagrama de planta previsto para el sistema de tuberías y se deberían señalar las bases consideradas en las Especificaciones de Diseño. La caída de presión a través de las Válvulas de control puede asignarse de la siguiente manera: A veces está automáticamente asignada, cuando están en una línea entre dos recipientes de succión y descarga que tienen presión controlada. Cuando se encuentra a la descarga de una bomba que envía liquido a través de una serie de equipos intermedios hasta un punto de presión controlada, la caída de presión de la válvula de control puede fijarse en un 20% de las perdidas totales


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de presión por fricción del circuito mas una cantidad adicional de acuerdo a la diferencia de presión estática (DPE) del circuito (10% de DPE para DPE< 1400 kPa, 140 kPa para DPE entre 1400 y 2800 kPa y 5% de DPE para DPE>2800 kPa). Estas reglas deben usarse con cuidado pues pueden resultar en valores muy alto o muy bajos dependiendo del sistema, en estos casos debe privar el criterio Ingenieril y la experiencia para asignar la caída de presión. Para información adicional refiérase a la Sección 12–Instrumentación del Manual de Diseño de Procesos. Practicas de Diseño versión de 1986. Presión de Descarga Máxima Esta presión se utiliza para determinar la presión de diseño y es la suma de la presión de succión Máxima y la presión diferencial Máxima. La Máxima presión diferencial para las bombas centrífugas normalmente ocurren a flujo cero (Shut Off) y se asume que es 120% del diferencial nominal (Ver MDP–02–P–07) basado en la Máxima densidad absoluta prevista para el fluido. Si se encuentra que el diferencial máximo es mayor de 120% del diferencial nominal (lo cual es particularmente predominante en bombas de múltiples etapas y de altos caudales de flujo) para la bomba seleccionada, entonces las presiones Máximas de descarga y de diseño deberían ser incrementadas de acuerdo a esto. Esto tiende a ocurrir con bombas de caudal alto de flujo debido a las características de impulsores de alta velocidad específica que se utilizan. Por el contrario, las bombas se pueden especificar para tener una presión de disparo a algún nivel menor que 120% del diferencial de modo que se pueda bajar la presión nominal de diseño de las líneas y los intercambiadores de una clasificación a otra. Esto no debería hacerse a menos que se obtenga algún crédito por el hecho de reducir la presión nominal de diseño de las líneas y equipos. No se debe especificar menos de 110% del diferencial, ya que esto promueve el uso de una curva característica de operación de la bomba tan plana que hace que su funcionamiento sea inestable. La Máxima presión de descarga de una bomba de desplazamiento positivo está determinada por el ajuste de la Válvula de seguridad de la descarga. Ver MDP–02–P–08 para los detalles.


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Características de los Requerimientos de Presión del Sistema Cuando se diseña un nuevo servicio de bombeo o se estudia el comportamiento de un servicio existente, una ayuda importante para comprender los requerimientos de control de flujo es el de describir en forma gráfica la relación entre la curva característica de los requerimientos de presión del sistema y la curva característica de funcionamiento de la bomba. En el caso de nuevos diseños, la curva de la bomba centrífuga se puede estimar utilizando el punto de capacidad–cabezal nominal y la forma de la curva promedio que se muestra en el apéndice del MDP–02–P–07. Los requerimientos de presión del sistema pueden graficarse con los valores de presiones de descarga calculados para flujo nominal, flujo cero y algunos flujos adicionales tales como 0.5, 0.8, 1.2 y 1.5 del valor nominal. Este gráfico puede usarse para mostrar como una velocidad de motor de la bomba variable podría utilizarse para control, cuanto cabezal se consume a través de la Válvula de control que sucede con la Válvula de control cuando está completamente abierta, cuanto incremento en el flujo se podría lograr al operar una segunda bomba idéntica en paralelo, etc.

15 PRESION DIFERENCIAL Y REQUERIMIENTOS DE CABEZAL Cálculos Para los cálculos de cabezal a partir de la presión diferencial ver MDP–02–P–06. Use las presiones nominales de succión y descarga para el Cálculo de presión diferencial y del cabezal. No es necesario reportar el cabezal en las Especificaciones de Diseño, ya que los valores necesarios para calcularlo, diferencial de presión y densidad absoluta, se especifican separadamente. Se debe tomar precaución para presentar el requerimiento de cabezal de la bomba y el NPSH disponible, ambos en términos del líquido bombeado, a las condiciones de bombeo, y no en términos de agua fría.

16 TEMPERATURA Y PRESIÓN DE DISEÑO Temperatura de Diseño El documento MDP–01–PD–01 de este manual presenta el procedimiento general para determinar todas las temperaturas de diseño de los equipos. La temperatura de diseño para las bombas normalmente es especificada con un margen de 28°C (50°F) por encima de la temperatura nominal de bombeo. Para bombas que operan por debajo de 15°C (60°F), como las bombas criogénicas, es necesario especificar una temperatura mínima de diseño, basada en las características del servicio particular.


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Presión de Diseño La presión de diseño de una bomba se calcula agregando la presión máxima de succión a la diferencia Máxima de presión operando a temperatura nominal de bombeo con la densidad absoluta a condiciones nominales. La diferencia Máxima de presión para bombas centrífugas se define como el 120% de la diferencia nominal de presión para propósitos de Especificaciones de Diseño. Si la bomba seleccionada finalmente tiene una capacidad de diferencia Máxima de presión mayor que el 120% del valor nominal, entonces el valor de la presión de diseño del cuerpo se debe aumentar apropiadamente. Si la densidad absoluta del líquido está sujeta a cambio, se debe usar la densidad absoluta Máxima prevista para computar la presión diferencial a flujo cero (Shut off). Las bombas centrífugas accionadas por turbinas de vapor se pueden operar continuamente hasta 105% de la velocidad nominal dentro del rango normal de la velocidad de sus reguladores. Por lo tanto, la bomba es capaz de desarrollar (105%) 2 ó 110% del cabezal nominal de desconexión. Esto se debe tomar en cuenta al establecer la presión de diseño de las bombas centrífugas accionadas por turbinas de vapor. Clasificación de Bridas Las clasificaciones de temperatura y presión de diseño determinadas anteriormente suministran al suplidor de las bombas y al Diseñador del sistema de tubería la base para la selección de clasificación de brida. El suplidor de la bomba usualmente selecciona la misma clasificación para la brida de succión como para la de descarga. Sin embargo, en el caso de bombas con alto diferencial de presión como las bombas de alimentación a calderas, a veces se usa una clasificación inferior para la brida de succión. Esta debería satisfacer naturalmente la presión Máxima de succión. La clasificación presión temperatura de la brida de succión debe ser compatible con la de la tubería de succión tal como se define en el documento MDP–01–PD–01; es decir, en ningún caso debe ser menor que 3/4 de la presión de descarga Máxima de la bomba a la temperatura normal de bombeo.


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17 SELECCION DE TIPOS DE EQUIPO Selección del Tipo de Bomba El tipo de bomba se especifica normalmente en las Especificaciones de Diseño. La selección del mejor tipo de construcción para cumplir con unos requerimientos dados de servicio normalmente se efectúa en la etapa de ingeniería de detalle del proyecto, basado en cualquier guía incluida en las Especificaciones de Diseño. Las Figuras 1 y 2 presentan al Diseñador una indicación de los tipos de bombas centrífugas que se aplican a varios requerimientos de cabezal y capacidad. Si como resultado de una investigación se ha determinado que un tipo especial de construcción o algunas características de diseño son las mejores para el servicio, se deben especificar estos detalles. Si se desea la construcción de bombas en línea donde sea económico y beneficioso para la distribución de la planta, o si no es deseado específicamente, se debe especificar la posición deseada. Las siguientes guías se presentan para ayudar a decidir cuan específicas se deben hacer las especificaciones de diseño de acuerdo al tipo de bomba y al tipo de construcción. Las especificaciones de diseño siempre deben indicar el tipo de bomba a este nivel Centrífuga

Rotativa

Reciprocante Accionador de máquina de vapor Accionador de motor Dosificadora

Las especificaciones de diseño incluirán con frecuencia este requerimiento

Las especificaciones de diseño en ocasio– nes incluirán detalles tan específicos como éstos

Orientación vertical Tipo de suspensión Características del tritu– rador de coque Tipo rotor cilíndrico Soporte externo cons– tante con camisa de calentamiento

Tipo de alta velocidad Tipo carga de estopera Anillos de desgaste con facilidades para lavado

Diseño de control de flujo

Tipo tornillo engranaje

Tipo

Tipo pistón Tipo émbolo Caja de estopera de vástago especial simple, doble, triple Tipo diafragma.

El documento MDP–02–P–05 presenta información más extensa en la selección del tipo de bomba. Selección del Tipo de Medio Motriz Ver MDP–02–P–11.


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18 SELECCION Y ESPECIFICACION DE MATERIALES Procedimientos El método normal de seleccionar y especificar materiales de construcción para bombas es usar los “Hydraulic Institute Standards” para la selección de materiales y el sistema de código de API 610 para reportar los requerimientos en las especificaciones de diseño. Si el API 610 no tiene un código que incluya los materiales deseados, estos deben ser especificados individualmente. El uso del término materiales “estándar” del suplidor debe ser evitado ya que parece permitir el uso de materiales “estándar” en servicios que podría ser muy bien difíciles y “no–estándar”.

19 MULTIPLICIDAD Y REPUESTOS Consideraciones para Decidir sobre Repuestos La Tabla 2 presenta un sumario de las consideraciones utilizadas para decidir si se necesitan bombas de repuesto y de que manera es necesario instalarlas. Las preferencias y políticas del cliente en cuanto a repuestos deberán ser respetadas. Donde el diseño de servicio óptimo requiere dos o más bombas que operen normalmente en paralelo, se debe estipular una bomba de repuesto cuando los requerimientos de mantenimiento por sí solos dictan la necesidad de la misma. Si el servicio de bombeo debe continuar operando durante una falla del suministro del servicio al accionador primario, entonces se debe tener unidades de repuesto suficientes para cubrir adecuadamente la falla del suministro del servicio. El número total de unidades en paralelo puede a veces ser minimizado dividiendo los tipos de accionador de las bombas de operación. Repuestos Comunes Las bombas centrífugas de proceso han sido lo suficientemente confiables como para que una dotación de repuesto de 100% que es una bomba completa de repuesto por cada bomba en operación no será necesaria en la mayor parte de los servicios en la mayoría de las plantas de proceso. Se obtiene una continuidad de servicio adecuada usando una sola bomba como repuesto para dos o más en servicio. El uso de bombas de repuesto comunes se limita por la proximidad de los servicios a ser comunitarios y la compatibilidad de las condiciones de sus servicios. Se deben comparar las siguientes condiciones de servicio: 1.

El punto de capacidad de cabezal requerido de cada servicio debe estar dentro del rango de trabajo del repuesto común.


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2.

La temperatura normal no debe diferir más de 85°C (150°F).

3.

Presión de succión no debe diferir más de 345 kPa (50 psi).

4.

El NPSH disponible para la bomba de repuesto común debe ser mayor que los requerimientos de cada servicio.

5.

Si un servicio de alto flujo usa un repuesto en común con un servicio de bajo flujo, el repuesto común se debe diseñar para el flujo alto y cuando opera como repuesto para el servicio de bajo flujo, puede necesitar un reciclo de flujo bajo para evitar cavitación y sobrecalentamiento.

6.

La presión y la temperatura de diseño y las clasificaciones resultantes de la brida para el repuesto común deben ser adecuados para ambos servicios.

7.

Si un servicio de cabezal alto usa un repuesto en común con un servicio de cabezal bajo, el repuesto común debe ser diseñado para el cabezal alto y se debe tomar una caída de presión grande a través de la Válvula de control.

8.

El diseño del sello del eje debe ser adecuado para ambos servicios.

No se deberían usar repuestos comunes en los siguientes casos: 1.

Donde uno de los líquidos de servicio contiene agua y el otro ácido como el reflujo (ácido) del depropanizador y el reflujo (acuoso) del separador de C3/C4. Las posibilidades de que los dos flujos se mezclen en los tubos distribuidores en la succión y la descarga causando una corrosión severa son demasiado grandes.

2.

Servicio donde se requiere un flujo continuo del fluido pero se esperan altos requerimientos de mantenimiento de la bomba, tales como en los servicios de suspensión en plantas de craqueo catalítico y en coquificadores.

20 DISEÑO DE INSTALACIONES DE BOMBAS Ver MDP–02–P–10. SELLOS PARA EL EJE Ver MDP–02–P–09.

21 REQUERIMIENTOS DE ENERGIA Para los cálculos de requerimientos de energía de las bombas ver MDP–02–P–06.

22 DOCUMENTACION La Tabla 1 presenta una lista de los datos que se deben reportar en las Especificaciones de Diseño, y una lista de los Cálculos adicionales que normalmente son realizados por el Diseñador del servicio pero que no se reportan en las Especificaciones de Diseño.


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23 NOMENCLATURA NOMENCLATURA Símbolo A PF CP E EO Fi g gc H ∆HS ESMP NPSH N NS P P PV ∆p Q Qs Sss SSU ∆T W a µ n

Parámetro Área Potencia al freno Calor específico a presión constante Eficiencia adimensional Eficiencia global, incluyendo las pérdidas hidráulicas y mecánicas Factores que dependen de las unidades usadas (Ver lista al final) Aceleración de gravedad Constante dimensional Diferencia neta de cabezal Diferencia en el cabezal estático entre las dos elevaciones Altura de succión Máxima permisible Cabezal neto de succión positiva Velocidad rotativa de la bomba Velocidad específica del impulsor Potencia Presión Presión de vapor Diferencial de presión, incremento de presión Caudal de flujo volumétrico Caudal de flujo volumétrico a condiciones estándar Velocidad específica a la succión Viscosidad Saybolt Universal Elevación de temperatura Flujo másico de líquido Factor de expansión térmica Viscosidad absoluta Viscosidad cinemática

UNIDADES Sistema Sistema métrico inglés mm2 kW KJ/kg°K Decimal “

pulg2 HP BTU/lb.°R

m/s2 103 kg/s2 kPa.m m de líquido bombeado m

pie/s2 32.17lb.pie/lbf.s 2 pie de líq. bombeado pie

kPa de vacío m rev./s rev./s kW kPa man. kPa abs. kPa

pulg de Hg de vacío pie rpm rpm HP psig psia psi

dm3/s dm3 15°C, 101.325 kPa rev./s segundos °C kg/s adimensional Pa.s mm2/s

U.S.gpm U.S.gpm 60°F, y 1 atm rpm segundos °F lb/h cP cSt


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NOMENCLATURA Símbolo ρc d

UNIDADES Sistema Sistema métrico inglés

Parámetro Densidad Coeficiente de cavitación

kg/m3 adimensional

lb/pie 3 adimensional

Subíndices a c D min max PME o R s 1 2

Permisible A condiciones de operación Disponible (en el sistema) Mínimo (permisible continuo) Máximo (permisible continuo) Punto de mayor eficiencia Global, al caudal de flujo de operación Requerido A condiciones estándar (15°C, 101,325 kPa (60°F y 1 atm)) Aguas arriba; succión Aguas abajo; descarga

Factores que dependen de las unidades usadas En unidades métricas F1

=

Ec. (1) MDP–02–P–06

F2 F3

= =

F4 F5 F6

= = =

F7

=

F8 F9 F10 F11

= = = =

Ec. (1) MDP–02–P–02 Ec. (4) MDP–02–P–06, Ec. (5),(6) (8) y (10), Ec. (1) MDP–02P–04 Ec. (12) MDP–02–P–06 Ec. (13) MDP–02–P–06 Ec. (14) MDP–02–P–06, Ec. (1) MDP–02–P–08, Ec. (1) y Ec. (2) MDP–02–P–11 Ec. (2) y (4) MDP–02P–04, Ec. (1) MDP–02P–07 Ec. (3) MDP–02P–04 Ec. (3) MDP–02P–04 Ec. (1) Subs. H Ec. (2) Subs. H

En unidades inglesas

103 106 1

0.1247 62.428 144

1 1x10 3 1000

1.98x10 6 246873.0 1714

1.63

1

1 101 85 102

70.726 29.9 649 778

–– ––

DENSIDAD ABSOLUTA A CONDICIONES PRESION DE OPERAC. DEL RECIP. DE DE SUCCION

PRESION DE DISEÑO DEL CUERPO DE LA BOMBA TEMPERATURA DE OPERACION NOMI– NAL Y TEMPERATURA DE DISEÑO.

∆P A FLUJO CERO (SHUT OFF)

––

CARACTERISTICAS DE CUALQUIER SOLIDO EN EL LIQUIDO. FILTRO PERMANENTE

TIPO DE SELLO DEL EJE

––

––

––

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DISEÑO DE DETALLE DEL SISTEMA.

COMPATIBILIDAD DE LOS REQUERI– MIENTOS DE SERV. CON EL DISEÑO DEL SISTEMA DE SERVICIOS DE LA PLANTA.

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––

VELOCIDAD DE LA BOMBA; TIPO DE CONSTRUCCION DEL ACCIONADOR Y DATOS DE FUNCIONAMIENTO.

CONVENIENCIA DE CONSTRUCCION DE BOMBA EN LINEA; INTERCAMBIA– BILIDAD DE PARTES

FECHA

A SUMINISTRO DE UN SISTEMA DE LU– BRICACION DE ACEITE EN DISPERSION.

TIPO DE ACCIONADOR Y CONDIC. DE SERVICIO.

––

TIPO DE CONSTRUCCION DE BOMBA Y CARACTERISTICAS INCLUIDAS DE DI– SEÑO.

––

REVISION

––

TIPO DE BOMBA Y CUALQUIER CARAC– TERISTICA ESPECIAL DE DISEÑO REQUERIDA.

MATERIALES DEL SELLO MECANICO.

PRINCIPIOS BASICOS

––

INTERCAMBIABILIDAD DEL MODELO DE SELLO; ACEPTABILIDAD DE CONS– TRUCCION DE SELLO EMPOTRADO.

DISEÑO DE DETALLE DEL FILTRO TENSOR PERMANENTE, TAMAÑO DE MALLA

––

––

Indice volumen

PRESION REAL DE ESTOPERA; SISTEMA DETALLES DE LA DESCARGA EXTER– DE DESCARGA RECOMENDADO Y COM– NA DEL SISTEMA DE SELLO. PONENTES DEL SISTEMA.

MODELO DE SELLO DEL EJE.

TAMAÑO RECOMENDADO DE MALLA.

ANCHO DE LA BOQUILLA DE IMPULSOR; TOLERANCIA DE SOLIDOS, DIAMETRO Y VELOCIDAD DEL IMPULSOR.

FUNCIONAMIENTO DE LA BOMBA CON LA VISCOSIDAD ESPECIFICADA

NPSHR AL CAUDAL DE FLUJO NOMINAL ∆P DE LA CONFIGURACION REAL DE LA LINEA DE SUCCION, CUANDO LA LINEA ES LARGA O CUANDO NPSHR ESTA MUY CERCA DE NPSHA ALTURA DEL PUNTO MEDIO DE LA BOMBA POR ENCIMA DEL SUELO, PARA COMPARACION CON LOS 60 mm (2 pie) ASUMIDOS EN LOS CALCULOS DE CNSPA (NPSHA)

––

Indice manual

PRESION DE LA ESTOPERA; TEMPERA– REQUERIMIENTO PARA DESCARGA EX– TERNA O SELLO Y FUENTE. TURA DE BURJUJA A LA PRESION DE LA ESTOPERA. –– MATERIALES DE BOMBA.

VISCODIDAD A LA TEMP. DE BOMBEO Y A TEMP. AMBIENTE SI ESTA POR ENCIMA DE 5 mpa. ( 50 ssu)

––

R

––

EVALUACION DE POTENCIA DEL ACCIONADOR

––

––

––

.Menú Principal

NPSH

PRESION DE VAPOR A TEMP. DE BOM– BEO

PF, KW (BHP).

TEMPERATURA MAXIMA PERMISIBLE DE DISEÑO LA UNIDAD DE BOMBEO

CAPACIDAD DE ∆P A FLUJO 0 Y TAM – BIEN LA PRESION MAXIMA PERMISIBLE DEL CUERPO DE LA BOMBA

CAPACIDAD DE CABEZAL DE LA BOMBA

––

–– ––

––

PDVSA

∆P DE LINEA DE SUCCION DESDE EL RECIPIENTE A LA BOMBA, NPSHR

––

PF, KW (BHP); EVALUAVION DE POTEN– ESTIMADO DE REQUERIMIENTO DE CIA DEL ACCIONADOR. SERVICIOS

REQUERIMIENTOS DE ∆ P

REQUERIMIENTOS DE CABEZAL

––

––

LAS PROPUESTA DEL SUPLIDOR DE LA ESTO SE DETERMINA DURANTE BOMBA REPORTA DATOS PRECISOS LA INGENIERIA DE DETALLES DE LA INSTALACION. SOBRE ESTOS ASPECTOS.

dm 3/s (gpm)

EL DISEÑADOR DE SERVICIO CALCULA Y DECIDE ESTO Y REPORTA LOS RESUL– TADOS EN LAS ESPECIFICACIONES DE DISEÑO.

P2; PARTE DEL ∆ P PERMISIBLE PARA LA PRESION DE OPERACION DEL RECIPIEN– TE DE DESCARGA VALVULA DE CONTROL

–– P1 NORMAL; P 1MAXIMO

––

EL DISEÑADOR DEL SERVICIO ESTIMA ESTO PERO NORMALMENTE NO REPORTA RESULTADOS EN LAS ESPECIFICACIONES DE DISEÑO

MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO PDVSA MDP–02–P–02

Página 27

Indice norma

TABLA 1. SECUENCIA DE DESARROLLO PARA DATOS DE SERVICIO DE BOMBEO.

UNA BOMBA EN UNO DE VARIOS POZOS DE AGUA PURA; UNA BOMBA DE TRASFERENCIA A UNO DE VA– RIOS TANQUES DE ALMACENAMIENTO EN SERVICIO PARALELO. MEZCLA DE GASOLINA, INYECCION DE ADITIVOS.

REDUCE LA CAPACIDAD OCIOSA DE BOMBEO DISPONIBLE

LLEVA LOS PRODUCTOS FUERA DE ESPECIFICA– CION POR UN TIEMPO RELATIVAMENTE CORTO CUANDO SE CONSIDERA LA CAPACIDAD DE AL– MACENAMIENTO DEL PRODUCTO.

CUANDO LOS REQUERIMIENTOS DE SERVICIO SON COMPATIBLES Y LOS REQUERIMIENTOS DE BAJO MANTENIMIENTO PUEDEN SER ANTICIPADOS.

LA MAYOR PARTE DE LOS SERVICIOS DE REFINERIA DONDE NO ESTAN PRESENTES SERVICIOS COMPA– TIBLES PARA PODER USAR REPUESTOS COMUNES, O SE PREVEEN REQUERIMIENTOS ALTOS DE MAN– TENIMIENTO.

EL REQUERIMIENTO DE SERVICIO INCLUYE BOMBEO DOS BOMBAS DIMENSIONADAS AL 100% UNA CON AC– DE EMERGENCIA; ACEITE LUBRICANTE DEL COM– CIONADOR TIPO TURBINA; ARRANQUE AUTOMATICO PRESOR CENTRIFUGO; COMUNMENTE USADO DONDE DE LA DE REPUESTO. LA CONFIABILIDAD DEL SUMINISTRO DE ENERGIA ELECTRICA ES BAJA.

BOMBAS DE REFLUJO EN UNIDADES GRANDES.

ESTACION DE BOMBEO DE AGUA DE ENFRIAMIENTO.

AGUA DE ALIMENTACION DE CALDERA (REQUERIDA POR ALGUNOS CODIGOS NACIONALES); ACEITE LU– BRICANTE DE TURBINA DE GAS (POR NORMALIZA– CION DE UN SUPLIDOR PRINCIPAL).

ALIMENTACION A HORNO DE CRAQUEO CON VAPOR.

PROVOCA LA PARADA DE UNA UNIDAD GRANDE, O DE UNA QUE ES TAN DIFICIL O LENTA PARA PA– RAR Y PONER EN OPER. DE NUEVO, QUE RESUL– TA DE GRAN SIGNIFICADO ECONOMICO.

PROVOCA LA PARADA DE UNA UNIDAD GRANDE, O DE UNA QUE ES TAN DIFICIL O LENTA PARA PA– RAR Y PONER EN OPERACION DE NUEVO, QUE RESULTA DE GRAN SIGNIFICADO ECONOMICO.

PROVOCA LA PARADA DE UNA UNIDAD GRANDE, QUE DE OTRA MANERA PODRIA ESTAR FUN– CIONANDO DURANTE UNA BREVE FALLA DE E– NERGIA SI EL BOMBEO NO FUERA INTERRUMPIDO.

IMPLICA RIESGO DE SEGURIDAD, TAL COMO LA GRAN DESCARGA DE VALVULAS DE SEGURIDAD EN UNA UNIDAD DE GRAN CAPACIDAD.

PROVOCA PARADA DE MUCHAS UNIDADES O DE UNA REFINERIA COMPLETA.

PROVOCA PARADA DE MUCHAS UNIDADES O DE UNA REFINERIA COMPLETA.

CAUSA SERIO RIESGO A LA SEGURIDAD DEL PERSONAL O DE LOS EQUIPOS.

Indice volumen

CUATRO BOMBAS DIMENSIONALES AL 50% CON DOS TIPOS DIFERENTES DE ACCIONADOR; ARRANQUE AU– TOMATICO (ESTA PRACTICA EXTREMADAMENTE CON– SERVADORA NO ES ESTANDAR PARA ALIMENTACION DE HORNOS, SINO QUE REQUIERE DE UNA JUSTIFI– CACION ESPECIAL).

PRINCIPIOS BASICOS

TRES BOMBAS DIMENSIONADAS AL 100% CON DOS TI– POS DIFERENTES DE ACCIONADOR; ARRANQUE AUTO– MATICO DE CADA BOMBA DE REPUESTO.

TRES BOMBAS DIMENSIONADAS AL 50%; ARRANQUE AUTOMATICO DE LA DE REPUESTO.

Indice manual

DOS BOMBAS DIMENSIONADAS AL 100% UNA CON AC– CIONADOR TIPO TURBINA; ARRANQUE AUTOMATICO DE LA DE REPUESTO.

DOS BOMBAS DIMENSIONADAS AL 100% DE CAPACI– DAD CON EL MISMO TIPO DE ACCIONADOR.

PDVSA

UNA BOMBA DE REPUESTO EN COMUN PARA DOS SERVICIOS DE BOMBEO.

CARGA DE PRODUCTO, UNIDAD DE POLIMERIZACION. BOMBA DE REPUESTO EN ALMACEN O BOMBA DE RE– PUESTO COMUN; A MENOS QUE PUEDA SER ECONO– MICAMENTE JUSTIFICABLE LA INSTALACION DE UNA BOMBA DE REPUESTO INDIVIDUAL.

NO REQUIERE BOMBA DE REPUESTO EN CAMPO, PERO SI UNA BOMBA DE REPUESTO PUESTA EN ALMACEN; UN TIPO DE BOMBA EN LINEA RESULTA IDEAL.

NO REQUIERE BOMBA DE REPUESTO, EN CAMPO PERO SI UNA BOMBA DE REPUESTO PUESTA EN ALMACEN; UN TIPO DE BOMBA EN LINEA RESULTA IDEAL.

NO REQUIERE BOMBA DE RESPUESTO

NO REQUIERE BOMBA DE REPUESTO

PRACTICA TIPICA DE REPUESTO DE BOMBA (INCREMENTA EL GRADO DE CONFIABILIDAD DEL SERVICIO PRESTADO)

.Menú Principal

PRODUCE LA PARADA DE UNA SUB–UNIDAD QUE NO ES ESENCIAL PARA LA OPERACION GLOBAL DE LA PLANTA, O PUEDE SER RAPIDAMENTE PA– RADA Y PUESTA DE NUEVO EN OPERACION.

PRODUCE LA PARADA DE UNA PLANTA QUE FRE– SERVICIOS EN PLANTAS DE PRODUCCION DE ACIDO CUENTEMENTE ES PARADA POR OTRAS RAZONES.

PLANTA PILOTO

EJEMPLOS DE SERVICIOS

INTERRUMPE UNA OPERACION NO–CRITICA

LA INTERRUPCION DE FLUJO DE LA BOMBA TIENE ESTE IMPACTO EN LA OPERACION DE LA PLANTA: (EN ORDEN CRECIENTE DE SITUACION CRITICA)

MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO PDVSA MDP–02–P–02

REVISION FECHA

0 NOV.97

Página 28

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TABLA 2. CONSIDERACIONES PARA DECIDIR SOBRE REPUESTOS DE BOMBAS.


PDVSA

PRINCIPIOS BASICOS


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Fig 1. RANGO DE APLICACION DE VARIOS MODELOS DE BOMBAS CENTRIFUGAS VELOCIDADES DE MOTOR DE 60 HZ.

CLAVE: A. B. C. D.

HORIZONTAL, UNA ETAPA 30 rps (1750 rmp) HORIZONTAL, UNA ETAPA 60 rps (3550 rpm) HORIZONTAL, DOS ETAPAS 60 rps (3550 rpm) HORIZONTAL, MULTIETAPAS ETAPAS 60 rps (3550 rpm)

A. B. C. D.

VERTICAL, MULTIETAPA 60 rps (3550 rpm) EN LINEA ALTA VELOCIDAD – EXPERIENCIA EXTENSA ALTA VELOCIDAD – EXPERIENCIA LIMITADA Y SELECCION DE MODELO

NOTAS: 1. LA SELECCION ENTRE BOMBAS CENTRIFUGAS CON RECICLO Y OTROS TIPOS DE BOMBAS REQUIERE UN ESTUDIO INDIVIDUAL. 2. EL CAUDAL DE FLUJO EN ESTA REGION REQUIERE MODELOS DE BOMBAS ESPECIALMENTE ELABORADOS.


PDVSA

PRINCIPIOS BASICOS


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Fig 2. RANGO DE APLICACION DE VARIOS MODELOS DE BOMBAS CENTRIFUGAS VELOCIDADES DE MOTOR DE 60 HZ.

CLAVE: A. B. C. D.

HORIZONTAL, UNA ETAPA 25 rps (1450 rmp) HORIZONTAL, UNA ETAPA 50 rps (2950 rpm) HORIZONTAL, DOS ETAPAS 50 rps (2950 rpm) HORIZONTAL, MULTIETAPAS ETAPAS 50 rps (2950 rpm)

E. F. G. H.

VERTICAL, MULTIETAPA 50 rps (2950 rpm) EN LINEA ALTA VELOCIDAD – EXPERIENCIA EXTENSA ALTA VELOCIDAD – EXPERIENCIA LIMITADA Y SELECCION DE MODELO

NOTAS: 1. LA SELECCION ENTRE BOMBAS CENTRIFUGAS CON RECICLO Y OTROS TIPOS DE BOMBAS REQUIERE UN ESTUDIO INDIVIDUAL. 2. EL CAUDAL DE FLUJO EN ESTA REGION REQUIERE MODELOS DE BOMBAS ESPECIALMENTE ELABORADOS.


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PRINCIPIOS BASICOS


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Fig 3. DATOS DE FUNCIONAMIENTO DE BOMBAS CENTRIFUGAS VELOCIDADES DE MOTOR DE 60 HZ.

NOTAS: 1. LA EFICIENCIA ES EN % 2. EL CNSPR (NPSHR) ESTA EN METROS Y EN PIES 3. NO SUPONGA UN CNSPR (NPSHR) MENOR QUE 1.83m (6 Pie) SIN CONSULTA CON UN ESPECIALISTA DE MAQUINAS 4. LA DISCONTINUIDAD EN EL CNSPR (NPSHR) EN ESTA REGION SE DEBE AL CAMBIO EN LA VELOCIDAD DE LA BOMBA DE 30 a 60 rps. (1750 a 3550 rpm).


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PRINCIPIOS BASICOS


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Fig 4. DATOS DE FUNCIONAMIENTO DE BOMBAS CENTRIFUGAS VELOCIDADES DE MOTOR DE 50 HZ.

NOTAS: 1. LA EFICIENCIA ES EN % 2. EL CNSPR (NPSHR) ESTA EN METROS Y EN PIES 3. NO SUPONGA UN CNSPR (NPSHR) MENOR QUE 1.83m (6 Pie) SIN CONSULTA CON UN ESPECIALISTA DE MAQUINAS 4. LA DISCONTINUIDAD EN EL CNSPR (NPSHR) EN ESTA REGION SE DEBE AL CAMBIO EN LA VELOCIDAD DE LA BOMBA DE 30 a 60 rps. (1750 a 3550 rpm).


PDVSA

PRINCIPIOS BASICOS


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Fig 5. DATOS DE FUNCIONAMIENTO TIPICOS PARA BOMBAS CENTRIFUGAS DE ALTO CABEZAL Y CAPACIDAD (2).

NOTAS: 1. LA EFICIENCIA ES EN %. CNSPR ESTA EN METROS (m) Y EN PIES 2. LA FRECUENCIA DE LA LINEA DE ENERGIA ELECTRICA NO ES UNA CONSIDERACION PRIMARIA YA QUE LAS BOMBAS EN ESTE RANGO NORMALMENTE REQUIEREN ALGUN CAMBIO DE VELOCIDAD CON SINCRONISMO CON UNIDADES DE ENGRANAJE, PARA UNA OPERACION OPTIMA. 3. LA EFICIENCIA EN ESTA AREA ES 85% DE LA NOMINAL. SE PUEDE USAR BOMBAS VERTICALES Y HORIZONTALES. 4. LA EFICIENCIA EN ESTA AREA ES 85% DE LA NOMINAL. PARA BOMBAS DE AGUA EN ESTE RANGO EL ESTILO DE CONSTRUCCION ES VERTICAL CON CNSP ADAPTADO AL DISEÑO DE SUMERSION DEL SUPLIDOR.


PDVSA

PRINCIPIOS BASICOS


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Fig 6. MODULACION DE LA VALVULA DE CONTROL DE FLUJO DE BOMBAS CENTRIFUGAS.


PDVSA N°

MDP–02–P–03

0

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REV.

FECHA

APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

SERVICIOS DE BOMBEO DE CARACTERISTICAS CRITICAS

APROBADA


L.R.

PAG. REV. APROB.


ESPECIALISTAS


PDVSA



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Indice 1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 ANTECEDENTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2


PDVSA



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1

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ALCANCE Esta Documento presenta información adicional sobre servicios de bombeo cuyo diseño tiende a requerir más tiempo y cuidado que los correspondientes a los servicios de rutina, por las siguientes razones: 1.

Altos costos de inversión

2.

Un historial de servicio crónicamente problemático

3.

Características no usuales.

La primera parte del Documento suministra detalles sobre las condiciones generales de los servicios que presentan las mayores dificultades. La segunda parte sobre los servicios específicos que en el pasado han demostrado ser los más problemáticos. En ambas partes, se identifican aspectos de los problemas globales y se presentan las soluciones típicas.

2

REFERENCIAS PDVSA H–251–R

Requerimientos de Diseño de Tuberías de Proceso y Servicios PDVSA L–212 (MID Vol.10) Procedimiento de Ingeniería. Material aislante y Aplicaciones en Servicio en caliente. Hydraulic Institute Standards (Materiales) API STANDARD 610 “Centrifugal Pumps for Petroleum, Heavy Duty Chemical, and Gas Industry Service”. Eighth Edition, August 1995.

3

ANTECEDENTES Se debe admitir que no todas las vías de solución presentadas en este Documento serán necesariamente apropiadas para todas las situaciones de proyectos. Pueden existir conflictos entre vías de solución que son prácticas por separado, pero no cuando se combinan. En algunos casos, no es necesario aplicar todos los métodos sugeridos, o aplicarlos conjuntamente. Por estas razones, esta subvención se debe usar como una fuente de ideas; no se debe considerar como una fuente de soluciones explícitas, pre–ingeniadas. Se debe notar que algunas soluciones de problemas se aplican en la etapa de diseño del servicio y luego durante la ingeniería de detalles.

4

NOMENCLATURA (Ver MDP–02–P–02).


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CARACTERISTICAS DE SERVICIO DIFICIL Requerimiento de Servicio Difícil

Problemas Particulares y Causas

Soluciones típicas de diseño de servicio

Soluciones típicas de ingeniería de detalle

I.

Muy alta confiabilidad

La continuidad de flujo de servicio ininterrumpido es extremadamente importante para servicios como alimentación de hornos, alimentación de calderas y aceite lubricante de compresores, debido a riesgos de parar la unidad, daño al equipo, descarga grande de la válvula de seguridad, etc.

Aplique arranque automático a la bomba de repuesto. Use diferentes tipos de accionadores para las bombas en operación y su respaldo. Use más de una bomba trabajando normalmente en paralelo. Suministre suficiente respaldo para que el arranque a automático del respaldo esté disponible también cuando una bomba está en mantenimiento.

Fije el espacio libre de corrida mayor que los valores de API para minimizar el riesgo de interrupciones.

II.

Alto Flujo

Las bombas y los elementos matrices tienen un alto costo debido a su gran tamaño físico.

Casos de estudio para optimizar el número de bombas en un servicio de bombeo múltiple.

Casos de estudio para determinar el impacto del tipo de construcción de la bomba sobre el costo total de instalación.

El NPSHD debe ser suficiente para satisfacer el NPSHR práctico para bombas con caudal alto de flujo. Una bomba dimensionada al 100% para el costo más bajo puede tener un NPSHR por encima del disponible según la elevación normal de diseño del recipiente de la succión. las bombas de alta capacidad muestran menor tolerancia para operaciones fuera del diseño que las bombas de baja capacidad, porque los diseños tienden a estar cerca de las condiciones nominales.

Use bombas múltiples para reducir NPSHR de cada una hasta el NPSHD lo cual es práctico con un diseño del recipiente de succión de bajo costo. Optimice el número de bombas y la elevación del recipiente de succión. Use el NPSHR corriente del vendedor y los datos de costo en vez de los datos generalizados de las Prácticas de Diseño.

–––––––––

Los servicios que combinan flujo bajo y cabezales de moderados a altos no son muy adecuados para las características de funcionamiento de las bombas centrífugas.

Compare las ventajas y desventajas de los tipos de bombas competitivos para las condiciones particulares del servicio: centrífuga con reciclo, bombas reciprocantes, dosificadoras, turbinas regenerativas.

Las bombas centrífugas aplicadas a caudales de flujo nominales menores a 40% del PME operan a veces a caudales de flujo lo suficientemente bajos como para causar incremento excesivo de temperatura.

Ver MDP–02–P–10 Recirculación mínima. Bombas que requieren protección por bajo flujo y que normalmente operan en paralelo deben tener sistemas de control de bajo flujo individual para cada bomba.

III.

Bajo Flujo

–––––––––

Se pueden usar varias formas de instrumentación de prevención de falla, acorde con el costo de los equipos y el valor de alta confiabilidad. ––––––––– –––––––––


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CARACTERISTICAS DE SERVICIO DIFICIL Requerimiento de Servicio Difícil IV.

Altas Temperaturas




La tasa de corrosión del acero al carbón se acelera a temperaturas altas, disminuyendo su uso para cuerpos de bombas.

Use el Hydraulic Institute Standard y API 610 para especificar el material y las tolerancias de corrosión.

–––––––––

La expansión térmica de las partes de bomba tiende a distorsionar los espacios internos libres para el flujo y la alineación del eje. La expansión de la tubería también distorsiona partes y alineación.

–––––––––

Soporte central del cuerpo de la bomba, características de enfriamiento con agua para el pedestal, etc. Por encima de 200°C (400°F) se usan cuerpos divididos radialmente en vez de axialmente para lograr distorsiones térmicas mínimas al rededor de juntas atornilladas. Por encima de 260°C (500°F), se usan espacios de corrida largos. Use facilidades de calentamiento.

V.

Bajas Temperaturas

Los materiales de sellos mecánicos normales tienen límites de temperatura en el rango de 175–260°C (350–500°F).

––––––––––

Se aplican materiales y diseños especiales según especifica el suplidor de los sellos y según se selecciona durante la actividad de procura de la bomba.

Elementos matrices dimensionados para temperaturas de bombeo nominales pueden ser inadecuados para temperaturas ambientatales de bombeo al arranque.

Especificar la temperatura de bombeo y la densidad absoluta para la cual el elemento matriz debe ser dimensionado.

Suministre un TI en la bomba para indicar el calentamiento adecuado antes del arranque.

Potencial problema de fractura por fragilidad del cuerpo de acero al carbón debajo de 15°C (60°F)

Los materiales son seleccionados con base en su resistencia al impacto.

Se realiza una prueba de materiales. Según PDVSA MI Vol.2 PI–03–04–01.

La mayoría de las corrientes de hidrocarburos líquidos que se manejan a temperaturas bajas son altamente volátiles.

Especifique el aislante para las líneas de succión a fin de minimizar la cavitación.

Aisle el cuerpo de la bomba cuando las condiciones se ajusten a los criterios de PDVSA L–212 (MID Vol.10).

El calor transferidos desde la atmósfera hacia el sistema más el producido por fricción y turbulencia en la bomba aumenta la temperatura del líquido hasta su punto de burbuja.

Especifique una línea de venteo con tuberías para ser colocada desde el cuerpo (o descarga) de la bomba hasta la entrada del recipiente de succión para devolver los vapores generados durante el enfriamiento de la bomba.

––––––––––


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VI.

Presión de Succión Alta




Los hidrocarburos líquidos a baja temperatura tienen una baja lubricidad para la lubricación de los sellos mecánicos.

––––––––

La pobre lubricación se reme día con una combinación de cara de sello óptimo, es decir, carburo de tungsteno y carbono. A veces se usan sellos dobles.

Las gomas sintéticas para sella do secundario en los sellos mecánicos se endurecen a temperaturas por debajo de –30°C (–20°F), perdiendo la resiliencia necesaria para un sellado perfecto.

––––––––

El teflón, el grafito y los fuelles son capaces de trabajar a temperaturas más bajas que las gomas sintéticas.

El comportamiento del sello del eje es crítico debido a la alta presión diferencial en el sello.

––––––––

Las estoperas se hacen profundas para permitir varios diseños de sello y flexibilidad en el control del ambiente de sello. Lo platos de sellos son equipados con forros de estrangulación o con empaque auxiliar para controlar las pérdidas grandes.

La carga hidráulica sobre las caras de los sellos mecánicos tiende a ser alta.

––––––––

Sellos de balance requeridos para P1 por encima de 520 kPa (75 psig).

Tendencia a alta presión axial en los cojinetes de muchas bombas debido a la carga axial no balanceada en el área de sección transversal del eje.

––––––––

La presión es parcialmente balanceada por la localización de los anillos de desgaste y los orificios de balance del impulsor.

VII.

Partículas de Sólido Grandes

Las partículas grandes se instalan en el impulsor de una bomba centrífuga causando desbalance y vibración. Las partículas grandes dañan los rotores de las bombas rotativas y las válvulas de las bombas reciprocantes.

Especifique que se instale una malla de succión permanente y un moledor de coque en las bombas centrífugas.

Algunas bombas “demoledoras de coque” rompen las partículas contra un poste estacionario adyacente al ojo del impulsor; algunas usan impulsores abiertos y rompen las partículas contra un plato de desgaste.

VIII.

Partículas Erosivas

Los sólidos abrasivos causan erosión de las superficies de la bomba a alta velocidad. Si el líquido es también corrosivo, la velocidad del daño puede ser muy alta.

Especifique construcción para suspensión de sólidos.

Ver MPD–02–P–05.


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IX.

X.

XI.

Sólidos Finos

Corrosividad

Toxicidad




Especifique un accionador de velocidad variable, en vez de control con válvula de control. Especifique flujo externo (flushing) limpio para los anillos de desgaste y los sellos del eje.

El lavado de los anillos de desgaste es sólo efectivo marginalmente y no se puede negar la necesidad de otras precauciones como dispositivos de retención de sólidos, selección de materiales, velocidad baja, etc.

Los sellos del eje son más sensibles a los sólidos abrasivos en el rango de 1–50 micrómetros (= micrones), que en partículas mayores.

Describa completamente el contenido de sólidos en las Especificaciones de Diseño. Especifique flujo limpiador externo o sellos dobles.

Use ciclones separadores auto–limpiantes.

El desgaste rápido de los cojinetes y de los engranajes de distribución en las bombas rotativas con cojinete interno. Los sólidos también desgastan los rotores de las bombas de engranaje de contacto y tipo tornillo.

––––––––––

Fuera de engranaje de distribución y construcción de cojinetes.

Las partes de sello mecánico son particularmente vulnerables al ataque corrosivo porque operan en una región de alta turbulencia de líquido y alta temperatura en las superficies de contacto.

Sellos individuales usualmente son adecuados. Cuando la corrosión es severa, considere el uso de sellos dobles.

Se aplican materiales resistentes a la corrosión como Hastalloy, Ni, grafito y cerámicas. Con sellos dobles los elementos metálicos se arreglan para exposición al sellador no corrosivo. Con sellos individuales, se usan los tipos externos que colocan los elementos metálicos en aire en vez de en bombeo.

Las pérdidas pueden corroer las partes estructurales de la bomba, el plato de base, los equipos cercanos y la tubería metálica de drenaje.

––––––––––

Coloque placas de plomo o fibras de vidrio en el área de la estopera para desviar y controlar el choque. Aplique un engranaje de enfriamiento o un plato de collarín y una tubería de pérdida a un punto de descarga adecuado, utilizando material de tubería adecuado.

Pérdidas peligrosas para el personal.

––––––––––

Lo mismo que para corrosión.

Remoción y reparación de bombas de líquidos tóxicos es peligroso para el personal de mantenimiento si algo del líquido tóxico queda en el cuerpo del motor.

––––––––––

Suministre en las tuberías conexiones de lavado. Instale una válvula tapada en la conexión de desagüe del cuerpo.


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CARACTERISTICAS DE SERVICIO DIFICIL Requerimiento de Servicio Difícil XII.

Alta Viscosidad, Alto Punto de Fluidez

Problemas Particulares y Causas Los líquidos con alto punto de fluidez y viscosidad alta hacen difícil el arranque.

Soluciones típicas de diseño de servicio Especifique una fuente de purga de líquido y conexiones para permitir el lavado del líquido entre las corridas.

Soluciones típicas de ingeniería de detalle Suministre líneas de calentamiento según MID Vol.13 HD–201–R.

Especifique camisas de vapor para el cuerpo y estopera de la bomba. Las pérdidas de líquido se acumulan en el plato base, creando problemas de mantenimiento.

Especifique un sello mecánico con facilidades de flujo y purga.

Use contacto con vapor para calentar el efluente de las estoperas. Drene las pérdidas al sistema central de colección.


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ASPECTOS DIFICILES DE SERVICIOS ESPECIFICOS Requerimiento de Servicio Difícil I.

II.

III.

Fondos de Destilación Atmosférica Alto Flujo Alta Temperatura Punto de Fluidez Alto Sólidos en el Líquido

Fondos de Destilación al Vacío Igual que el Anterior

Suspensión del Coquificador en Lecho Fluidizado y Fondos del Fraccionador de Craqueo Catalítico Alta Temperatura Erosión Sólidos Finos




Especifique el flujo externo de lavado (para estopera), garganta de estrangulación, sellos de alta temperatura, enfriamiento por contacto de vapor.

Use sello mecánico de alta temperatura.

Especifique que el drenaje y venteo del cuerpo, si existen, vayan a un sistema cerrado.

Diseño de sistema de protección de fuego.

El líquido bombeado se solidifica en el cuerpo si se deja adentro durante el enfriamiento.

Especifique el flujo de hidrocarburos para lavado del líquido bombeado de alta viscosidad desde el cuerpo de la bomba durante las paradas.

–––––––––––

La cebadura de la bomba es difícil.

Coloque una línea de venteo desde la descarga de la bomba hasta la torre (con trazas de vapor).

––––––––––––

Entrada de aire en la bomba a través del sello, debido a succión de vacío.

Especifique una fuente para flujo externo de lavado (o sello) de estoperas que está disponible antes del arranque de la bomba.

Seleccione el diseño de bomba que produce presión positiva en la estopera, a pesar de la presión de succión negativa.

Erosión del cuerpo y el impulsor. Exceso de vibración debido a tranca del impulsor por “rocas” sólidas.

Minimice los requerimientos de cabezal (por debajo de 180 m (600 pie)) para evitar una velocidad alta de la boquilla del impulsor o el uso de múltiples etapas. Especifique una malla de retención permanente. Especifique una construcción con moledor de coque.

Recubra el impulsor y el cuerpo con un material duro como la stellita (la experiencia disponible es limitada). ––––––––––––

Vida corta del empacado o del sello debido a sólidos finos abrasivos.

Especifique un sello mecánico limpiado con gasóleo puro. Instrumentos para asegurar la no interrupción del suministro de líquido de limpieza externo.

Use sello de tipo fuelle de alta temperatura con tolerancia demostrada para los sólidos.

Peligro alto de fuego debido a combinación de sello difícil del eje, temperatura alta y caudal de flujo alto (diámetro grande de estopera).


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ASPECTOS DIFICILES DE SERVICIOS ESPECIFICOS Requerimiento de Servicio Difícil IV.

Fondos de Alquitrán del Fraccionador Primario del Craqueador con Vapor Solidos Grandes Sólidos Finos Punto de Fluidez Alto Alta Temperatura

Problemas Particulares y Causas El espacio de los anillos de desgaste se llena con partículas de coque presentes en el alquitrán. La viscosidad del fondo varía ampliamente, 2 a 5000 mm2/s (2 a 500 cSt), dependiendo de la alimentación, modo de operación y condiciones que causan taponamiento.

Soluciones típicas de diseño de servicio Especifique anillos de desgaste con limpieza externa. A veces una bomba reciprocante se especifica como un repuesto extra.

Soluciones típicas de ingeniería de detalle Use un espacio libre de anillos de desgaste 10–20% mayor que el valor mínimo según API. –––––––––––––

Suministre una línea de reciclo para que se mantenga el flujo a un caudal alto a través de la tubería de succión y la bomba, independientemente de la operación del proceso.

V.

Emulsiones de la Unidad de Alquilación (del Reactor al Asentador) NPSH Insuficientes

Taponamiento de la línea de succión debido a acumulación de coque.

––––––––––––

Minimice la longitud de tubería y el número de codos; suministre una pendiente positiva continua.

Los hidrocarburos y los componentes ácidos en la mezcla tienen densidades absolutas muy diferentes; la composición del fluido bombeado varía desde rica en hidrocarburos hasta emulsiones promedio y hasta ricas en ácido.

Especifique el NPSHD en base de hidrocarburo puro. Especifique la construcción de bomba vertical. Especifique los extremos de densidad absoluta.

Diseñe la bomba para un cabezal correspondiente a una densidad absoluta mínima. Seleccione el tamaño del accionador para densidad absoluta máxima.

El acumulador para la succión de la bomba tiene características dinámicas no usuales que pueden causar funcionamiento inestable e inconstante de la bomba; la composición del fluido retenido tiende a cambiar rápidamente con el caudal de flujo.

Especifique un rompe vórtice y un punto de descarga para la mayoría de las mezclas uniformes existentes en la línea de succión.

Coloque un regulador NEMA Clase B o mejor para los accionadores de turbinas de vapor para minimizar la velocidad de fluctuación.

Especifique un control de bomba con atención especial, reconociendo las características no usuales del sistema.

Asegúrese que la velocidad de respuesta del controlador de flujo de la bomba sea ajustable, y que el sensor de nivel sea arreglado para cambios en las condiciones de la mezcla.


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ASPECTOS DIFICILES DE SERVICIOS ESPECIFICOS Requerimiento de Servicio Difícil




Cavitación cuando se usa un factor de seguridad de NPSH bajo y cuando el margen entre NPSHD y NPSHR es pequeño. Mantenimiento alto debido a la corrosión y erosión.

Use un factor de seguridad de 1.6 para NPSH. Especifique los anillos de des gaste con recubrimiento de acero inoxidable o cerámica y no carburo de tungsteno que degenera en catacarb.

No se requiere un margen entre el NPSHD y NPSHR si se usa un factor de seguridad conservador. No se use cobre, bronce o aluminio para componentes mojados por el fluido.

La vida mecánica del sello es corta debido a la baja lubricidad y la descarga de vapores de CO2.

Sello individual con agua fresca como fluido de lavado.

–––––––––––

VII. Fenol Toxicidad

Se requiere confiabilidad alta en el sello del eje y control de fugas.

Ver MDP–02–P–09 para el sistema mínimo recomendado.

Un sistema alterno a veces usado es un forro de estrangulación de poco espacio de holgura y enfriamiento por contacto con vapor, llevando con tuberías el desagüe del plato prensa–estopa a un tanque cerrado de colección. Se puede usar un sello externo en vez de un empaque auxiliar, con una fuente de aceite presurizado o una tubería vertical atmosférica rellena de aceite y llevada a un punto de descarga de sobreflujo.

VIII. AAC (Acetato de Amonio Cuproso)

El sellado del eje es difícil debido a la vaporización instantánea de la solución en la cara del sello, rayado y cristalización en la cara del sello, ensuciamiento del plato de base con fugas solidificadas.

Ver MDP–02–P–09

––––––––––

IX. Carbamato de Amonio (Urea Intermedia)

Daño de cavitación cuando se usan los márgenes normales de NPSH, debido a complejidad e in certidumbre en los cálculos de la presión de vapor del carbamato.

Use un factor de seguridad de NPSH en el orden de 2 tan alto como resulte práctico, para evitar la vaporización. Consulte a los especialistas de máquinas y use datos NPSHR del suplidor con experiencia en este servicio. Algunos diseñadores proveen (30 m (100 pie)) de NPSHD.

––––––––––

X.

Cavitación cuando se usan los márgenes normales de NPSH.

Use el factor de seguridad NPSH en 1.25. Especifique una peque ña conexión taponada en la succión de la bomba para inyección temporal de nitrógeno a fin de mitigar los efectos de cavitación.

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VI. Catacarb (Solución de Carbonato y Potasio) Gases Disueltos Sólidos Finos

Solvente Pobre Sulfolane


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Taponamiento de las mallas de retención de succión permanentes.

Especifique que las mallas de retención permanentes se diseñen para limpieza rápida.

––––––––––

El líquido tiene un valor muy alto.

Especifique que se coloque un sistema de colección para las fugas por las estoperas.

–––––––––––

XI. Productos de Hidrocarburos Livianos: Metano, Etileno, Propano, Propileno, Butano

El arranque es difícil por el enfriamiento de la línea de succión y el cuerpo de la bomba tiende a vaporizar líquido.

Especifique la colocación de la línea de venteo para enfriamiento.

–––––––––––

Baja Temperatura

La minimización de la elevación de los tanques de almacenamiento causa un NPSHD muy bajo.

dar un NPSHD bajo.

Seleccione una construcción de bomba vertical para acomodar un modelo con NPSHR no mayor que 0.3 m (1 pie), para obtener la mayor flexibilidad de servicio.

Las bombas se arrancan remota mente para operaciones de carga.

Especifique un venteo de enfriamiento y un sistema automático de desvío de flujo mínimo.

Considere alarma de falla de sello y otra instrumentación de prevención de falla.

XII. Aceite Combustible Viscosidad Alta Sólidos Alta Confiabilidad

Hasta una falla pequeña de flujo de aceite combustible a las corrientes de las calderas apaga la caldera.

Especifique un acumulador en la descarga de la bomba para suplir flujo en el arranque de la bomba de reserva.

XIII. Asfalto Viscosidad Alta, Punto de Fluidez Alto. Temperatura Alta de Sólidos Finos

El sellado del eje es difícil debido al contenido de sólidos . del fluido, coquización de las fugas del sello y solidificación . líquido alrededor del sello en las paradas.

Servicio de bombas rotativas Contenido de sólido 0.1%, especifique empaque. Contenido de sólidos 0.1%, especifique sello mecánico con estoperas, forro de estrangulación y convertibilidad a empaque.

Sellos tipo fuelle para sensibilidad de sólidos.

Servicio de bombas centrífugas. Sólidos 2.0%, especifique los sellos mecánicos con estoperas convertibles a empaque.

–––––––––––

Todos los servicios Especifique flujo externo para lavar las estoperas durante las paradas, y en uso continuo si se demuestra que se requiere según la experiencia de servicios.

Estoperas con serpentines de calentamiento.


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XIV. Circulación de Agua de En– friamiento Alto Flujo Alta Confiabilidad

XV. Agua de Alimentación a Calderas




Oxidación de asfalto y formación de coque en las líneas y las bombas cuando se usa aire comprimido como purga.

Coloque facilidades de desagüe para purgar la bomba y las líneas con un aceite más liviano cuando la bomba está apagada.

––––––––––

Coquización del contenido de la bomba debido a calor cuando las bombas con camisas de vapor están paradas en servicios intermitentes.

Lo mismo que arriba.

Prepare instrucciones de operación para calentamiento del cuerpo.

NPSHR usualmente mayor que 7.6 m (25 pie), haciendo crítico el diseño del sistema de succión.

Especifique que las bombas horizontales, si se usan, se de ben colocar debajo del nivel de agua (cebadas por gravedad).

Para bombas horizontales, la excavación de la bomba no debe ser más profunda que 1.2 m (4 pie), debajo del nivel. El NPSHR es especificado por el diseñador de bombas ajustando la profundidad de submergencia del ojo del impulsor.

Las plantas de proceso típica mente requieren que el 50% del flujo normal deba ser mantenido durante una falla de potencia.

La instalación más común es de dos motores que manejan bombas al 50% en reserva, que arranca automáticamente por presión de cabezal de descarga bajo.

–––––––––––

El mantenimiento es difícil debido al gran tamaño de la bomba.

–––––––––––

La bomba horizontal es preferida sobre la construcción vertical por desensamblamiento más fácil y remoción del rotor.

El empleo de turbinas de vapor para mover bombas verticales grandes es complejo y costoso debido a la falta de grandes turbinas verticales y el arreglo de ángulo recto requerido con las turbinas horizontales.

Especifique que las bombas pueden ser horizontales o verticales e indique una multiplicidad de arreglos que son alternativas aceptables al diseño específico (por ejemplo, unidades 4–33% como alternativa a unidades 3–50%).

Un estudio de optimización determina la selección entre tipo de bomba horizontal o vertical y selección entre arreglos múltiples especificados para ser aceptales.

El ensuciamiento de los equipos aguas abajo por piezas perdidas o desechos en sistemas directos.

Especifique los detalles de la base de la bomba incluyendo las rejillas; también tensores en la descarga de la bomba.

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ASPECTOS DIFICILES DE SERVICIOS ESPECIFICOS Requerimiento de Servicio Difícil Requerimientos Altos de Confiabilidad




Corrosión por erosión de cuerpos de acero colado e internos debido a corrosión de agua deareada (contenido bajo de oxígeno).

Considere el cromo al 11–13% para tiempo de vida de servicio mayor, especialmente para partes adyacentes a zonas de escape de caída de presión alta.

–––––––––––

Las condiciones de succión y el caudal de flujo pueden cambiar más rápidamente que muchos servicios debido al cambio repentino del sistema de vapor.

Use un factor de seguridad de NPSH de 1.25.

–––––––––––

Coloque un sistema de desvío de flujo bajo para cada bomba. Ver MDP–02–P–09. El raspado, escoriado y erosión de los forros de interfase debido a ingestión sucia y la resistencia al raspado de materiales de forro comúnmente usado.

Especifique recubrimiento de estelita para forros de inter–etapas.

––––––––––

Una cantidad significativa de agua de alimentación a calderas es a veces necesaria para procesos o servicios a una presión bien por debajo de la presión completa de la caldera, incitando al diseño de un servicio de dos bombas en serie. Con bombas en serie, la confianza sobre el servicio depende de dos unidades de bombas y la estabilidad operacional peligra por los cambios rápidos en la descarga de flujo al servicio intermedio de presión.

Si el caudal de descarga de presión intermedia es pequeña, use un sólo servicio de bombeo con una boquilla de corriente lateral en la bomba. Si el caudal de descarga de presión intermedia es alta, use un servicio de bombeo doble, cada una descargando al nivel de presión.

–––––––––– ––––––––––

Si la selección de diseño económico es la de bombas en serie (para incluir de paso un calentador de agua al nivel intermedio de presión) maneje ambas bombas con un accionador común para simplificar la coordinación del servicio.


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MDP–02–P–04

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PDVSA, 1983

TITULO

NPSH

APROBADA


L.R.

PAG. REV. APROB.


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Indice 1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 ANTECEDENTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 CAVITACION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

5 NPSH DISPONIBLE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4

6 REQUERIMIENTOS DE NPSH, NPSHR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

6

7 EVITANDO LA INSUFICIENCIA DE NPSH . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

11

8 NPSH EN LA TERMINOLOGÍA DE BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

13

9 VELOCIDAD ESPECIFICA DE SUCCIÓN . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

13

10 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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ALCANCE Este Documento consolida la mayor parte de los antecedentes acerca del cabezal neto de succión positiva (NPSH) necesario para diseñar servicios de bombeo. Se incluye, por conveniencia, datos para la estimación de los requerimientos de NPSH de bombas centrífugas y de desplazamiento positivo en los Documentos MDP–02–P–02, MDP–05–P–06 y MDP–02–P–08.

2

REFERENCIAS Manual de Ingeniería de Diseño Volumen 14 Equipos Rotativos.

3

ANTECEDENTES El NPSH ha sido objeto de confusión entre los diseñadores de servicios de bombeo debido a la proliferación de terminología relacionada y a la mala interpretación de la diferencia entre los requerimientos de NPSH de una bomba y el NPSH disponible para la misma en un diseño de servicio de bombeo dado. Se recomienda por lo tanto, ser cuidadoso no solamente en el cálculo de valores específicos, sino también en los términos seleccionados para ser usados en el texto de la especificación de diseño.

4

CAVITACION ¿Qué es Cavitación? La cavitación es un término estrechamente relacionado y casi sinónimo de ebullición. El término “ebullición” normalmente describe la formación de burbujas de vapor que ocurre cuando la presión de vapor de un líquido aumenta (con un incremento de temperatura) hasta un punto en el que iguala o excede la presión estática a la cual el líquido está expuesto. La “Cavitación” ocurre cuando la presión estática del líquido cae hasta o por debajo de la presión de vapor en un sistema de líquido en movimiento. Las burbujas de vapor formadas en la cavitación son subsecuentemente implotadas con el incremento de presión estática. La cavitación comúnmente ocurre en y alrededor del impulsor de una bomba centrífuga y la propela de un barco. El término “cavitación” se aplica muy específicamente a la formación y subsecuente implosión de las burbujas de vapor, pero también es usado para referirse a alguna de las manifestaciones de actividad de burbujas, tales como: 1.

Picadura y erosión de la superficie del metal.

2.

La capacidad del cabezal se reduce debido a turbulencia y bloqueo del pasaje del flujo.


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3.

Limitación de flujo debido al bloqueo del pasaje del flujo.

4.

Ruido de crepitación o golpeteo, como si la bomba estuviese llena de sólidos, causados por la implosión de las burbujas.

La fuerza tendiente a eliminar la cavitación es el margen por el que la presión estática local del líquido excede la presión de vapor del líquido a la temperatura en cuestión. Cuando es convertido en términos de cabezal de líquido, este margen de presión es definido como el cabezal neto de succión positiva, comúnmente denominado NPSH. Salida de Gases Disueltos Estrechamente relacionado con la cavitación está la separación de gases disueltos en el líquido, tal como el bióxido de carbono en una solución de aminas o el aire en agua. Una porción de gases disueltos se libera de la solución cuando la presión del líquido disminuye en la línea de succión de la bomba y la velocidad aumenta cuando el líquido se aproxima al ojo del impulsor. Las burbujas de gas arrastradas crecerán en tamaño y se pueden aglomerar cuando la presión disminuye. Las burbujas de gas formadas pasan a través de la bomba como si fuera una mezcla de dos fases, en vez de implotar y condensar, como en la cavitación. Los efectos de la separación del gas son más suaves que los de la cavitación debido a la mayor compresibilidad de las mezclas de líquido / gas. Donde la cavitación ocurre simultáneamente con la separación de gas, los efectos de ruido y daño del metal por la cavitación tienden a disminuir. Con la presencia de burbujas de gas separadas, las ondas de choque producidas por la implosión en la cavitación son amortiguadas. Por ejemplo, el aire inyectado o mezclado en la succión de una bomba de agua operando con cavitación, tiende a reducir el ruido causado por la cavitación. Mecanismo de Cavitación El margen entre el NPSH disponible a la succión de la bomba y el requerido por la bomba para una buena operación tiende a disminuir con el aumento del caudal de flujo en dirección al punto de la cavitación inicial debido a lo siguiente: 1.

El NPSH disponible en la succión de la bomba tiende a disminuir con el aumento del caudal de flujo a medida que la caída de presión en la línea de succión incrementa. Esto se puede notar particularmente cuando las bombas son operadas en paralelo, pero con la línea de succión dimensionada para la operación de una sola bomba.

2.

El NPSH requerido incrementa a medida que el caudal de flujo aumenta debido al incremento en la caída de presión causada por el incremento de velocidad a medida que el líquido fluye al ojo del impulsor.


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Esta tendencia se ilustra en la Figura 1. A medida que el margen entre el NPSH disponible y requerido se aproxima a cero, las burbujas de vapor y los “espacios” de la cavitación inicial comienzan a formarse en las áreas de presión baja de los pasajes del impulsor, especialmente en el lado trasero de los álabes cerca de los bordes de entrada. Las burbujas crecen a medida que el margen de NPSH alcanza cero y se convierte en negativo. Mientras las burbujas son llevadas del espacio de vapor hacia la zona de presión más alta del impulsor (la periferia en las bombas centrífugas) ellas colapsan, causando esfuerzos locales de compresión altos en la superficie del impulsor. El ruido se genera por la actividad implosiva de la burbuja. Cuando los espacios de vapor se hacen lo suficientemente grandes como para bloquear una porción significativa del pasaje de flujo entre álabes, no se puede obtener un aumento del flujo y la bomba opera en un segmento vertical de su curva de cabezal–capacidad. Se dice que opera “en el punto de ruptura”. Severidad de los Daños Mecánicos La severidad del deterioro del metal (por formación de hoyuelos) que resulta de la cavitación tiende a incrementar a medida que aumentan los requerimientos de NPSH debido al aumento en la fuerza de implosión de las burbujas. Las bombas que operan con cavitación a caudales de flujo correspondientes a requerimientos de NPSH entre 5 y 6 m (15 a 20 pie) experimentarán un rápido deterioro del metal, mientras que las bombas operadas con cavitación a niveles de requerimiento de NPSH de 1m experimentan una larga vida de servicio entre las reparaciones del cuerpo.

5

NPSH DISPONIBLE Cálculos NPSHD es el termino comúnmente usado para designar al Cabezal Neto de Succión Positivo disponible, y se define como el margen entre la presión actual al nivel de referencia de la bomba y la presión de vapor a la temperatura de bombeo del líquido, convertido a cabezal del líquido bombeado. El NPSHD resulta de las condiciones existentes en la fuente de donde proviene el líquido y de los cambios de presión y temperatura a lo largo de la línea de succión. Cuando se selecciona un modelo específico de bomba y se diseña su base, el NPSH disponible se puede corregir al valor existente según la ubicación real de la línea central de la bomba o de la brida de succión, para establecer la comparación con los requerimientos de NPSH de la bomba particular.


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El cálculo de NPSHD requiere la determinación de la presión de vapor del líquido a la temperatura de bombeo, y una cuidadosa estimación de la presión de succión existente al nivel de referencia de la bomba. El nivel de referencia de la bomba se discute en MDP–02–P–02. El procedimiento de calculo de NPSHD se presenta en MDP–05–P–06. Influencia de la Estabilidad de Servicio en el NPSHD Los servicios que tienen condiciones de succión estables y bien controladas necesitan sólo un pequeño factor de seguridad en la determinación de NPSHD para ser reportado en la especificación de diseño, es decir, 1.10, para asegurar un funcionamiento de bomba sin cavitación. Los servicios que tienden a tener cambios rápidos, frecuentes o severos en las condiciones de succión (flujo, temperatura, presión, nivel) necesitan factores de seguridad mayores para cubrir la mayoría de las variaciones. El servicio de agua de alimentación a calderas es un ejemplo de este tipo de servicios, por lo que se recomienda un factor de seguridad de 1.25. No es necesario cubrir el 100% de todos los cambios de proceso posibles mediante el factor de seguridad, ya que las consecuencias de la cavitación: limitación de flujo, ruido y daño del metal a largo plazo son normalmente tolerables por períodos cortos e intermitentes. Convención de 7.6 m (25 pie) de NPSHD El NPSH disponible pocas veces excede 7.6 m (25 pie) en el diseño práctico y económico. Y aún cuando así sea, el valor final pocas veces influencia la selección de la bomba. Como una convención, cuando el NPSH disponible que se calcula es mayor de 7.6 m (25 pie), un valor de 7.6 m (25 pie) “mínimo” se especifica, en vez del valor real. Además de simplificar el proceso de ingeniería, esto asegura que las bombas no serán seleccionadas por rutina con requerimientos de NPSH cercanos a los disponibles por encima del nivel de 7.6 m (25 pie). Esto es deseable debido a que los efectos de cavitación en el funcionamiento y los deterioros mecánicos son severos a niveles altos de NPSHR. Esta convención puede ser obviada cuando las circunstancias justifican ingeniería especial en los aspectos del servicio relacionados con NPSH, tal como cuando es económicamente factible, y cuando el tamaño óptimo individual de bomba se puede esperar que tenga un NPSHR por encima de 7.6 m (25 pie). En este caso, los datos del suplidor se deben obtener para corroborar los datos estimados de NPSHR a partir del MDP–02–P–02, y el NPSHD real se debe especificar, junto con la información sobre los modelos disponibles de bombas.


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Impacto en la Selección de Bombas La disponibilidad de NPSH tiene un impacto significativo en la selección de modelos de bombas y, por lo tanto, en el costo de las mismas. Las siguientes guías aproximadas resumen lo que se requiere para ajustar el NPSH disponible especificado. NPSHD, a 0.6 m (2 pie) encima del suelo m 0–0.3

pie 0–1

0.3–2

1–7

2–3.7

7–12

3.7

12

5.5

18

7.6

25

Impacto en la selección de bomba NPSH insuficiente para cualquier bomba comercial debido a pérdidas de entrada de la boquilla de succión. La selección de la bomba está limitada a bombas verticales instaladas con el elemento de bombeo por debajo del nivel de la menor elevación del impulsor de la primera etapa a bombas horizontales reducidas en capacidad operando a velocidades y flujos menores que los de mayor eficiencia, y a ciertas bombas en línea. Se requiere de cautela en la selección de la bomba; la elección del modelo es a veces limitada; a veces se requiere una prueba de demostración del funcionamiento. Amplia selección de modelos hasta 160 dm3/s* (2500 gpm). Amplia selección de modelos hasta 440 dm3/s* (7000 gpm). Amplia selección de modelos hasta 690 dm3/s* (11000 gpm).

* Estos valores varían con el cabezal

6

REQUERIMIENTOS DE NPSH, NPSHR Generalidades El NPSH “requerido” se refiere al NPSH que se requiere en la brida de entrada de la bomba, o en la línea central del impulsor, según haya sido señalado por el constructor, para una operación satisfactoria a las condiciones nominales especificadas. Este representa el cabezal necesario para que el líquido fluya sin vaporizarse desde la entrada de la bomba a un punto en el ojo del impulsor donde los álabes comienzan a impartir energía al líquido. Esta es una característica individual de cada bomba y está determinada por la prueba del suplidor. Es una función del diseño del impulsor, el cuerpo de la bomba y la velocidad empleada. Los valores mínimos promedio de NPSH “requerido” para la mayoría de las aplicaciones de bombas centrífugas se muestran en las Figuras de documento


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MDP–02–P–02. Estos valores pueden normalmente ser satisfechos por todos los suplidores sin involucrar los costos extras para la bomba o selecciones de baja eficiencia. A capacidades grandes que requieren bombas grandes, los requerimientos de NPSH pueden incrementar rápidamente, particularmente cuando el cabezal alto o la temperatura alta limita el número de diseños disponibles. En aquellas circunstancias donde los costos u otras consideraciones resultan en NPSH disponible por debajo de los requerimientos normales de una bomba, es necesario suministrar una bomba especialmente calculada, usualmente con penalización en costo, o en eficiencia, o en ambos. Cuando el NPSH disponible es bajo (0.3–2 m (1 a 7 pie)), es muy importante que se especifique con exactitud (con precisión dentro de 0.15 m (0.5 pie)), ya que el tipo de bomba, la selección del modelo, y el costo son muy sensibles al valor de NPSH disponible. Donde se deban especificar valores bajos de NPSH disponible para bombas centrífugas, se puede esperar costos extras de equipos. Por lo tanto, se debe prestar especial atención a la elevación de equipos y su distribución con respecto a la longitud y tamaño de tubería de succión y al número de accesorios utilizados. El flujo máximo que se desea durante la operación se debe considerar cuando se determinan las condiciones de NPSH para cualquiera de las siguientes situaciones que puedan aplicar: 1.

Bombas que operan intermitentemente por debajo del caudal de flujo nominal debido a cambios por control de nivel u otro cambio en el rango de control.

2.

Dos (o más) bombas que a veces operarán con una línea de succión dimensionada para la operación con una sola bomba.

3.

Operación a la máxima capacidad posible de la bomba tal como ocurre cuando dos (o más) bombas operan normalmente en paralelo y una de ellas se detiene repentinamente. Si el uso de las Figuras de MDP–02–P–02 indican que el requerimiento de NPSH de modelos normales de bombas puede exceder los 7.6 m (25 pie), el diseñador debe: 1.

Confirmar la precisión de sus cálculos de NPSHD y la base para el factor de seguridad empleado.

2.

Reconsiderar la multiplicidad seleccionada para el servicio.

3.

Obtener datos actualizados del suplidor para complementar los datos generalizados y típicos presentados en las Figuras de MDP–02–P–02. Se debe reconocer que la inclusión de algunos ejemplos de diseño de bombas con requerimientos de NPSH altos en la Figura 5 de MDP–02–P–02 no implica que los


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diseños óptimos de servicios de bombeo hayan sido desarrollados realmente con esas bombas. En la práctica, raramente resulta económico aumentar la elevación del recipiente de succión para lograr un NPSHD mayor de 7.6 m (25 pie). Las figuras del MDP–02–P–07 incluyen una curva que presenta el cambio en porcentaje promedio en el NPSH requerido para bombas centrífugas frente al cambio de flujo. Influencia de las Características del Líquido Los requerimientos reales de NPSH de una bomba están influenciados por las características del líquido que se bombea. Los líquidos puros tienden a causar un requerimiento alto de NPSH para la bomba porque todo el líquido tiende a vaporizarse a la misma condición de presión y temperatura, es decir, el líquido tiene un punto de ebullición único. Flujos de mezclas líquidas tales como las corrientes típicas de refinería causan una reducción en el NPSHR real con respecto al de las corrientes puras, porque sólo una porción de la corriente ebulle inicialmente. La proximidad de un fluido a su punto crítico afecta el valor real de NPSHR, ya que la violencia y las consecuencias de la cavitación se relacionan con el cociente de la densidad del líquido y del vapor a las mismas condiciones. Cerca del punto crítico del fluido las diferencias de densidad son pequeñas y el funcionamiento y los efectos mecánicos se reducen correspondientemente. Por lo tanto, el NPSHR se reduce. Por ejemplo, el requerimiento real de NPSH de una bomba que maneja agua disminuye con el incremento de la temperatura y se vuelve cero a la temperatura crítica del agua, 374.1°C (705.4°F). La inclinación de la curva de presión de vapor del líquido (presión de vapor vs. temperatura) a las condiciones de bombeo afecta la sensibilidad del NPSHR de la bomba, ya que con una curva inclinada, un pequeño incremento de temperatura por un deslizamiento interno de flujo puede causar un incremento grande en la presión de vapor, reduciendo así el margen del NPSH. El requerimiento real de NPSH para hidrocarburos tiende a ser menor que para el agua fría, y menor que para agua a la misma temperatura. Entre los hidrocarburos, el requerimiento de NPSH tiende a disminuir con el incremento de la densidad absoluta (a la temperatura de bombeo), a disminuir con el incremento de presión de vapor, y a disminuir con el incremento en la diversidad de la mezcla. Desafortunadamente, sin embargo, la diferencia en requerimientos de NPSH entre el agua fría y algún otro servicio líquido no se considera preciso, acertadamente predecible, o lo suficientemente consistente como para uso práctico en diseño ingenieril. El estimado de la cantidad de la reducción esperada involucra cálculos largos, extrapolaciones y especulaciones. Cuando se trata de mezclas de líquidos, tales como las corrientes típicas de hidrocarburos en refinerías, las complejidades y las incertidumbres del comportamiento del líquido


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se multiplican. Por esta razón, las bombas se deben seleccionar en base a valores de NPSHR probados con agua sin el uso de un factor de corrección. El hecho de que el valor de NPSHR de la bomba está basado en datos del agua y gravedad específica de 1.00 no debe ser confundido con el hecho de que el valor de NPSHD se calcula y especifica en términos de cabezal de líquido bombeado, con su densidad absoluta a las condiciones de bombeo. El valor de NPSHR puede ser usado para calcular el margen de presión suficiente para suprimir la vaporización de un líquido de servicio, y por ende, la presión mínima de succión para que no haya cavitación tal como se indica a continuación:

ǒP1 * PVǓ líquido de servicio + NPSH R valor para el agua X ò g F 3 gc

Ec. (1)

Todos los términos tal como se definen en MDP–02–P–02. Ventajas y Desventajas de Bombas con Requerimientos Bajos de NPSH Las bombas centrífugas con requerimientos bajos de NPSH tienden a permitir ahorros en costos en la instalación de recipientes de succión y a ser afectados menos severamente por la insuficiencia de NPSH, pero tienen ciertas desventajas también, que frecuentemente superan las ventajas. Por conveniencia, las principales ventajas y desventajas de las bombas bajo requerimiento de NPSH se resumen aquí:


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Ventajas

Desventajas

Permite una elevación baja del recipiente de succión.

La curva de cabezal–capacidad puede probablemente caer y requerir controles especiales. La eficiencia tiende a optimizarse a flujo normal y bajo.

Permite el uso de una sola bomba en operación en servicio de flujo alto, que usualmente minimiza el costo total de instalación de servicio de bombeo. Los efectos de cavitación tienden a ser moderados, relativos a las bombas con NPSHR alto.

Las bombas verticales tienden a tener requerimientos de mantenimiento alto, debido a la multitud de espacios libres de movimiento. Las fuentes de suplidores y los modelos son limitados, por lo tanto, la procura requiere esfuerzo de ingeniería extra. La prueba de funcionamiento frecuentemente resulta conveniente para verificar las ofertas de funcionamiento del suplidor.

Establecimiento de Datos de Requerimientos de NPSH El caudal de flujo al cual comienza un deterioro significativo, debido a la cavitación, no puede siempre ser observado en el campo como un claro cambio en el cabezal. La transición de cavitación incipiente a cavitación parcial y hacia la “ruptura” es relativamente suave dentro de un intervalo pequeño de flujo. A pesar de que el grado de deterioro del cabezal que de muestra el requerimiento del NPSH de las bombas no está definido en forma precisa, una reducción de 3% en cabezal debido a cavitación es un valor guía en la industria. Los suplidores de bombas establecen los datos de requerimientos de NPSH realizando pruebas con agua en sus instalaciones de prueba para encontrar un cambio brusco en el cabezal y en la eficiencia mientras producen un decremento gradual en el “coeficiente de cavitación”, (sigma), mientras se ajusta la velocidad de rotación para mantener constante la velocidad específica de la bomba. El “coeficiente de cavitación” se define como: s +

NPSH D Cabezal por etapa

Ec. (2)

Estimación de Cambios en los Requerimientos de NPSH Si los requerimientos de NPSH de una bomba en particular se conocen a alguna capacidad particular, el requerimiento de NPSH a otras capacidades se puede estimar con el uso de las curvas características promedio para requerimiento de NPSH dadas en MDP–02–P–07.


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Cuando la velocidad de la bomba se cambia, el requerimiento de NPSH cambia, y para un flujo dado, el nuevo requerimiento de NPSH se puede estimar usando la definición del parámetro de velocidad específica de succión, que es constante para un diseño de bomba dado. Resolviendo la fórmula de Sss Ec. (4) para NPSH se obtiene: 4ń3

ǒNPSH R Ǔ

ȱF 7 N (Q)1ń2 ȳ +ȧ ȧ Ȳ SSS ȴ

Ec. (2)

donde:

En unidades métricas NPSHR

=

N Q Sss F7

= = = =

Cabezal neto de succión positiva requerido Velocidad de rotación de la bomba Caudal de flujo volumétrico Velocidad específica a la succión Factor que depende de las unidades usadas

m rev/s dm3/s rev/s 1.63

En unidades inglesas pie rpm gpm rpm 1

Si sólo se cambia el diámetro del impulsor, se puede usar la curva original de requerimientos de NPSH, que muestra NPSHR vs. Q.

7

EVITANDO LA INSUFICIENCIA DE NPSH Los problemas de insuficiencia de NPSH son tan comunes y suficientemente serios como para justificar consideraciones especiales acerca de como se pueden evitar durante las etapas de diseño del servicio y diseño de la instalación. Los métodos para evitar insuficiencia de NPSH obviamente caen en dos categorías generales: 1.

Métodos de asegurar e incrementar el NPSHD suministrado en el sistema

2.

Métodos de obtención de NPSHR bajo.

La segunda categoría se explora durante las actividades de procura de la bomba. A continuación se presentan algunos métodos específicos de la primera categoría que son dignos de consideración cuando se diseñan servicios que son propensos a sufrir problemas de cavitación (circulación de solución de catacarb, hidrocarburos de baja temperatura, agua de alimentación a calderas, fondo de torres de vacío, etc.):


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1.

2.

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Durante la preparación de las especificaciones de diseño a.

Use un factor de seguridad conservador en la determinación del valor de NPSHD especificado.

b.

Aumente la altura del recipiente de succión.

c.

Coloque la bomba lo más cerca posible del recipiente de succión.

d.

Seleccione la salida del recipiente de succión donde hay menor posibilidad de arrastre de vapor y coloque un rompe vértice en el recipiente.

e.

Use un tamaño de línea de succión sobredimensionado para baja velocidad.

f.

Coloque un enfriador en la línea de succión de la bomba para reducir la presión de vapor del líquido.

g.

Coloque una bomba reformadora (”booster”) de bajo cabezal que puede operar a velocidad baja y requerimiento bajo de NPSH para presurizar la succión de la bomba principal. La coordinación de la operación de las dos bombas se puede simplificar con el uso de un accionador común.

h.

Especifique una bomba vertical.

Durante el diseño de la instalación. a.

Coloque el tope de la fundación tan cerca del suelo como sea posible para bajar la línea media de la bomba.

b.

Minimice el número de codos en la línea de succión.

c.

Dele una disposición a la tubería de succión para que tenga una pendiente descendente constante, evitando cualquier punto alto (pendiente mínima 0.02 mm/mm (1/4 pulg por pie) ó el 2%).

d.

Use reductores excéntricos donde sea necesario un cambio en el tamaño de línea y oriente el reductor con la línea central del extremo pequeño por encima de la línea central del extremo grande (para evitar un punto alto que pueda recolectar una burbuja de vapor).

e.

Aísle la tubería de succión del calor de la atmósfera cuando se manejen líquidos volátiles a bajas temperaturas.

f.

Si el cuerpo de la bomba no es auto–ventilante, coloque un venteo en el recipiente de succión.

g.

Recalcule el NPSHD después que los arreglos de la tubería de succión han sido detallados para establecer la comparación con el NPSHR de la bomba.


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NPSH EN LA TERMINOLOGÍA DE BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO Los suplidores de bombas de desplazamiento positivo comúnmente usan el término “esfuerzo de succión máximo permisible” (ESMP), que se expresa en kPa (pulg de mercurio al vacío), en lugar del término NPSHR, el cual se expresa en m (pie) líquido bombeado. El ESMP define el vacío máximo permisible que la bomba puede tolerar en su brida de entrada antes de que comience la cavitación. ESMP y NPSHR están directamente relacionados, ya que ellos expresan el mismo concepto pero en unidades y marcos de referencia diferentes. Note que el NPSHR es en valor absoluto, mientras que ESMP tiene como referencia la presión atmosférica. La conversión de ESMP a NPSHR se obtiene así:

CNSP R +

F 8 ǒF9 – ESMPǓ gc ò g

Ec. (3)

donde: En unidades métricas ESMP

=

F8

=

F9

=

Esfuerzo de succión máximo permisible Factor que depende de las unidades usadas Factor que depende de las unidades usadas

kPa man. 1 101

En unidades inglesas pulg de Hg 70.726 29.9

Las demás variables tal y como fueron definidas anteriormente. Las especificaciones de diseño no deberían usar la terminología de ESMP para diseños de servicios de bombas de desplazamiento positivo. Las conversiones las pueden hacer los suplidores cuando así lo requieran.

9

VELOCIDAD ESPECIFICA DE SUCCIÓN El parámetro “velocidad específica de succión” caracteriza el requerimiento de NPSH de una bomba. Una bomba con velocidad específica de succión alta tiene baja tendencia a cavitar, aún a velocidades altas, y se requiere un diseño detallado del pasaje de flujo para lograr esta calidad. Una bomba con velocidad específica de succión baja tiende a requerir más NPSH para evitar la cavitación, pero probablemente es más barata y resulta más fácil de conseguir en el mercado comercial.


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Los diseñadores de proceso pueden hacer uso de este parámetro en el cálculo de una nueva aplicación para bombas existentes y en el establecimiento de la funcionalidad y precisión de las propuestas de selección de la bomba. La velocidad específica de succión se define como: S SS + F 7 N X

Q 1ń2

Ec. (5)

ǒNPSH R Ǔ3ń4

La factibilidad y la sofisticación de diseño de las bombas centrífugas se puede juzgar usando la velocidad específica de succión y las siguientes guías: Velocidad Específica de Succión Sss rev/s rpm Hasta 140

hasta 8500

140–170

8500–10000

170–215

10000–13000

215–315

13000–19000

Por encima de 315

Por encima de 19000

Comentarios

Fácil de diseñar: modelos ampliamente disponibles Diseño de ingeniería más preciso; suficientes fuentes para procura competitiva. Diseño de alta ingeniería; fuentes comerciales limitadas a las que poseen experiencia extensa y facilidades de pruebas: usualmente se justifica una prueba de funcionamiento. Diseño muy especial; factible, pero raramente práctico para aplicación comercial. Caudal de flujo de operación limitada a un rango pequeño cerca de PME. No factible.

La comparación del Sss para la selección de una bomba propuesta según el criterio anterior permite una indicación aproximada de la sofisticación del diseño hidráulico de la bomba, e indica la necesidad de verificar con pruebas el funcionamiento predicho. Si la velocidad específica de succión de una bomba propuesta es alta, se puede lograr un valor más bajo: incrementando el NPSH disponible, usando una bomba de doble succión (para doble succión, use 1/2 de Q en el cálculo), reduciendo la velocidad de la bomba (y por ende, su curva de cabezal–capacidad) e incrementando el número de etapas. Si el NPSH disponible es conocido, la velocidad máxima permisible de la bomba se puede calcular sustituyendo NPSHR por NPSHD en la fórmula anterior. Con esta velocidad, se puede estimar la máxima curva de cabezal–capacidad).

10 NOMENCLATURA (MDP–02–P–02).


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Fig 1. RELACION DE CNSPD Y CNSPR CON EL CAUDAL DE FLUJO.


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MDP–02–P–05

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E PDVSA, 1983

TITULO

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APROBADA


L.R.

PAG. REV. APROB.


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Indice 1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 ANTECEDENTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 ILUSTRACIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

5 INFLUENCIA DEL DISEÑO DE SERVICIO SOBRE LA SELECCIÓN DEL TIPO DE BOMBA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

6 COMPARACIÓN DE TIPOS DE BOMBAS Y ESTILOS DE CONSTRUCCIÓN . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

7 BOMBAS CENTRIFUGAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4

8 BOMBAS DE FLUJO AXIAL . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

20

9 BOMBAS RECIPROCANTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

20

10 BOMBAS ROTATIVAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

20

11 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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ALCANCE Este Documento presenta información acerca de los tipos de bombas disponibles comercialmente para cumplir diversos requerimientos de servicio en las áreas de aplicación de: procesos, químicos y servicios. Se desea ayudar al diseñador del servicio a especificar el mejor tipo general de bomba para un determinado servicio, y familiarizarlo con los factores que afectan la selección de los estilos de construcción y las características del diseño específico.

2

REFERENCIAS American Voluntary Standard for Centrifugal Pumps for Chemical Industry Use. Proposed Voluntary Standard for Vertical in–line Centrifugal Pumps for Process Use, by Manufacturing Chemists Association. API, Standard 610, Centrifugal Pumps for Petroleum, Heavy Duty Chemical, and Gas Industy Service. Perry’s Chemical Engineer’s Handbook – Section on Pumping Liquids and Gases.

3

ANTECEDENTES La gran mayoría de las bombas que se usan actualmente en las refinerías, plantas químicas y de servicios son centrífugas. El cambio de las bombas de desplazamiento positivo principalmente reciprocantes comenzó en la década de los 30 y se completó a mediados de los 50. El diseñador del servicio de bombeo usualmente indica, en la Especificación de Diseño, el tipo general de bomba, tal como se explica en este Documento. La selección del estilo de construcción y las características de diseño usualmente se realiza en la ingeniería de detalles. A veces, sin embargo, un estilo de construcción y/o característica de diseño es tan importante para el cumplimiento exitoso de un servicio que el diseñador del mismo especificará también este detalle. El tipo de bomba comúnmente usado en las aplicaciones de plantas de proceso entra en las siguientes categorías: centrífuga, axial, tipo turbina regenerativa, reciprocante, dosificadora, diafragma y rotativa.

4

ILUSTRACIONES Las ilustraciones de tipos de bombas, estilos y nomenclatura de componentes se pueden encontrar en Perry’s Chemical Engineer’s Handbook, Sección de “Pumping of Liquids and Gases”. El apéndice de este Documento contiene ilustraciones complementarias. (Figura 1).


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INFLUENCIA DEL DISEÑO DE SERVICIO SOBRE LA SELECCIÓN DEL TIPO DE BOMBA Los siguientes aspectos del diseño de servicio de bombeo tienen la mayor influencia en la selección del tipo de bomba más económica, usualmente en este orden: 1.

Caudal de flujo

2.

Requerimientos de cabezal

3.

Requerimientos de mantenimiento, confiabilidad

4.

Viscosidad a temperatura de bombeo y ambiente

5.

Requerimientos de control de flujo.

La selección del estilo particular de construcción, dentro de un tipo general, está influenciada principalmente por:

6

1.


2.

NPSH disponible

3.

Temperatura del fluido

4.

Restricciones de instalación y oportunidades, tales como limitaciones de espacio, montaje en línea, montaje directo de la bomba en un recipiente de proceso, etc.

COMPARACIÓN DE TIPOS DE BOMBAS Y ESTILOS DE CONSTRUCCIÓN Generalidades Los tipos y estilos de construcción de bombas usadas en servicios de bombeo en refinerías, plantas químicas y de servicios se resumen y describen en las Tablas 1 y 2. Los valores reportados para los distintos parámetros de funcionamiento son de naturaleza típica y descriptiva y no son suficientemente precisos para propósitos de tomas de decisión. Las bombas dinámicas ––centrífugas y axiales–– operan desarrollando una velocidad de líquido alta y convirtiendo la velocidad en presión en un pasaje de difusión de flujo. Tienden a tener una eficiencia menor que las bombas de desplazamiento positivo, pero operan a una velocidad relativamente alta para permitir un caudal de flujo alto en relación con el tamaño físico de la bomba. Las bombas dinámicas tienden a tener requerimientos mucho menores de mantenimiento que las bombas de desplazamiento positivo.


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Las bombas de desplazamiento positivo operan forzando a un volumen fijo de líquido a ir desde la zona de presión de entrada de la bomba hacia la zona de descarga. Esto se lleva a cabo intermitentemente en el caso de las bombas reciprocantes y continuamente, en el caso de las bombas rotativas de tornillo y engranaje. Las bombas de desplazamiento positivo operan a una velocidad rotativa menor que las bombas dinámicas y tienden a ser físicamente más grandes que las bombas dinámicas de igual capacidad. Tipos de Bombas de Alto Cabezal Los siguientes estilos de construcción de bombas están disponibles para cabezales mayores que los de una centrífuga de una sola etapa (300 m), ordenados en orden descendiente de conveniencia según sus requerimientos de servicio y mantenimiento. Estilo

Comentarios

Dos etapas de suspensión superior

Si se requiere lavado externo, asegúrese que la presión sea suficiente para oponerse a la presión que existe en la caja de estoperas. Adecuada para temperaturas y presiones mayores que las bombas de alta velocidad. Con frecuencia son significativamente más baratas que las bombas multietapa para servicios dentro de sus rangos de presión–temperatura, pero tienden a tener un requerimiento de NPSH alto y están limitadas a 230/260°C (450/500°F). Bajo requerimiento de NPSH. Alto requerimiento de mantenimiento. Caudales de flujo bajos, capacidad de cabezal muy alta.

Multietapa horizontal

Alta velocidad

Multietapa vertical Bombas reciprocantes

7

BOMBAS CENTRIFUGAS Generación de Presión Las bombas centrífugas comprenden una clase muy amplia de bombas en las que la generación de presión se logra con la conversión del cabezal de velocidad en cabezal estático. El movimiento rotativo de uno o más impulsores comunica energía al fluido en la forma de un incremento de velocidad que se convierte en cabezal estático útil en la sección de difusión del cuerpo. No hay válvulas en las bombas de tipo centrífugo; el flujo es uniforme y libre de pulsaciones de baja frecuencia. Como este tipo de bomba opera convirtiendo el cabezal de velocidad en cabezal estático, una bomba que opera a velocidad fija desarrollará el mismo


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cabezal teórico en metros (pies) de fluido bombeado, independientemente de su densidad. Sin embargo, la presión en kPa (psi) (correspondiente al cabezal desarrollado) depende de la densidad del fluido. El cabezal máximo (en m (pie) de fluido) que una bomba centrífuga puede desarrollar se determina principalmente por la velocidad de la bomba (rps (rpm)), el diámetro del impulsor, y el número de impulsores en serie. Refinaciones en el diseño del impulsor y el ángulo de hoja principalmente afectan la pendiente y la forma de la curva cabezal–capacidad y tiene un efecto menor sobre el cabezal desarrollado. Existen bombas de múltiples etapas que desarrollarán cabezales muy altos; de hasta 1500 m (5000 pie) y flujos de hasta 75 dm3/s (1200 gpm). Ya que 1500 m (5000 pie) es equivalente a 6900 a 13800 kPa (1000 a 2000 psi) para el rango de líquidos normalmente encontrados en los servicios de refinería, las bombas centrífugas pueden cumplir con casi todos los requerimientos de refinería y son por lo tanto ampliamente aplicados. Los impulsores convencionales de bombas centrífugas se limitan a velocidades de boca en el orden de 60 m/s (200 pie/s). Para limitar la erosión, las velocidades de boca de impulsores de bomba para suspensiones de sólidos se limitan normalmente a 30 m/s (100 pie/s). Capacidad Normal Las Figuras 1 y 2 en MDP–02–P–02 muestran el rango de capacidad normal para varios tipos de bombas centrífugas a dos rangos de velocidades diferentes: 60 rps y 50 rps (3550 rpm y 2950 rpm). Estos valores corresponden a las máximas velocidades disponibles con corriente de 60 y 50 Hz, respectivamente. La mayoría de las aplicaciones de refinería usan estos rangos de velocidad. Velocidades menores se usan cuando hay requerimientos bajos o medianos de cabezal y altos de flujo, y para suspensiones especiales abrasivas o líquidos corrosivos. Las aplicaciones de bombas centrífugas de baja capacidad pueden requerir circuitos de recirculación especiales en el sistema de proceso para mantener un flujo mínimo a través de la bomba. Por consideraciones prácticas en la construcción de impulsores, el tipo de bomba centrífuga más pequeña disponible tiene su punto de mayor eficiencia (PME) en alrededor de 3 dm3/s (50 gpm). Capacidad Alta y Baja Las bombas con capacidades que exceden los límites mostrados en las Figuras 1 y 2 de MDP–02–P–02 tendrán normalmente altos requerimientos de potencia. Normalmente se justificarán investigaciones especiales sobre eficiencia, velocidad, requerimientos de NPSH, etc., para servicios por encima de la línea mostrada en la Figura 5 de MDP–02–P–02. Cabezales en o por encima de los límites mostrados para bombas de multietapa a velocidades de motor típicas se pueden obtener con un aumento de velocidad de los engranajes (accionador de motor), o de las turbinas para suministrar a la bomba velocidades de operación por


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encima de las velocidades máximas del motor. Los requerimientos de NPSH también se incrementan con la velocidad. En general, las bombas centrífugas no se deberían operar continuamente a caudales de flujo menores que 10 a 25% de su punto de mayor eficiencia. El Documento MDP–02–P–10 presenta información para el diseño de sistemas de recirculación de bajo flujo para protección contra flujo insuficiente. La relación de flujo nominal a PME y la necesidad de sistemas de recirculación para flujo bajo se puede estimar sólo durante la etapa de diseño de la planta. Después que se seleccionan los modelos específicos de bombas, las necesidades pueden ser reevaluadas y el diseño del sistema finalizado. Características de Funcionamiento Las características de funcionamiento de las bombas centrífugas se presentan en los Documentos MDP–02–P–02 y MDP–02–P–07. Sensibilidad a la Viscosidad Los niveles normal y máximo de viscosidad tienen un impacto significativo en la selección del tipo de bomba debido al deterioro del funcionamiento de las bombas centrífugas con el incremento de la viscosidad. El deterioro es continuo y gradual y por lo tanto cualquier regla que aplique a niveles específicos de viscosidad es necesariamente arbitraria. Las siguientes guías indican la práctica típica. Viscosidad, SSU

Guías

mm2/s 7

50

< 30

< 150

30

50

30–110

150–500

110–220

500–1000

Viscosidad nominal mínima para bombas rotativas. La eficiencia de las bombas centrífugas comienza a disminuir a medida que la viscosidad aumenta a este nivel. La viscosidad debería ser especificada para servicios de bombas centrífugas cuando excede este nivel. Siempre se prefieren las centrífugas frente a las rotativas donde las condiciones permiten la aplicación de los dos tipos. Las condiciones de cabezal–capacidad de la centrífuga comienzan a deteriorarse. Normalmente se prefieren las bombas centrífugas frente a las rotativas a pesar de alguna caída de eficiencia. Las bombas de desplazamiento positivo son casi siempre usadas si la viscosidad esperada excede este nivel.


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220–650

1000–3000

650

3000

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Se prefiere la rotativa si la viscosidad está usualmente en este rango; si la viscosidad rara vez es tan alta como esta se prefiere la centrífuga. No se deben especificar bombas centrífugas cuando se espera que la viscosidad llegue a este nivel.

El efecto de la viscosidad en el funcionamiento de las bombas centrífugas se presenta en MDP–02–P–07. Líneas de Succión Para Cebado de la Bomba Las bombas centrífugas convencionales no son autocebantes. O sea, no se puede evacuar vapor de la línea de succión para que el líquido fluya en la línea y en el cuerpo de la bomba, sin ayuda externa. La razón por la cual las bombas centrífugas no son auto–cebantes es por que sus impulsores están diseñados para bombeo eficiente de líquido, y no son operadas a velocidades de boca lo suficientemente altas para hacerlas efectivas como compresores de vapor. La diferencia de cabezal que es capaz de desarrollar el impulsor de la bomba es la misma para vapor y para líquido, pero, la capacidad de elevación de presión diferencial equivalente es ampliamente menor. Por lo tanto, los impulsores de las bombas centrífugas no pueden producir una reducción significativa de la presión del vapor en la línea de succión para permitir el flujo de líquido. Las bombas de desplazamiento positivo, por otro lado, pueden autocebarse, se dispone de tiempo suficiente, sacando el vapor desde la línea de succión hacia el sistema de descarga (o a la atmósfera). El hecho de que las bombas de desplazamiento positivo pueden autocebarse, no implica, sin embargo, que tengan requerimientos despreciables de NPSH. Sus requerimientos de NPSH son frecuentemente tan críticos como los de las bombas centrífugas. Algunos modelos de bombas centrífugas son diseñadas especialmente para ser “auto–cebantes”, pero estos tipos rara vez se aplican en servicios continuos de proceso. Un tipo de bomba auto–cebante logra la evacuación del vapor de la línea de succión por arrastre de burbujas de vapor desde el lado de succión del impulsor en una carga de líquido mantenida en el cuerpo de la bomba, o en una botella de retención/separación unida a él. La carga de líquido es recirculada hacia el lado de succión después de separar el vapor arrastrado. Otro tipo de bomba auto–cebante es el “Roto–prime” de Gilbarco que tiene una pequeña bomba de álabe deslizante (del tipo usado en las bombas dispensadora de las estaciones de servicio de gasolina), dentro del cuerpo de la bomba principal, del lado de la caja de estoperas del impulsor de la centrífuga. Cuando existe vapor en la línea de succión, la bomba de álabes deslizantes lo evacúa a través de los orificios y aberturas especiales de balance del impulsor. Cuando el cebado se ha


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completado, el estator de la bomba cebante se reposiciona automáticamente para parar la operación de cebado. Como las bombas centrífugas convencionales no son auto–cebantes, se deben cebar antes de arrancar, o sea, la línea de succión y el cuerpo de la bomba se deben llenar con líquido antes de arrancar la bomba. Cuando la fuente de succión está a presión positiva, o se coloca encima de la bomba, el cebado se lleva a cabo simplemente abriendo la válvula de succión y descargando o “ventilando” el vapor atrapado desde una conexión con válvula en el cuerpo de la bomba o en la línea de descarga (antes de la válvula de bloqueo de descarga). El líquido fluye en la línea de succión y el cuerpo de la bomba para desplazar el vapor a ventilar. Ventilación del Cuerpo de la Bomba La mayoría de los tipos de construcción aplicados a los servicios de proceso son “auto–ventilantes”. Es decir, que una cantidad mínima de vapor atrapado en el cuerpo al arranque, después que el cebado de succión es completado, es rápidamente sacado, hacia la línea de descarga, cuando la bomba se arranca. Algunos tipos de bombas centrífugas como las horizontales con cuerpos divididos, sin embargo, no están concebidas para ser auto–ventilantes y están provistas con conexiones especiales con válvula de venteo las cuales requieren operación manual. Las bombas centrífugas de una sola etapa con conexiones de descarga en el tope tienen un buen funcionamiento de auto–venteo a pesar de que la forma del cuerpo coloca una pequeña bolsa de vapor de punto alto en el tope de la espiral de descarga. La decisión de que un tipo de construcción sea auto–ventilada o no se basa en si es necesario sacar las bolsas de vapor atrapadas en los puntos altos para lograr el funcionamiento especificado. Mientras que las predicciones de las características auto–ventilante se puede hacer por inspección de geometría, la determinación es hecha en base a demostración de funcionamiento. Los requerimientos de ventilación del cuerpo de la bomba rara vez es preocupación del diseñador del servicio, pero ocasionalmente, los venteos deben ser llevados hasta los recipientes de succión, por seguridad, control de emisiones o buenas razones de cuidado. Las bombas criogénicas, por ejemplo, requieren líneas de venteo del cuerpo para remover continuamente el producto vaporizado durante las operaciones de arranque. Costos Los costos de las bombas centrífugas, se pueden estimar usando los paquetes comerciales de estimación de costo. Las bombas en línea, donde se pueden aplicar, son con frecuencia las más económicas. Con ellas se ahorra en disposición, fundaciones, tubería y válvulas, mantenimiento, y pueden reducir la necesidad de repuestos.


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Características de los Tipos de Construcción más Comunes Las características generales y de funcionamiento de los tipos de construcción de bombas centrífugas usadas más comúnmente en los servicios de refinerías se presentan en las Tablas 1 y 2. La siguiente información complementa las tablas. Una Sola Etapa de Suspensión Superior – El tipo de construcción usado más comúnmente en los servicios de proceso, y comúnmente llamadas “bombas de proceso de refinería” tiene un impulsor de una sola etapa de suspensión superior; su cuerpo es soportado en la línea media. Los dos cojinetes del eje son montados juntos en la misma cartela de cojinetes, con el impulsor suspendido por encima de ellos. Este tipo por lo general tiene bridas de succión y descarga superiores; anillos de desgaste en el frente y detrás del impulsor y del cuerpo; opciones de agua de enfriamiento en el pedestal, caja de estopera y cojinetes; una sola succión, impulsores cerrados, y una caja de estopera lo suficientemente profunda para 6 anillos de empaque, pero fijada con un sello mecánico. Los aspectos más significativos de su diseño son la disponibilidad para operaciones de temperatura alta, la remoción fácil del rotor y de los cojinetes internos del cuerpo para mantenimiento sin desensamblar las bridas de las tuberías, y la seguridad en el manejo de fluidos inflamables. Dos Etapas de Suspensión Superior – Una variante menor de la bomba de proceso de una sola etapa es la versión de dos etapas de este mismo tipo de bomba, que simplemente tiene mayor capacidad de cabezal. Con este tipo, la presión de la caja de estopera normalmente es un valor intermedio entre las presiones de succión y descarga. Una Sola Etapa, Impulsor–entre–Cojinetes – Bombas con capacidades por encima del rango de las de construcción de suspensión vertical tienen el impulsor (es) montado entre los cojinetes y por lo tanto tienen dos cajas de estoperas. Las versiones de una sola etapa desarrollan cabezales hasta 330m (1100 pie). Los cuerpos pueden ser divididos axialmente para temperaturas de 200 a 260°C (400 a 500°F), y son divididos radialmente para temperaturas hasta 455°C (850°F). En Línea – Las bombas en línea son verticales con el cuerpo diseñado para ser atornillado directamente en la tubería, como una válvula. Existen modelos para servicio de procesos de alrededor 65 dm3/s (1000 gpm), y para servicios de transporte a caudales de flujo mayores. El campo de funcionamiento de los modelos en línea disponibles se incluyen en las Figuras 1 y 2 de MDP–02–P–02. Las bombas en línea se construyen comúnmente en dos tipos: acopladas y de acople cercano (el impulsor sobre la extensión del eje del motor sin acoples intermedios). La vida de servicio y los requerimientos de mantenimiento de los dos tipos han demostrado ser prácticamente los mismos. El tipo acoplado se prefiere normalmente para simplificar el mantenimiento de la bomba y del motor. Las refinerías que han usado un gran número de bombas en línea han encontrado que son económicamente competitivas con las bombas horizontales


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convencionales. El servicio de mantenimiento del tipo en línea ha sido más frecuente (intervalos de 25 a 30% mas cortos entre períodos de mantenimiento) que para bombas horizontales convencionales, pero el costo menor de cada servicio y el ahorro en el costo primario han eliminado la desventaja de la mayor frecuencia de mantenimiento, como resultado de lo anterior, la selección entre los dos tipos no depende del precio y los costos potenciales de mantenimiento, sino de las situaciones específicas de instalación. Si el costo de tubería asociado con la bomba se puede reducir por una instalación en línea, o si el espacio es un factor dominante, entonces se prefiere el tipo en línea. Por otro lado, si se requiere un sello mecánico doble, o si se desea tiempo máximo entre acondicionamiento, entonces se prefiere el tipo horizontal convencional. La experiencia de refinería ha indicado que las bombas en línea para servicios medianamente pesados no tienen requerimientos de mantenimiento mayores que los modelos para servicio pesado; por lo tanto se prefiere el más bajo costo de las bombas para servicios medianamente pesados cuando las condiciones del servicio lo permiten. La experiencia también ha indicado que las bombas en línea de estructura extendida con un acople rígido entre motor y bomba tienen unos requerimientos de mantenimiento iguales a los de estructura corta sin acople. La duración promedio de tiempo de trabajo entre períodos de mantenimiento en dos refinerías con experiencia extensa con bombas en línea ha sido de 11 meses. Las normalizaciones de la industria química para bombas en línea se resumen en “Proposed Voluntary Standard: Vertical In line Centrifugal Pumps for Process Use”, febrero 1971, por Manufacturing Chemists Association. Altas Velocidades – Las bombas de velocidad alta son modelos de un solo impulsor diseñado para velocidades de 170 a 280 rps (10000 a 17000rpm), y ocasionalmente tan altas como 400 rps (24000 rpm), y para cabezales de hasta 1600 m (5200 pie). Las altas velocidades de los modelos que se encuentran corrientemente en el mercado se logra con engranajes de precisión entre el motor eléctrico y el eje de la bomba. Las Figuras 1 y 2 en MDP–02–P–02 muestran el campo de funcionamiento actualmente disponible. La temperatura de bombeo está limitada a 230/260°C (450/500°F). Un modelo de dos etapas fue introducido en 1970 con cabezales hasta 3650 m (12000 pie), presión hasta 31000 kPa man.(4500 psig), y rangos de flujo de 3.2 a 25 dm3/s (50 a 400 gpm). El cabezal alto se logra en esta clase de bombas centrífugas usando velocidades periféricas de 20 a 60% mayores que la que se emplean en las bombas convencionales. Los niveles de esfuerzos en los impulsores son mayores que en las bombas convencionales, pero son minimizados por el uso de construcción semiabierta y álabes simples radiales. La forma de los álabes radiales tiende a


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producir un decremento indeseable en la forma de la curva cabezal–capacidad, pero maximiza la generación de cabezal. Las bombas de alta velocidad tienden a tener un requerimiento alto de NPSH por el repentino incremento de velocidad que sufren cuando el líquido entra en el impulsor. A veces se requiere un NPSH tan alto como 30 m (100 pie). Si el NPSHD está limitado, se puede estipular un inductor helicoidal de aumento de espacio, semejante a un tornillo extendiéndose desde el ojo del impulsor hacia el pasaje de succión, el cual contribuirá a un aumento suficiente en presión para compensar el incremento de velocidad y producir un 50 a 75% de reducción en el NPSHR. Como la configuración helicoidal es difícil de manufacturar con la mayoría de las aleaciones, su costo es significativo. Por lo tanto, es aplicado solamente cuando se justifica por reducción del NPSHR. Los requerimientos de mantenimiento para bombas de alta velocidad tienden a ser mayores que para bombas de una sola etapa de velocidades típicas, pero aproximadamente iguales a los de modelos de múltiples etapas con los cuales ellas compiten para los servicios de cabezal alto. Químicas – La clasificación de bombas químicas es imprecisa, pero el término generalmente describe bombas cuyo cuerpo tiene un diseño de formas que pueden ser moldeadas en aleaciones de alto costo a precios moderados. Con frecuencia los cuerpos de estas bombas se soportan por la base o mediante cartelas de cojinetes en lugar de soportarlos por su línea central. Las bombas están limitadas a presiones, temperaturas y caudales de flujo relativamente bajos. Ellas son frecuentemente manufacturadas según AVS, en vez de las normalizaciones API. Algunos modelos especiales de bombas químicas son diseñados con recubrimiento fenólico o de vidrio lo cual evita la exposición del metal al fluido bombeado. Suspensiones – Las bombas para suspensiones son modelos con características concebidas para combatir las condiciones severas del bombeo de suspensiones. Las características especiales frecuentemente utilizadas son: 1.

Pasajes de flujo anchos para evitar taponamiento.

2.

Impulsores abiertos o semiabiertos que son menos sensitivos que los impulsores cerrados al taponamiento.

3.

Impulsores de algunos tipos de bombas no–taponables, de cabezal bajo son semiabiertos y protegidos hasta el punto que la acción del vórtice, y no la acción directa del álabe, es la que cumple el bombeo.

4.

Arreglos que desintegran las partículas grandes (semejante al “demoledor de coque”).

5.

Velocidades de fluido bajas generadas por el uso de velocidades rotativas y periféricas tan bajas como sea posible.


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6.

Arreglos especiales de sello de eje que minimizan los requerimientos de mantenimiento.

7.

Posición del rotor ajustable para restaurar el espacio axial sin desmantelar la bomba.

8.

Platos de desgaste reemplazables y álabes de bombeo detrás del impulsor, en vez de anillos de desgaste que están sujetos a erosión.

9.

Recubrimientos especiales del cuerpo, de caucho por ejemplo, algunos de los cuales son reemplazables.

10. Selección de materiales para resistencia a la erosión y la corrosión. 11.

Velocidad ajustable y variable para limitar la velocidad interna al mínimo requerido para cumplir los requerimientos de cabezal.

Bombas encapsuladas – Las bombas encapsuladas son unidades motor–bomba con el rotor rotativo y el impulsor completamente dentro de un sistema cerrado a presión. El arreglo elimina la necesidad de una caja de estopera. Los cojinetes son lubricados por el fluido bombeado, y el rotor del motor es enfriado por él mismo. El tipo de construcción está limitado a servicios de presión, flujo y temperaturas bajas en las aplicaciones químicas, pero los modelos grandes y sofisticados se aplican a sistemas de potencia con reactor nuclear y algunos servicios de proceso. Horizontales multietapa – Las bombas horizontales de múltiples etapas usualmente se limitan a aproximadamente 12 etapas debido a la dificultad en limitar la deflexión sobre el gran tramo entre cojinetes. Las bombas horizontales de múltiples etapas tienden a ser 10% menos eficientes que su contra parte vertical por debajo de 20 dm3/s (300 gpm) y 3 a 5% menos eficientes entre 20 dm3/s y 32 dm3/s (300–500 gpm). Ellas tienen aproximadamente los mismos requerimientos de NPSH que las bombas de una etapa de la misma capacidad. Verticales multietapa – Las bombas verticales múltiples etapas pueden tener hasta 24 etapas, y a veces más. Los modelos de alto diferencial de presión usan un arreglo de presión opuesta. Por debajo de aproximadamente 370 m de cabezal, están fácilmente disponibles bombas verticales con construcción tipo plato (Bowl), para valores de NPSHR tan bajos como 0.3 m (1pie) en la brida de succión. Frecuentemente se usan impulsores de flujo “mezclado” (o de velocidad específica alta). La primera etapa está en el fondo del ensamblaje, de bajo del nivel. El requerimiento de NPSH en la brida de succión es usualmente alrededor de 1.8 m (3 pie) pero puede hacerse tan bajo como 0.3m (1 pie). Las bombas verticales de múltiples etapas emplean frecuentemente impulsores de alta velocidad específica o de “flujo mezclado”, que generan un cabezal relativamente bajo por etapa. Esta es la razón que origina el gran número de etapas encontradas frecuentemente en las bombas verticales. Las razones para


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el uso de impulsores de alta velocidad específica son: la necesidad de minimizar el diámetro de los impulsores y el cuerpo de la bomba, y el deseo de mantener una eficiencia alta en una unidad de múltiples etapas y de cabezal alto. El tipo de construcción de bombas de múltiples etapas verticales requiere un gran número de espacios estrechos de movimiento. Por lo tanto la bomba es usualmente sensible al daño por admisión de sólidos y por operaciones en seco o de dos fases. Cuando se efectúa el mantenimiento, muchas partes deben ser desarmadas, reparadas o sustituidas, y luego reensambladas. Estos factores causan que las bombas verticales de múltiples etapas requieran de mantenimiento con mayor frecuencia que las bombas horizontales, y además que el costo de cada servicio sea mayor que el comparable de las bombas horizontales. Para evitar estos costos de mantenimiento más altos y la baja confiabilidad, los servicios de bombeo se deben diseñar para evitar la necesidad de usar bombas verticales de múltiples etapas, siempre que sea posible. Facilidad Relativa del Mantenimiento para los Tipos de Construcción más Usuales Los distintos tipos de construcción de bombas centrífugas de uso común difieren en su facilidad de mantenimiento, siguiendo aproximadamente este orden: (más fácil)

(más difícil)

Vertical en línea, una etapa. Horizontal de una sola etapa y de dos etapas de suspensión superior, dividida radialmente. Horizontal de una sola etapa, impulsor entre los cojinetes, dividida axialmente. Horizontal de múltiples etapas, dividida axialmente. Alta velocidad de una sola etapa. Horizontal de una sola etapa, impulsor entre los cojinetes, dividida radialmente. Horizontal de múltiples etapas, dividida radialmente. Vertical, eje largo, una etapa. Vertical, eje corto, de múltiples etapas. Vertical, eje largo, de múltiples etapas.

Características de Diseño de las Bombas Centrífugas Una amplia variedad de características de diseño están disponibles y se aplican a muchos de los tipos básicos de construcción. El siguiente sumario desea familiarizar al diseñador del servicio con la naturaleza y la terminología de las características más significativas de diseño mecánico disponibles. Clasificación de Carga al Cuerpo – La clasificación de presión–temperatura de los modelos de bomba suministra un índice para la clasificación de carga del servicio. El tipo Construcción para servicio “liviano” o “general” está disponible


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comúnmente, para servicios industriales domésticos e intermitentes, pero sus características no están bien normalizadas ni claramente definidas. El servicio “medianamente pesado” corresponde a rangos entre –29 y 150°C (–20 y 300°F), a 2100 kPa man. (300 psig), 32 dm3/s (500 gpm), y 60 rev/s (3600 rpm). El tipo de construcción para servicio “pesado”, se refiere a rangos fuera de estos límites. Para servicios no inflamables, no riesgosos, y por debajo de los limites de servicio “pesado” se puede considerar la compra de bombas que no cumpla API 610 en algunos renglones y con otras restricciones según se define en dicha norma. La experiencia ha indicado que las bombas para servicio “medianamente pesado” trabajan tan bien como las bombas para servicio pesado que no tienen requerimientos de mantenimiento mayores. Diseño de Conversión de Presión: Espirales, Difusores – Muchas bombas comerciales tienen canales divergentes llamados espirales colocados en la sección de descarga del cuerpo. El flujo a través de la espiral causa una disminución en la velocidad desde la velocidad de boca (típicamente 60 m/s (200 pie/s)) a la velocidad de la línea de descarga (típicamente 5 m/s (15 pie/s)), lo cual a su vez causa un incremento de la presión. Los pasajes de las espirales individuales se usan en la mayoría de los diseños de bombas ya que son simples y eficientes. Sin embargo, el diseño delas espirales individuales impone una carga radial no balanceada en el impulsor, debido a la variación en presión alrededor de la periferia. Para diseños donde los niveles de fuerzas no balanceados puedan causar una deflexión significativa del eje, (típicamente por encima de 150 m/etapa (500 pie/etapa)) se usa el diseño de espiral doble. Los canales dobles de descarga tienden a balancear las fuerzas radiales y por lo tanto a reducir el esfuerzo cíclico en el eje. Pocas bombas de proceso usan difusores con álabes para conversión de presión en vez de espirales. Estas incluyen algunas bombas en línea, algunas bombas de flujo axial, y algunas bombas diseñadas para cabezal alto, y rango de bajo flujo. Las ventajas de los difusores con álabes son las fuerzas radiales balanceadas, el tamaño compacto, y la eficiencia pico a cabezales altos y flujos bajos. Las desventajas son que estas resultan más complicadas de construir y reparar que las bombas con espirales, y las curvas de funcionamiento tienden a caer, con caídas severas en las eficiencia debajo del 50% del PME. Tipos de Impulsores – La mayoría de los impulsores usados en las bombas de refinería están encerrados con todos los discos y las cubiertas y se denominan “cerrados”. Los impulsores semiabiertos son usados ocasionalmente, y tienen un disco de apoyo completo, pero sin cubierta. Los impulsores completamente abiertos, que tienen álabes pero poco o ningún material de disco, son ocasionalmente usados en cabezales bajos, en servicios de manejo de sólidos.


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La mayoría de los impulsores usados en las bombas de refinería tienen arreglos para succión de un solo lado y se denominan diseño de “una sola succión”. Los modelos de bomba de flujo alto usan impulsores que aceptan succión de ambos lados y se denominan de “succión doble”. La mayoría de los impulsores usados en las bombas de refinería son del tipo centrífugo puro, caracterizados por una velocidad específica baja. Las bombas de flujo muy alto usan impulsores de “flujo mezclado” que incluyen un componente axial significativo en la dirección del flujo de fluido. La mayoría de las bombas verticales de múltiples etapas, especialmente las bombas de pozo profundo, usan impulsores de flujo mezclado para mantener pequeño el diámetro por conveniencias de instalación. El diámetro pequeño y la velocidad específica se combinan para limitar el cabezal por etapa a valores bajos, típicamente de 30 m a 45 m (100–150 pie), y tienden a requerirse muchas etapas. Este estilo de bomba vertical es a veces llamado bomba tipo “turbina”, (por la dirección semi–axial del flujo) a pesar que su diseño es totalmente diferente al de las bombas clásicas de tipo turbina regenerativa. Arreglos de anillos de desgaste – La mayoría de las bombas de refinería se diseñan con espacios estrechos de corrida por el lado de la succión para separar la zona de presión de descarga de la bomba, de las zonas de la presión de succión y minimizar el retroflujo o “deslizamiento”. Los anillos de desgaste se acomodan en el espacio estrecho del cuerpo de la bomba y usualmente en una posición opuesta sobre el impulsor para permitir un recobro fácil del espacio libre de diseño. Estos dos anillos se denominan anillos de desgaste del “cuerpo” y del “impulsor”, respectivamente. En muchas bombas de refinería de alta presión, los anillos de desgaste también se colocan en el lado trasero (disco) del impulsor para reducir la fuerza de presión sobre el impulsor, y para minimizar la presión a la que se expone la caja de estoperas. En algunos modelos, se colocan pequeños álabes de bombeo en la parte de atrás del impulsor con el mismo propósito que los anillos de desgaste trasero. En algunos modelos de bombas para servicios de baja presión donde el potencial de presión de carga es insignificante, no se aplican arreglos para limitación de la contrapresión y la caja de estoperas opera a la presión de descarga. Localización y Orientación de las Boquillas – La mayoría de las bombas horizontales de proceso en refinerías están provistas de boquillas de succión y descarga en el tope del cuerpo. Este arreglo es conveniente para arreglos de grupos de bombas en filas y sus bancos de tuberías y para diseñar las tuberías para fuerzas y momentos mínimos contra las bridas de las bombas. Las boquillas de succión pueden también ser ubicadas en los extremos de las bombas horizontales de proceso, coaxialmente a la línea central del eje. Las bombas para temperaturas moderadas y las bombas de transferencia de productos frecuentemente se seleccionan con succión en los extremos. Las


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bombas diseñadas para limpieza de anillos de desgaste, con frecuencia, solamente están disponibles con arreglos de succión en el extremo, debido a los requerimientos de configuración del cuerpo. Las conexiones de succión lateral usualmente se utilizan en bombas horizontales divididas horizontalmente, para permitir la colocación de la boquilla en la mitad del fondo del cuerpo, a fin de que esta mitad no requiera ser removida cuando se realiza mantenimiento en los internos de la bomba. Las conexiones de descarga lateral se usan frecuentemente en bombas horizontales divididas horizontalmente, y con poca frecuencia en las bombas horizontales divididas verticalmente. En servicios como agua de alimentación de calderas ocasionalmente existe la necesidad de que una parte del flujo total está a una presión menor que la presión final de descarga. Las bombas se pueden diseñar con boquillas de descarga lateral al nivel de presión intermedio deseado a fin de suplir esta necesidad a los costos mínimos de equipos y operación. Sin embargo, la construcción de la bomba es no convencional, garantizando una consulta con el especialista de máquinas durante el diseño del servicio. Construcción del Cuerpo: Simple, Doble – La mayoría de las bombas centrífugas usadas en los servicios de refinería tienen cuerpos simples, es decir, una sola pared entre el líquido a la presión de descarga y la atmósfera. Por otro lado, los cuerpos dobles se usan en dos tipos importantes de bombas. El tipo más común de bombas horizontales, de múltiples etapas, y de alta presión usadas actualmente envuelven el grupo de diafragmas de las etapas con una pesada carcaza en forma de barril. El grupo de diafragmas es conocido como el cuerpo interno, y el barril como el cuerpo externo. Las bombas de alimentación a calderas con frecuencia son de este tipo de construcción. Un segundo ejemplo de bombas de doble cuerpo es la bomba vertical que consiste en un cilindro vertical enterrado en el suelo en el que se inserta un elemento de bombeo. El líquido de succión normalmente entra en el cilindro o cuerpo externo, fluye hacia el fondo y luego hacia arriba a través de las etapas de la bomba. Los diafragmas de las etapas en los elementos de bombeo incluyen el cuerpo interno de la bomba. Orientación de las Juntas del Cuerpo – Los cuerpos de las bombas deben tener juntas para permitir el ensamblaje y el desensamblaje. El cuerpo puede estar unido en el mismo plano del eje (dividido axialmente), o perpendicular al eje (dividido radialmente). Las bombas horizontales divididas axialmente se llaman con frecuencia “divididas horizontalmente”. Las bombas horizontales divididas radialmente se llaman con frecuencia “divididas verticalmente”. Las juntas axiales se usan comúnmente en las bombas para agua y otros líquidos con densidades superiores a los 700 kg/m3 (44 lb/pie3), temperaturas bajas (por


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debajo de 200°C (400°F)) y presiones de bajas a moderadas. Las juntas radiales se usan en bombas horizontales de proceso suspendidas superiormente para permitir una remoción conveniente del rotor y del ensamblamiento de las cartelas de cojinetes para mantenimiento. También se usan en bombas de alta presión de múltiples etapas por el problema estructural de diseñar tornillos adecuados para las porciones del cuerpo divididas axialmente expuestas a presión interna alta. El cuerpo externo de bombas verticales es dividido radialmente. El cuerpo interno de bombas verticales de doble cuerpo se diseña para juntas radiales, axiales o radiales y axiales. Soportes de Cuerpo – La mayoría de las bombas horizontales de refinería tienen sus cuerpos soportados por las placas de base, y las cartelas de cojinetes, a su vez, se apoyan en el cuerpo. Esta construcción simplifica el mantenimiento ya que los internos de la bomba pueden recibir servicio sin molestar las bridas de las boquillas. La mayoría de las bombas con cuerpo soportado tienen extensiones a los lados del cuerpo a nivel de la línea central que descansan sobre pedestales. Este tipo de bomba se define como “soportadas por la línea central”. El movimiento de la línea central a medida que la temperatura del cuerpo de la bomba aumenta es minimizado con este arreglo ya que se mantiene una buena alineación de las uniones. Los cuerpos de bombas para servicios a niveles de temperaturas ambientales y moderadamente bajos son soportados con frecuencia por el fondo del cuerpo y se conocen como “soportados por el fondo”. Algunos modelos de bombas se diseñan para soportar el cuerpo mediante la caja de los cojinetes internos, la cual es soportada por la placa de base. Esto requiere la desconexión de las bridas de las boquillas para efectuar el mantenimiento interno de la bomba. Este tipo de construcción usualmente se limita a bombas pequeñas de costo bajo, y no cumple con los requerimientos del API. Control de Presión Axial en Bombas de una Sola Etapa – Las fuerzas axiales que actúan sobre el impulsor de la bomba en dirección hacia el acople raramente son iguales a las que actúan en sentido contrario. O sea, las fuerzas de presión no están perfectamente balanceadas, y la carga neta resultante es soportada por los cojinetes de presión de la bomba. Para mantener el cojinete de presión a baja carga y dentro de su rango de carga admisible, el diseñador debe tener cuidado de balancear las fuerzas de presión axial tan bien como sea posible. Las fuerzas resultantes de la presión de succión, descarga e intermedia del líquido bombeado, más la presión atmosférica sobre los extremos de los acoples del eje se aplican sobre las diversas áreas proyectadas. En el diseño de bombas para altas presiones de succión y descargas, el elemento principal en el desbalance de presión es la presión de succión impuesta contra el área final del eje. A esta fuerza sólo se opone la presión atmosférica en el extremo del acople.


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En las bombas que tienen presión de descarga actuando sobre la parte posterior del impulsor, el elemento principal del desbalance de presión es la presión de descarga que actúa sobre la parte posterior del disco. Para reducir esta fuerza, se colocan anillos de desgaste en la parte posterior del impulsor y se perforan unos orificios de balance en el disco para bajar la presión detrás del área de orificio del impulsor hasta virtualmente la presión de succión. El espacio pequeño del anillo de desgaste mantiene el flujo que recircula a través de las perforaciones de balance, en un mínimo. A veces se usan álabes de bombeo en la parte posterior del impulsor en vez de los anillos de desgaste para lograr los mismo propósitos, es decir, reducción de presión, y limitación de la presión de la caja de estoperas. Un método para predecir la presión a la que esta expuesta la caja de estoperas se presenta en la MDP–02–P–09. Control de Presión Axial en Bombas Múltiples Etapas – Las bombas de múltiples etapas para diferenciales de presión moderados se diseñan para cargas de presión unidireccional, con los cojinetes de presión absorbiendo la totalidad de la carga. En el caso de bombas verticales el peso de rotores usualmente aditivo a la presión hidráulica. Para diferenciales de presión altos, se usan arreglos de impulsores opuestos, de modo tal que la presión axial de un grupo de impulsores está opuesta en dirección a la del segundo grupo. La fuerza de presión es por lo tanto mantenida a un nivel bajo. Diseños de Cajas de Estoperas – La mayoría de las bombas de refinería se diseñan con cajas de estoperas convencionales que pueden ser llenadas con material empacado como alambre trenzado o anillos de hoja metálica, o con un sello mecánico. Los cuerpos de bomba que se diseñan para montar sólo un sello mecánico del eje y no son convertibles a sello empacado, se dice que tienen sellos “internos”. Este estilo minimiza la suspensión del eje, y cuesta menos que el tipo de caja de estopera convencional. Se usa comúnmente en servicios limpios, de presión de succión moderada y niveles de temperatura moderados. Las desventajas de este tipo de construcción son: 1.

Alta sensibilidad al sucio en el líquido bombeado

2.

Se pueden aplicar menos remedios para corregir los problemas crónicos en servicios de sellos mecánicos

3.

“El último recurso” de recurrir a empacado convencional no es posible.

Por estas razones, la aplicación de “sellos internos” ha sido limitada en las plantas de proceso. Arreglos de Acoples del Eje – Los ejes de las bombas pueden estar unidos al eje del accionador por un acople separado removible y flexible, o pueden estar


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directamente integrados con el eje del accionador. La gran mayoría de bombas de plantas de proceso tienen acoples separados. El tipo de eje integral se conoce como “acople cercano”. Las bombas de servicio de nivel comercial pequeño son con frecuencia de este tipo. Las bombas verticales de aceite vertical auxiliar accionadas con turbinas de vapor en sistemas de compresión con aceite lubricante son a veces de este tipo, así como también las bombas encapsuladas. Facilidades de Enfriamiento – Las bombas centrífugas han sido tradicionalmente equipadas con una variedad de facilidades de enfriamiento que los constructores han considerado esenciales para evitar el sobrecalentamiento de los cojinetes, para mantener la alineación, y para asegurar el funcionamiento apropiado del sello mecánico. Sin embargo, la experiencia ha demostrado que la mayoría de las bombas en servicios por debajo de 200°C(400°F) pueden trabajar sin enfriamiento con agua, sin provocar ninguna reducción significativa de la confiabilidad de la bomba. Las Basic Practices permiten el uso de agua de enfriamiento en servicios por encima de 200°C(400°F), donde se requiera para los siguientes propósitos específicos: S Enfriamiento del aceite de los cojinetes – El agua de enfriamiento se circula bien sea a través de una camisa que alberga los cojinetes, de un serpentín de enfriamiento o de un enfriador externo de aceite, para mantener la temperatura del aceite por debajo de 82°C (180°F), que es la temperatura máxima permisible para una lubricación apropiada de los cojinetes. S Enfriamiento de la Camisa de la Caja de Estoperas – Frecuentemente se circula el agua de enfriamiento a través de la camisa para remover el calor de fricción generado por el sello mecánico, y para evitar que el líquido de lavado del sello se evapore. También, el enfriamiento de la caja de estoperas ayuda a aislar el cuerpo de la bomba caliente de la caja de cojinetes. S Enfriamiento de Líquido de Lavado del Sello – Para servicios entre 200 y 315°C (400°F y 600°F), el liquido de lavado del sello usualmente se enfría en un enfriador externo, a fin de mantenerlo dentro de los límites de temperatura admisibles por los materiales de sello mecánico. (El líquido de limpieza de sello también se puede enfriar en servicios de temperatura baja si el líquido puede evaporarse en la caja de estopera). Además de las aplicaciones anteriores para agua de enfriamento, a veces se usa vapor de baja presión para enfriar los platos de sello y las cajas de estoperas en servicios de temperatura alta, superiores a 315°C (600°F), por ejemplo. Los requerimientos de servicio para cumplir con estas necesidades pueden ser estimados durante la etapa de diseño de la planta usando los métodos presentados en MDP–02–P–11. Las conexiones de servicios específicos y su consumo se calculan después de seleccionar los modelos de bombas.


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BOMBAS DE FLUJO AXIAL Las bombas de flujo axial se aplican para caudales muy altos, y bajos cabezales en servicios con agua y substancias químicas. Algunos servicios típicos con agua son: irrigación, control de inundación, bombas/turbinas para bombeo a almacenaje en plantas de generación de potencia, y bombas de circulación para condensadores barométricos, etc. Algunos servicios típicos de plantas químicas son el de circulación para el reactor de propileno, y los servicios de circulación asociados con evaporadores y cristalizadores en la producción de sulfato de amonio, ácido fosfórico, potasio, soda cáustica y productos de azúcar.

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BOMBAS RECIPROCANTES Las bombas de tipo reciprocante son especificadas con poca frecuencia en los diseños nuevos. Se prefiere el uso de bombas centrífugas y deberían usarse excepto en las pocas situaciones donde sea necesario otro tipo. Circunstancias especiales que pueden favorecer las bombas reciprocantes incluyen las siguientes: 1.

Fluidos de alta viscosidad.

2.

Capacidades relativamente bajas (de 0.2 a 1.3 dm3/s (3 a 20 gpm)) a cabezales altos.

3.

Servicios intermitentes, como bombeo externo o separador de lodo y residuo, donde se debe manejar un rango de fluidos, los costos de equipos son favorables, y hay disponible un NPSH suficiente.

4.

Servicio de lodo y suspensiones.

5.

Servicios de bombeo simple con un rango amplio de presiones de descarga o caudales de flujo. Las bombas reciprocantes producen un flujo pulsante, desarrollan una presión de parada alta, tienen una capacidad constante cuando son accionados por un motor, y están sujetas a atrapar vapor a condiciones de NPSH bajas. Las fugas a través del empaque deben ser consideradas, ya que los sellos de tipo mecánico no son aplicables a rodillos o símbolos. Ver MDP–02–P–10 para métodos de reducción de la pulsación del flujo.

10 BOMBAS ROTATIVAS Las bombas rotativas, como clase, normalmente se refieren a las bombas de desplazamiento positivo con elementos de bombeo rotativos tales como engranajes, tornillos, álabes y lóbulos. Sólo los tipos de engranaje y de tornillo se usan en un número significativo de servicios de refinería. Todas las bombas rotativas tienen estrechos espacios entre las partes móviles, lo cual posiblemente produciría la obstrucción del movimiento de las partes en


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servicios de altas temperaturas o desgaste cuando se requieren aleaciones por corrosión. Las bombas rotativas para aplicaciones de refinería están disponibles en rangos de 0.06 a 315 dm3/s (1 a 5000 gpm) y para presiones diferenciales de hasta 21000 kPa (3000 psi). Normalmente están limitadas a servicios con fluidos demasiado viscosos para ser manejados económicamente por bombas centrífugas o de otro tipo, tales como aceites combustibles pesados, lubricantes, grasas y asfalto. Las bombas rotativas que manejan líquidos por debajo de 21 mm2/s (100 SSU) pueden tener un desgaste excesivo y fugas internas. Este desgaste, debido a las propiedades lubricantes inadecuadas del líquido, es particularmente serio en aquellos diseños que tienen cojinetes internos, engranajes de cebado internos, o donde un elemento interno acciona otros elementos de bombeo. Las bombas rotativas no son aptas para manejar fluidos con cantidades apreciables de sólidos duros o abrasivos. Cuerpos con camisas de vapor están disponibles para servicios de alta viscosidad, tales como el de asfalto. Las bombas rotativas se usan en los dispensadores de gasolina, bombas de descarga de camiones (incluyendo GLP), etc., donde el requerimiento de factor de servicio es bajo, el diferencial de presión es bajo, se requiere auto–cebado ocasionalmente, y el mantenimiento usualmente consiste en la sustitución rápida de la bomba.

11 NOMENCLATURA (Ver MDP–02–P–02)


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TABLA 1. COMPARACION DE TIPOS DE BOMBAS Y TIPOS DE CONSTRUCCION: CARACTERISTICAS GENERALES Tipos de bombas y de construcción

Características resaltantes de construcción

Orientación N° usual usual de etapas

Requerimiento relativo de mantenimiento

Comentarios

Dinámica

La capacidad varía con el cabezal.

Centrífuga

Velocidad específica entre baja y media.

Horizontal

Tipo de proceso de una etapa y suspensión superior

Un apoyo impulsor después de los cojinetes.

Horizontal

1

Bajo

Tipo más común usado en los servicios de proceso.

Tipo de proceso de dos etapas y suspensión superior

Dos apoyos de impulsor después de los cojinetes.

“

2

Bajo

Para cabezales por encima de las capacidades de la bomba una etapa

Impulsor de una etapa entre cojinetes

Impulsor entre cojinetes; cuerpo dividido radialmente o axialmente.

“

1

Bajo

Para flujos altos hasta 330 m (1100 pie) de cabezal.

Químico

Estructura del cuerpo diseñadas con secciones delgadas debido al alto costo de las aleaciones; tamaños pequeños.

“

1

Medio

Niveles bajos de presión y temperatura.

Suspensión

Pasajes de flujo grandes, dispositivos de control de erosión.

“

1

Alto

Velocidad baja; espacio libre axial ajustable.

Encapsuladas

Bombas y motores encerrados en carca zas a presión; sin caja de estoperas.

“

1

Bajo

Límites de cabezal–capacidad bajos para los modelos usados en servicios químicos.

De múltiples etapas dividido horizontalmente

Boquillas usualmente en la mitad inferior del cuerpo.

“

Multi.

Bajo

Para niveles moderados de temperatura–presión.

De múltiples etapas tipo barril

El cuerpo externo cubre el bloque de diafragmas.

“

Multi.

Bajo

Para niveles altos de temperatura–presión.

Tipo de proceso de una etapa

Orientación vertical.

Vertical

1

Bajo

Tipo usado principalmente para aprovechar los requerimientos bajos de CNSP.

Tipo de proceso, de múltiples etapas

Muchas etapas, cabezal/etapa.

bajo

“

Multi.

Medio

Capacidad de cabezal alto, requerimientos bajos de CNSP.

En línea

Concebida para instalación en línea, como una válvula

“

1

Bajo

Permite lograr bajos costos de instalación y sistemas de tuberías simplificados.

Vertical


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TIPOS DE BOMBAS


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Tipos de bombas y de construcción

Características resaltantes de construcción

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Orientación N° usual usual de etapas

Requerimiento relativo de mantenimiento

Indice norma

Comentarios

Velocidad alta

Velocidades hasta 380 rps (23000 rpm), cabezales hasta 1770 m (5800 pie).

“

1

Medio

Costo atractivo para cabezal alto / flujo bajo.

Pozo

Cuerpo inmerso en pozo por conveniencia de instalación y facilidad de cebado.

“

1

Bajo

Bajo costo instalación.

De múltiples etapas, pozo profundo

Eje muy largo.

“

Multi.

Medio

Servicio de pozo de agua con accionador a nivel de suelo.

Axial (propela)

Impulsor tipo propela, usualmente de gran tamaño.

Vertical

1

Bajo

Pocas aplicaciones en plantas químicas y refinerías.

Turbina (regenerativa)

Impulsor acanalado; trayectoria de flujo como tornillo hacia afuera.

Horizontal

1,2

Mediano a Alto

Funcionamiento a flujo bajo/cabezal alto. Capacidad virtualmente independiente del cabezal.

Pistón, émbolo

Velocidades bajas; válvulas, cilindros, cajas de estoperas sujetas a desgaste.

Horizontal

1

Alto

Accionado por cilindros de máquinas de vapor o motores con caja de cigueñal.

Dosificadora

Unidades pequeñas con sistema de precisión para el control de flujo.

“

1

Medio

Tipos diafragma émbolo empacado.

Diafragma

Sin caja de estoperas; puede ser actuada neumática o hidráulicamente.

“

1

Alto

Usado para suspensiones químicas; diafragma propenso a falla.

Tornillo

1, 2 o 3 rotores de tornillo.

“

1

Medio

Para viscosidad alta, alto flujo y alta presión.

Engranaje

Ruedas de engranajes entrelazadas.

“

1

Medio

Para viscosidad alta, presión moderada, flujo moderado.

de

Desplazamiento positivo Reciprocante

y

Rotativas


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TIPOS DE BOMBAS


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TABLA 2. COMPARACION DE TIPOS DE BOMBAS Y ESTILOS CONSTRUCCION: CARACTERISTICAS DE FUNCIONAMIENTOS ESTOS DATOS SON SOLO TIPICOS. EXISTEN MUCHOS CASOS EXCEPCIONALES

TIPO DE BOMBA Y CONSTRUCCION

CAPACIDAD CABEZAL dm3/s MAX. (1) m

DINAMICA CENTRIFUGA HORIZONTAL UNA ETAPA SUSPENSION SUPERIOR DOS ETAPAS SUSPENSION SUPERIOR UNA ETAPAS IMPULSOR ENTRE COJINETES QUIMICA SUSPENSION DE SOLIDOS (SLURRY) ENCAPSULADA MULTIETAPAS DIVIDIDA HORIZONTALMENTE MULTIETAPAS TIPO BARRIL VERTICAL TIPO DE PROCESO EN UNA ETAPA MULTIETAPA EN–LINEA VELOCIDAD ALTA POZO MULTIETAPA POZO PROFUNDO AXIAL (PROPELA) TURBINA (REGENERATIVA) DESPLAZAMIENTO POSITIVO RECIRPOCANTES PISTON, EMBOLO DOSIFICADORA DIAFRAGMA

P2MAX. kPa

REQ. TIPICOS DE (NPSH). VISC. MAX. EFICIENCIA TOLERANCIA TEMP. MAX. m mm2 /s % DE SOLIDOS DE BOMBEO° C

1–320 1–75 1–2500 65 65 0.1–1250 1–700 1–550

150 425 335 73 120 1500 1675 1675

4100 4100 6800 1400 4100 68900 20100 41400

2–6 2–6.7 2–7.6 1–2.6 1.5–7.6 2–6 2–6 2–6

650 430 650 650 650 430 430 430

20–80 20–75 30–90 20–75 20–80 20–70 65–90 40–75

Mod. ALTA Mod. ALTA Mod. ALTA Mod. ALTA ALTA BAJA MEDIA MEDIA

455 455 205–455 (5) 205 455 540 205–260 455

1–650 1–5000 1–750 0.3–25 1.0–45 0.3–25

245 1830 215 1770 60 1830

4100 4800 3400 13800 1380 13800

0.3–6 0.3–6 2–6 2.4–12 (2) 0.3–6.7 0.3–6

650 430 430 109 430 430

20–85 25–90 20–80 10–50 45–75 30–75

MEDIA MEDIA MEDIA BAJA Mod. ALTA MEDIA

345 260 260 260

1–6500 0.1–125

12 760

1030 10300

2 (4) 2–2.5

650 109

65–85 55–85

ALTA MEDIA

65 120

205

1–650 0–1 0.1–6

345000 kPa (3) 51700 kPa 345000 34500 kPa 24100

3.7 4.6 3.7

1100 1100 750

55–85 20 20

MEDIA BAJA MEDIA

290 300 260

ROTATIVAS DE TORNILLO

0.1–125

20700 kPa 20700

3

260

0.1–320

3400 kPa

3

150 x 106 (6) 50–80 150 x 106 (6) 50–80

MEDIA

DE ENGRANAJES

MEDIA

345

3400

NOTAS: 91) NORMALMENTE NO SIMULTANEO CON EL CABEZAL MAXIMO (2) (3) (4) (5)

SE PUEDE REDUCIR A 3–3,66 m (10–20 pie) AGREGANDO UN INDUCTOR ° ° DEPENDIENTE DE LA RESISTENCIA DE LOS MATERIALES Y PUEDE SER MAYOR QUE 345000 kPa (50000 Psi) SUMERSION MINIMA DE PROPELA LIMITE DE 205 – 260 C (400–500 F) PARA CUERPOS DIVIDIDOS HORIZONTALMENTE, LIMITE DE 455 C (850 F) PARA CUERPOS DIVIDIDOS VERTICALMENTE. (6) VISCOSIDAD SSU. (7) FACTORES DE CONVERSION: PARA LLEVAR DE:

A:

MULTIPLIQUE POR:

dm3 /s m mm 2/s °C kPa

GPM Pie SSU °F Psi

15.8504 3.2808 4.6348 USE: °F = 1.8 x °C + 32 0.145


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TIPOS DE BOMBAS


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Fig 1. ILUSTRACION DEL TIPO DE CONSTRUCCION DE BOMBA CENTRIFUGA Y NOMENCLATURA DE SUS COMPONENTES

1–A BOMBA CENTRIFUGA DE PROCESO CON EXTREMO DE SUCCION SENCILLO, DE UNA ETAPA Y SUSPENSION SUPERIOR


PDVSA

TIPOS DE BOMBAS


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Fig 1. (CONT.)

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PDVSA

TIPOS DE BOMBAS


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Fig 1. (CONT.)

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PDVSA N°

MDP–02–P–06

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APROB.

PDVSA, 1983

TITULO

CALCULOS EN SERVICIOS DE BOMBEO

APROBADA


L.R.

PAG. REV. APROB.


ESPECIALISTAS


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Indice 1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 ANTECEDENTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 CAUDAL DE FLUJO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

5 CONDICIONES DE SUCCIÓN . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

6 PRESIÓN DE DESCARGA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

7

7 PRESIÓN DIFERENCIAL Y REQUERIMIENTOS DE CABEZAL . .

8

8 REQUERIMIENTOS DE ENERGÍA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

9

9 PROGRAMA DE CALCULO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

11

10 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

11


PDVSA


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1

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Indice norma

ALCANCE En este documento se presentan los cálculos típicos que aplican para el diseño y especificación de servicios de bombeo. Normalmente estos cálculos involucran: la estimación de la disponibilidad y los requerimientos típicos de Cabezal Neto de Succión Positiva NPSH a la entrada de la Bomba, El cabezal a ser suministrado por la bomba, Requerimientos de Potencia del servicio, condiciones de diseño, estimado de la presión máxima de succión y descarga y de el cabezal de la bomba a flujo cero “shutt–off” (ver Tabla 1 MDP–02–P–02).

2

REFERENCIAS PDVSA (Además de otros Documentos de este capítulo) MDP–01–DP–01,“Temperaturas de Diseño y Presión de Diseño” MDP–02–FF–01/06 “Flujo de Fluidos” Otras Referencias API STANDARD 610“Centrifugal Pumps for Petroleum, Heavy Duty Chemical, and Gas Industry Service”. Eighth Edition, August 1995. Maxwell, J. B. “Data Book on Hydrocarbons, Aplication to Process Engineering”

3

ANTECEDENTES Los cálculos aquí presentados están relacionados con los puntos 2 al 8 del procedimiento de diseño para servicios de bombeo presentado en el Documento MDP–02–P–02. El resto de los puntos o bien no involucra cálculos o han sido por conveniencia presentados en otra parte. Los cálculos de bombeo deben realizarse para las diferentes condiciones de flujo que se identifiquen y en el caso de existir derivaciones de flujo aguas abajo de la bomba se deben hacer los cálculos a través de los diferentes ramales para establecer cual de ellos limita el diseño, normalmente este es el circuito de mayor caída de presión dinámica, los otros circuitos ajustaran mediante valores mas altos de caída de presión en la válvula de control para operar a la presión de descarga requerida por el ramal controlante.

4

CAUDAL DE FLUJO El caudal de flujo volumétrico, Q, (a la temperatura de bombeo) puede ser calculado por una de las siguientes fórmulas: 1.

Si se conocen los requerimientos de flujo másico, W: Q + F 1 X Wńò c

Ec. (1)


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2.

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Indice norma

Si se conoce el caudal de flujo volumétrico en condiciones estándar, QS :

Q + QS X T

Ec. (2)

donde: En unidades métricas Q

=

W ρc

= =

Qs

= =

F1

5

=

Caudal de flujo volumétrico a la temperatura de bombeo Flujo másico Densidad del fluido a las condiciones de bombeo Caudal de flujo a cond. estándar (15°C y 101.325 kPa (60°F y 1 atm) Factor de expansión térmica, su valor puede obtenerse en “Maxwell Data Book on Hydrocarbons”. Factor que depende de las unidades usadas


dm3/s

gpm

kg/s kg/m3

lb/h lb/pie 3

dm3/s

gpm

103

0.1247

CONDICIONES DE SUCCIÓN Los criterios a utilizar para el cálculo de la presión de Succión de un servicio de Bombeo se dan en el punto 12 de el Documento MDP–02–P–02. Presión de Succión La Presión de succión de la bomba se calcula a partir de la presión de operación del recipiente de succión ,y calculando la diferencia total de presión entre el nivel de referencia en el recipiente y el nivel de referencia de la bomba. P1 = Po (del recipiente) + ∆P (recipiente –bomba)

Ec.(3)


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donde:

P1 Po DP

= = =

Presión de succión de la bomba. Presión en el recipiente de succión. Diferencia de Presión entre el nivel de referencia del Liquido en recipiente de succión y la entrada de la bomba (a su nivel de referencia).

En unidades métricas


kPa kPa kPa

psi psi psi

La diferencia de presión total entre el nivel de referencia del recipiente y el de la bomba se calcula según los métodos presentados en el capitulo de Flujo de Fluidos de este manual, Documentos MDP–02–FF–01/06, Tomando en cuenta la diferencia de alturas, las perdidas por fricción y el cabezal de aceleración, si fuera significativo. Presión Máxima de Succión La Presión Máxima de Succión se calcula mediante la siguiente ecuación: P1 max = Po max (recipiente)+ρc x g x ∆Hs/F3 x gc

Ec (4)

Donde:

P1max

=

Presión de Succión Máxima

DHs

=

g gc

= =

Presión de operación Máxima del Recipiente de Succión, normalmente es la presión de ajuste de la válvula de seguridad (si existe). Diferencia de altura entre el nivel de liquido alto del recipiente y el nivel de referencia de la bomba(600 mm=2 pie). Aceleración de la gravedad Constante dimensional

ρc

=

Densidad del líquido condiciones de operación

F3

=

Factor que depende de las unidades usadas

Po max

bombeado

a



kPa kPa

psi psi

m

pie

9.8 m/s2 103 kg kPa.m.s 2

32.2 pie/s2 32.2 lb.pie lbf.s2

kg/m3

lb/pie 3

1

144


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Cabezal Neto de Succión Positiva Disponible (NPSHD) La presión de succión se calcula partiendo del valor de la caída de presión en la línea de succión, según el método citado anteriormente. Para servicios que manejan líquidos directamente de recipientes que operan al punto de ebullición, la presión de vapor del líquido es la misma que la presión en el espacio de vapor del recipiente. Cuando la fuente de succión del líquido está a su presión de vapor y no ocurre un cambio significativo de temperatura en la línea de succión, tal como en los servicios de torres de destilación, un método de cálculo conveniente es simplemente restar las pérdidas de la línea de succión, convertidas en cabezal, del cabezal de elevación entre el nivel de líquido del recipiente y el nivel de referencia de la bomba: NPSH D + H S *

F 3 DR línea de succión gc òC g

Ec. (5)

NPSHD se puede también calcular convirtiendo el margen de presión a cabezal: NPSH D +

F 3 ǒP1 * P VǓ g C òC g

Ec. (6)

Esta fórmula es útil cuando la fuente de succión del líquido está a una presión por encima de Pv (a la temperatura real), tal como en los tanques de almacenamiento atmosférico. Donde:

NPSHD

=

DHs DP g gc

= = =

ρc

=

P1

=

Cabezal neto de succión positivo disponible Diferencia de altura entre el recipiente de succión y la bomba Caída de presión Aceleración de la gravedad Constante dimensional Densidad del líquido bombeado a condiciones de operación Presión de succión de la bomba



m

pie

m

pie

kPa 9.8 m/s2 103 kg kPa.m.s 2

psi 32.2 pie/s2 32.2 lb.pie lbf.s2

kg/m3

lb/pie 3

kPa

psi


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Pv

=

F3

=

Indice volumen

Presión de vapor del líquido a las condiciones de proceso Factor que depende de las unidades usadas

Indice norma



kPa

psi

1

144

Factor de Seguridad En un diseño conservador se agrega un margen de seguridad en el cálculo y en la especificación del NPSH disponible. Sin embargo, este margen tiende a incrementar el costo de la bomba y por lo tanto requiere una cuidadosa consideración. El factor de seguridad para los cálculos de NPSHD se define como sigue: S.F.

CNSP

+

NPSHP D calculado NPSHP D especificado

Ec. (7)

Se recomienda usar los siguientes valores en el diseño de servicios de bombeo: Servicio Condiciones de instalación muy bien definidas, como el rearranque de una unidad existente o un servicio de bombeo, con tubería existente. La mayoría de los diseños de servicios nuevos Agua de alimentación a caldera (asumiendo 20 minutos de capacidad de almacenamiento del deareador) Solvente pobre sulfolane

S.F.NPSH

1.00 1.10 1.25

1.25 Catacarb 1.60* Carbamato de amonio 2.00* * Consulte un especialista en máquinas para obtener datos de NPSHR de un suplidor de bomba con experiencia. Una vez que se ha aplicado un factor de seguridad adecuado en los cálculos de NPSHD, no se necesita un margen de seguridad entre el NPSHD de servicio y el NPSHR de la bomba seleccionada. Se recomienda en general un margen mínimo de 0.6 m (2 pies) entre el NPSHR y el NPSHD calculado (no el especificado), este es un criterio complementario que puede ser usado con el de el factor de seguridad. Cabezal Neto de Succión Positiva Requerido (NPSHR) Ver MDP–02–P–02 para una discusión sobre estimación de requerimientos de NPSH a partir de valores típicos, valores a otras condiciones , etc.


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6

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PRESIÓN DE DESCARGA Ver el punto 14 Presión de Descarga, del documento MDP–02–P–02, para los criterios que aplican al calculo de las condiciones de descarga. La presión de descarga de la bomba se calcula a partir de la presión de operación del recipiente de descarga, el cual es el recipiente de destino del fluido bombeado, recipiente de presión controlada o abierto a la atmósfera aguas abajo de la bomba. A la presión del recipiente de descarga debe adicionársele la diferencia de altura entre la bomba y el recipiente expresada en presión, las perdidas dinámicas del circuito (fricción + aceleración cuando no sean despreciables) y la caída de presión de la válvula de control. Las perdidas dinámicas incluyen las caídas de presión de líneas, intercambiadores, orificios de restricción y cualquier otro elemento entre la bomba y el recipiente de descarga y deberán ser calculadas mediante los métodos presentados en el Capitulo de Flujo de Fluidos de este Manual, Documentos MDP–02–FF–01/06. P2 = Po (recipiente) + ρc x g x ∆Hs/F3 x gc + ∆P(Din.) + ∆P(V.C.)

Ec.(8)

Donde:

P2

=

Po ∆Hs

=

g gc

= =

rc

=

DP(Din.) = DP(V.C.) = = F3

Presión de Descarga Presión de operación del Recipiente de Descarga. Diferencia de altura entre el nivel de liquido alto del recipiente de descarga y el nivel de referencia de la bomba(600 mm=2 pie). Aceleración de la gravedad Constante dimensional Densidad del líquido bombeado a condiciones de operación Caída de presión dinámica de la bomba al recipiente de descarga Caída de presión de la Válvula de Control Factor que depende de las unidades usadas



kPa kPa

psi psi

m

pie

9.8 m/s2 103 kg kPa.m.s 2

32.2 pie/s2 32.2 lb.pie lbf.s2

kg/m3

lb/pie 3

kPa

psi

kPa 1

psi 144

La Caída de presión de la válvula requerida puede escojerse así: DP (V.C) = 0.2 x ∆P(Din.) + Contribución del C.E.

Ec. (9)

C.E.= Cabezal Estático ρc x g x ∆Hs/F3 x gc C. E.

<1400 kPa

1400–2800 kPa

>2800 kPa


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Contribución del C.E.

7

0.1xC.E.

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140 kPa

0.05xC.E.

PRESIÓN DIFERENCIAL Y REQUERIMIENTOS DE CABEZAL Ver los criterios que aplican en MDP–02–P–02. La cantidad de energía que la bomba debe ser capaz de suministrar a cada unidad de masa del líquido por conversión en presión se define como requerimiento de cabezal porque las unidades de energía de entrada son equivalentes a las de una columna de líquido. energía x g c masa x g + cabezal Los requerimientos de cabezal se calculan convirtiendo el aumento en presión de la succión a la descarga a la altura de una columna equivalente de líquido bombeado, a las condiciones de bombeo: H +

F 3 DR gc òc x g

Ec. (10)

donde:

H

=

DP

=

ρc

=

g gc

= =

F3

=

Cabezal de presión desarrollado por la bomba Aumento de presión entre la succión y la descarga de la bomba (P2–P1) Densidad del fluido a las condiciones de bombeo Aceleración de la gravedad Constante dimensional Factor que depende de las unidades usadas



m

pie

kPa

psi

kg/m3

lb/pie 3

9.81 m/s2 103 kg kPa.m.s 2 1

32.2 pie/s2 32.2 lb.pie lbf.s2 144

Las presiones nominales de succión y descarga se usan para el Cálculo de presión diferencial y del cabezal. No es necesario reportar el cabezal en las Especificaciones de Diseño, ya que los valores necesarios para calcularlo, diferencial de presión y densidad absoluta, se especifican separadamente.


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Se debe tomar precaución para presentar el requerimiento de cabezal de la bomba y el NPSH disponible, ambos en términos del líquido bombeado, a las condiciones de bombeo, y no en términos de agua fría. Por ejemplo, cuando ∆P = 700 kPa (100 psi) para un fluido con una densidad absoluta de 750 kg/m3 (46.82 lb/pie3), H=

(700) 10 3 x = 95.2 m (312 pie) 750 9.8

Si la bomba estuviese manejando agua, el cabezal requerido para el mismo ∆P sería H=

(700) 10 3 x = 71.4 m (234.25 pie) 1000 9.8

Presión máxima de descarga Típicamente la caída de presión máxima se toma como un 120% de la normal y corresponde a la condición de cero flujo (Shut Off). P 2 max + P 1 max ) 1.2 x ǒP 2 * P 1Ǔ

8

Ec. (11)

REQUERIMIENTOS DE ENERGÍA Cálculo de Requerimientos de Energía Los requerimientos de energía de una bomba se calculan como sigue: Potencia hidráulica = Caudal de flujo másico x energía entregada al líquido/unidades de masa de líquido Potencia al freno, + PotenciaHidráulica Eficiencia

g PF + W X H X g EO X F 4 c

Ec. (12)

Substituyendo Q y ρc por W se obtiene: PF +

Q X òc X H g X g EO X F 5 c

Ec. (13)


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Si ∆P está disponible: PF + Q X DR F 6 X EO

Ec. (14)

donde: En unidades En unidades métricas inglesas PF W H

= = =

g gc

= =

Eo

=

Q

=

ρc DP

= =

F4

=

F5

=

F6

=

Potencia al freno Flujo másico de líquido Cabezal de presión desarrollado por la bomba Aceleración de la gravedad Constante adimensional Eficiencia global, incluyendo pérdidas hidráulicas y mecánicas Caudal de flujo volumétrico a condición de operación Densidad del flujo a condiciones Aumento de presión entre la succión y la descarga de la bomba Factor que depende de las unidades usadas Factor que depende de las unidades usadas Factor que depende de las unidades usadas

kW kg/s m

HP lb/h pie

m/s2 103 kg kPa.m.s 2

pie/s2 32.2 lb.pie lbf.s2

dm3/s

gpm

kg/m3 kPa

lb/pie 3 psi

1

1.98x10 6

1x10 3

246873.0

1x10 3

1714

Eficiencia La eficiencia global de la bomba incluye dos categorías de pérdida, hidráulica y mecánica. Las pérdidas mecánicas son causadas por la fricción en los cojinetes y en el sello del eje y son muy pequeñas con respecto a las pérdidas hidráulicas. Las pérdidas hidráulicas son causadas por turbulencia, fricción del revestimiento y del disco, y deslizamiento o fugas internas desde la zona de descarga de la bomba hacia la zona de succión. Las pérdidas hidráulicas son una parte tan grande de las pérdidas totales que las eficiencias hidráulica y global se pueden intercambiar para propósitos de diseño de servicio de bombas.


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En las Figuras 3 y 4 del documento MDP–02–P–02 se presentan valores de eficiencia para ser usados en Cálculos de potencia y para estimados de flujo mínimo permisible.

9

PROGRAMA DE CALCULO En la colección de programas PROCALC se encuentra disponible un programa para calculo automatizado de Bombas.

10 NOMENCLATURA Ver documento MDP–02–P–02.

PDVSA MANUAL DE DISEÑO DEL PROCESO BOMBAS

PDVSA N°

MDP–02–P–07

0

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REV.

FECHA

APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

CARACTERISTICAS DE COMPORTAMIENTO DE LAS BOMBAS CENTRIFUGAS


PAG. REV. APROB.

APROB. APROB. FECHA NOV.97

ESPECIALISTAS


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Indice 1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 FORMAS DE CURVA DE FUNCIONAMIENTO PROMEDIO . . . . . .

2

4 CAMBIO DE DIAMETRO DE IMPULSOR O VELOCIDAD . . . . . . . .

2

5 REDUCCION DE POTENCIA–VELOCIDAD VARIABLE VERSUS VELOCIDAD CONSTANTE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4

6 EFECTO DE VISCOSIDA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

5

7 NPSH Y CAVITACION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

5

8 VELOCIDAD ESPECIFICA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

5

9 CURVAS DESCENDENTES CABEZAL–CAPACIDAD . . . . . . . . . . .

6

10 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

7

REV. APROB.

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DESCRIPCION

PAG. REV.

APROB. APROB. FECHA


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ALCANCE Este Documento presenta información sobre las características de funcionamiento hidráulico de las bombas centrífugas. Esta información ayuda en el diseño de los sistemas de control de la bomba, en la modificación de bombas existentes y en la aplicación de bombas existentes para servicios de bombeo nuevos.

2

REFERENCIAS PDVSA GA–201, MID. Vol. 14

3

Centrifugal Pumps

FORMAS DE CURVA DE FUNCIONAMIENTO PROMEDIO La capacidad de cabezal, los requerimientos de potencia, la eficiencia y el requerimiento de NPSH de las bombas centrífugas varía con el caudal de flujo. La variación específica en la “forma de la curva” es diferente para cada bomba, pero las desviaciones del promedio tienden a ser pequeñas dentro de los tipos de bombas usadas más comúnmente en servicios de proceso. La Figura 1. muestra formas promedio de las curvas de los cuatro parámetros característicos. Esta Figura es útil para predecir la forma de curva típica y para estimar el efecto de un cambio de flujo sobre cada uno de los cuatro parámetros. Por supuesto que las curvas reales, en vez de las generalizadas de este tipo, deben ser usadas en el estudio de problemas con bombas existentes o de características conocidas. GA–201 especifica los valores mínimos y máximos permisibles para cabezal a flujo cero (shut off), como un porcentaje del cabezal en el punto nominal. El hecho de que los valores de las desviaciones de las características de funcionamiento de bombas específicas no coincida con los valores promedio de la Fig, 1, no se debe considerar como una deficiencia.

4

CAMBIO DE DIAMETRO DE IMPULSOR O VELOCIDAD La curva de características de cabezal–capacidad de una bomba centrífuga dada se puede alterar para que sirva para nuevos requerimientos de funcionamiento. El parámetro básico que se debe cambiar es la velocidad periférica del impulsor. La velocidad periférica se puede cambiar en la siguiente manera: 1.

Cambio de velocidad

a.

Con accionador de turbina, cambiando el ajuste del regulador de velocidad, dentro de los límites admisibles de velocidad de la bomba y las turbinas.

b.

Mediante el uso de un accionador de velocidad variable entre la bomba y su motor.

c.

Con accionador de motor, agregue o cambie la unidad de engranaje entre el accionador y la bomba.


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Cambio del diámetro del impulsor, en el rango permitido por el diseño de la bomba.

Las curvas de funcionamiento suministradas con las bombas nuevas a veces incluyen la predicción del funcionamiento a velocidades o diámetro de impulsores diferentes que el caso de diseño inicial. Cuando estos datos están disponibles, se pueden usar fácilmente para predecir el funcionamiento de la bomba una vez modificada. Cuando sólo esta disponible la curva “normal”, las leyes de afinidad pueden ser usadas para estimar el funcionamiento de la bomba modificada con una precisión razonable. Las leyes de afinidad para bombas dicen: 1.

El caudal de flujo (a cabezal constante) es directamente proporcional a la velocidad periférica.

2.

El cabezal total desarrollado (a caudal de flujo constante) es directamente proporcional al cuadrado de la velocidad periférica.

3.

Los requerimientos de potencia son directamente proporcionales al cubo de velocidad periférica (suponiendo eficiencia constante y variaciones relativamente pequeñas en los niveles de flujo y cabezal).

Por ejemplo, las Figuras 2. y 3. presentan el siguiente procedimiento. Use la Figura 1. para definir la curva de cabezal, típica de la bomba a velocidad de 100%, usando el punto de diseño original: 80 dm3/s (1250 gpm), 2650 kPa (385 psi). Ver Figura 2. Para 100% de velocidad o de diámetro de impulsor a cero flujo: nP = 3100 kPa (450 psi) Para 92% de velocidad o de diámetro de impulsor a cero flujo: nP = 3100 x (0.92)2 = 2620 kPa (380 psi) Para definir cualquier otro punto en la curva de velocidad al 92% siga hacia abajo desde la curva de 100% a un punto igual a nPx (0.92)2. A partir del punto 1 a 80 dm3/s (1250 gpm) y 2650 kPa (381 psi) de : nP = 2650 x (0.92)2 = 2240 kPa (325 psi) Luego proceda a la izquierda desde las curvas de velocidad de 100% a un punto igual al caudal de flujo x 0.92. Q = 80 x 0.92 = 7 dm3/s (1157 gpm) El punto 2 sería en la curva a 92% a 73 dm3/s (1157 gpm) y 2240 kPa (325 psi).


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Para la curva de PF(kW) la curva a 92% de velocidad o de diámetro del impulsor proceda hacia abajo desde el punto 3 sobre la curva de velocidad de 100% a un punto igual a PF x (0.92)3. PF(KW) = 300 x (0.92)3 = 234 kW (314 BHP) Luego proceda a la izquierda a un punto igual al caudal de flujo x 0.92. Q = 80 x 0.92 = 73 dm3/s (1157 gpm) El punto 4 estaría sobre la curva de 92% a 234 kW (314 BHP) y 73dm3/s. (1157 gpm)

5

REDUCCION DE POTENCIA–VELOCIDAD VARIABLE VERSUS VELOCIDAD CONSTANTE El siguiente ejemplo muestra la reducción del consumo de potencia que es posible lograr con operación a velocidad variable en vez de velocidad constante. Esta reducción de energía es ocasionalmente suficiente para justificar el uso de una turbina de velocidad variable en vez de un motor a velocidad constante, o el uso de un motor con una unidad para velocidad variable en vez de un motor de velocidad constante. La Figura 3. muestra la posible reducción de potencia basada en una aplicación de tubería. Suponga que la bomba opera a 100% de capacidad nominal y 100% de presión nominal, punto 1. La potencia gastada, PF1 en las curvas A y B sería aproximadamente la misma para la unidad de velocidad constante como para la unidad de velocidad variable, ya que la unidad de velocidad variable estaría operando a toda velocidad con deslizamiento mínimo. Sin embargo, si se desea reducir el flujo al 80% de la capacidad nominal, la presión en el punto 2 es todo lo que se requiere. Se puede emplear un accionador de velocidad variable para reducir la velocidad de la bomba a fin de formar una nueva curva de cabezal–velocidad que intersepte la curva característica en el punto 2 y así la bomba requeriría sólo el 73% de la potencia nominal, PF2. Si la unidad de bombeo fuera de velocidad constante, produciría un 110% de la presión nominal a 80% de la capacidad nominal, punto 3. La capacidad deseada se podría lograr sólo regulando la presión entre los puntos 3 y 2 ( H como se muestra). La potencia usada por la unidad de velocidad constante sería el 92% de la potencia nominal tal como se muestra en la curva A a PF3. Por lo tanto, se ahorra considerable energía mediante la regulación a todas las capacidades por debajo de la máxima. La explicación de la diferencia de requerimientos de potencia que se indican en las curvas A y B de la Figura 2. reside principalmente en el hecho de que la regulación en la válvula de control consume una cantidad significativa de la potencia del accionador. Los requerimientos de energía se determinan por tres


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factores: la capacidad, el cabezal y la eficiencia de la bomba. Cuando la velocidad se reduce, la eficiencia de la bomba permanece prácticamente constante, y la reducción tanto en la capacidad como en el cabezal produce una disminución rápida de la potencia al freno. A velocidad constante y flujo parcial, el efecto del flujo reducido en la ecuación de potencia es parcialmente neutralizado por el incremento en el cabezal y la disminución de la eficiencia de la bomba, por lo tanto, se produce una reducción en la potencia que es relativamente pequeña en comparación con la del arreglo de velocidad variable. Si se usa una turbina de velocidad variable para lograr el cambio de velocidad, virtualmente toda la reducción de consumo de potencia resulta en un ahorro de energía del accionador. Sin embargo, en el caso de unidades hidráulicas y electromagnéticas reductoras de velocidad una parte de la energía ganada es consumida por el reductor de velocidad, gastada en calor. Por lo tanto, toda la energía ahorrada no está disponible para crédito económico. Las desventajas de usar velocidad variable como mecanismo de control son: 1.

Costo de capital mayor, debido a la necesidad de una unidad de velocidad variable o de un regulador de velocidad de turbina más costoso.

2.

Menor confiabilidad y costos mayores de mantenimiento para el sistema de control variable que para para un sistema de válvula de control.

Otro método para obtener un control arranque–parada de unidades múltiples.

6

económico es con operación

EFECTO DE VISCOSIDAD La alta viscosidad tiene un efecto negativo en el funcionamiento de una bomba centrífuga. Cuando la viscosidad aumenta, la capacidad de cabezal y la eficiencia disminuyen. Los datos para predecir el efecto de viscosidad se presentan en la Figura 4. En el caso de servicios para los cuales se requerirán bombas nuevas, el suplidor de la bomba debe tomar en cuenta el cambio de viscosidad para el diseño de la bomba; el diseñador de servicio necesita sólo especificar el rango de viscosidad anticipado.

7

NPSH Y CAVITACION (Ver MDP–02–P–04)

8

VELOCIDAD ESPECIFICA La velocidad específica es un parámetro usado para describir el tipo de diseño de impulsor usado. Es la velocidad en rpm a la que un impulsor geométricamente similar estaría girando si fuera de un tamaño tal para desarrollar una capacidad de un gpm contra un cabezal de un pie. La velocidad específica se relaciona con


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la velocidad de la bomba, la capacidad y el cabezal tal como se presenta a continuación: Ns +

F 7 N x Q1ń2 H3ń4

Ec. (1)

donde: En En unidades unidades métricas inglesas Ns

=

Velocidad específica del impulsor

rev/s

rpm

N

=

Velocidad rotativa de la bomba

rev/s

rpm US gpm

Q

=

Caudal de flujo volumétrico

dm3/s

H

=

Diferencia neta de cabezal

m

pie

F7

=


1.63

1

Una bomba produciendo un cabezal alto a un flujo relativamente bajo tiene una velocidad específica baja; esto es característico de una bomba “centrífuga” pura. Una bomba que produce un cabezal bajo a un caudal de flujo relativamente alto tiene una velocidad específica alta, la cual es característica de una bomba tipo axial (o “de propela”). Los valores típicos para velocidades específicas de impulsores “centrífugos” varían desde 8 hasta 67 rps (500 a 4000 rpm); para impulsores de flujo mixto, de 67 a 170 rps (4000–10000 rpm); y para impulsores de flujo axial o propelas de 170 a 270 rps (10000–16000) (por etapa).

9

CURVAS DESCENDENTES CABEZAL–CAPACIDAD Las curvas descendentes cabezal–capacidad son causadas por turbulencia extrema interna a caudales de flujo cercanos al de parada debido al diseño físico de la bomba. Los álabes del impulsor de la bomba y los ángulos del difusor son diseñados para obtener su máxima eficiencia cerca o al caudal de flujo requerido. La desviación de ese caudal de flujo incrementa la turbulencia, causando una reducción en la eficiencia de la bomba. En algunos diseños de bombas la turbulencia se vuelve excesiva a flujo muy bajo, disminuyendo el cabezal neto producido y causando un “descenso” en la curva. Las bombas que son especialmente propensas a formas de curvas descendentes son aquellas con las siguientes características: 1.

Construcción con difusor de álabes

2.

Impulsor con álabes radiales o casi radiales

3.

Bombas de alta velocidad


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4.

Impulsor diseñado para requerimiento de NPSH bajos

5.

Bombas con cabezal muy alto por etapa.


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Fig 1. CURVAS CARACTERISTICAS PROMEDIO PARA BOMBAS CENTRIFUGAS


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Fig 2. CALCULO DE FUNCIONAMIENTO A VARIAS VELOCIDADES PERIFERICAS


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Fig 3. COMPARACION DE ACCIONADORES DE VELOCIDAD CONSTANTE Y VARIABLE

PORCENTAJE DE POTENCIA NOMINAL

PORCENTAJE DE CABEZAL NOMINAL DE BOMBA


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Fig 4. FACTORES DE CORRECCION POR VISCOSIDAD EN BOMBAS CENTRIFUGAS

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PDVSA MANUAL DE DISEÑO DEL PROCESO BOMBAS

PDVSA N°

MDP–02–P–08

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APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO

APROBADA


L.R.

PAG. REV. APROB.


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BOMBAS DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO Indice manual

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Indice 1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 ILUSTRACIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

5 BOMBAS RECIPROCANTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

6 NPSH . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4

7 BOMBAS DOSIFICADORAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

8

8 BOMBAS DE DIAFRAGMA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

10

9 BOMBAS ROTATIVAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

10

10 BOMBAS DE TURBINAS REGENERATIVAS . . . . . . . . . . . . . . . . . .

15

11 VALVULAS DE ALIVIO DE LA PRESION DE DESCARGA . . . . . . .

17

12 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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ALCANCE Esta subsección presenta detalles adicionales acerca de otros tipos de bombas diferentes de las centrífugas, que se aplican comúnmente en los servicios de plantas de proceso. Los tipos discutidos caen todos en la categoría de desplazamiento positivo, con excepción del tipo de turbina regenerativa. Sólo se presentan los puntos pertinentes al diseño de servicio que difieren apreciablemente de la práctica para bombas centrífugas.

2

REFERENCIAS Prácticas de Diseño (aparte de los otros documentos de esta sección) MDP–08–SG–01/05

Seguridad en el Diseño de Plantas

MID–PDVSA GA–202 N–251 N–268

N–269

Bombas de Desplazamiento Positivo Technical Specification for TEFC Squirrel Cage Induction Motors 500 HP and Below General Purpose Application of API 541 Form–wound Squirrel–cage Induction Motors 250 Horsepower and Larger Special Purpose Application of API 541 Form–wound Squirrel–cage Induction Motors 250 Horsepower and Larger

Otras Referencias Perry’s Chemical Engineers Handbook–Section on Pumping of Liquids and Gases

3

DEFINICIONES La bomba rotativa es una bomba de desplazamiento positivo que suministra potencia de presión al líquido por rotación de engranajes, tornillos, levas, algunos tipos de émbolos, álabes, lóbulos o elementos similares (no impulsores centrífugos) y produce un flujo esencialmente no pulsante. El desplazamiento es la filtración de flujo en una bomba desde la zona de presión de descarga de regreso hacia la zona de presión de entrada.

4

ILUSTRACIONES Ilustraciones de tipo de bombas, estilos de construcción y nomenclatura de componentes se pueden encontrar en “Perry’s Chemical Engineers’s Handbook, Section on Pumping of Liquids and Gases”. El apéndice de este documento contiene ilustraciones complementarias.



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BOMBAS RECIPROCANTES Situaciones de Aplicación Las bombas reciprocantes se aplican en muy pocos servicios en plantas modernas de proceso. Algunos ejemplos de situaciones en las que se aplican son: 1.

Cabezal alto, con capacidades en el intervalo 0.06–1.3 dm3/s (1–20 gpm), en esta condiciones el alto mantenimiento de la bomba reciprocante dada se justifica por la baja eficiencia de la alternativa con una bomba centrífuga adecuada.

2.

Remoción de condensado de tambor separador de chimenea, donde se combina manejo de vapor y caudal de flujo bajo.

3.

Servicios de alimentación de carbamato y amonio a plantas de urea.

4.

Bombeo de líneas en plantas de lubricantes para evitar solidificación durante la parada.

5.

Fondos de alquitrán del fraccionador primario del craqueador con vapor, bomba de reserva alterna para flexibilidad a altas viscosidades.

Estilos de Construcción Bombas de Vapor de Acción Directa – Este tipo de bomba consiste en un extremo cilíndrico para vapor en línea con un extremo cilíndrico para líquido, con una conexión con barra recta entre el pistón de vapor y el pistón de la bomba o el émbolo. Las bombas de vapor de acción directa se arreglan como unidades simples (un cilindro para vapor y uno para líquido) o dobles (doble de lado y lado). Las unidades dobles normalmente se usan para capacidades mayores y para reducir las pulsaciones de flujo por debajo de la de una simple. Las bombas dobles están interconectadas con válvulas de vapor de modo tal que un lado está bombeando cuando el otro lado alcanza el final de su embolada. Casi todas las bombas de vapor son de diseño de barra y pistón y de doble acción, es decir, cada lado bombea en cada embolada. Por lo tanto, una bomba duplex tendrá 4 recorridos de bombeo por ciclo. Las bombas de vapor de acción directa son aplicables a operaciones de capacidad variable mediante el uso de una válvula de control en la línea de suministro de vapor a la bomba. Bomba de Potencia – Este tipo de bomba convierte el movimiento rotativo en movimiento recíprocamente de baja velocidad a través de engranajes de reducción de velocidad, un eje de cigüeñal, barras de conexión y un cabezal de cruce de recorrido. Este cabezal acciona los émbolos o pistones. Los extremos para líquido de las unidades de más baja presión y más alta capacidad tienen una




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construcción del tipo barra y pistón, similar a la de las bombas de vapor de doble acción. Las unidades de mayor presión son usualmente émbolos de una sola acción. Los tipos más comunes de este modelo usan tres émbolos. Con tres o más émbolos, la pulsación del flujo se reduce sustancialmente en comparación con la de las bombas simples y dobles. Las bombas de potencia tienen una eficiencia alta y pueden desarrollar presiones muy altas, comúnmente son accionadas por motores eléctricos, pero también son aptas para ser accionadas con turbinas. Con la construcción tipo émbolo, el empaque de la caja de estopera tiene el diámetro completo del émbolo. Las bombas de potencia son costosas y raramente se justifica usarlas en lugar de las centrífugas con base en criterios de eficiencia, en servicios donde estas últimas se pueden usar. Este tipo de bomba con frecuencia se puede justificar sobre las bombas reciprocantes de vapor en servicios de operación continuo debido a los requerimientos altos de vapor de la bomba de vapor de acción directa (a menos que el vapor efluente sea valioso). Número de Cilindros Paralelos – Consulte a los especialistas de maquinarias para determinar si se debe usar una construcción simple, doble o triple, y si este detalle se debe especificar. Sensibilidad a la Viscosidad, Densidad, Sólidos El caudal de flujo efectivo de bombas reciprocantes disminuye cuando la viscosidad aumenta debido a que la velocidad se debe reducir. La presión diferencial generada por las bombas reciprocantes es, al contrario de la de las bombas centrífugas, independiente de la densidad del fluido. Depende solamente de cuanta fuerza se ejerce sobre el pistón. Por lo tanto, si las bombas reciprocantes desarrollaran un aumento de presión de 3450 kPa (500 psi) con una densidad de líquido de 500 kg/m3 (31lb/pie3), desarrollarán este mismo aumento de presión con una densidad de líquido de 1000 kg/m3 (62.4 lb/pie3). El cabezal por supuesto se reduce a la mitad en este caso, sin cambio alguno en la capacidad. Las bombas reciprocantes se aplican para servicios de lodos y suspensiones, donde otros tipos son inoperables o no confiables. Los requerimientos de mantenimiento en estos servicios pueden ser altos debido al desgaste de la válvula, el cilindro, la barra y del empaque, pero la mayor confiabilidad que se logra justifica su selección.

6

NPSH Reducción de NPSHD Debido a Pulsación de Flujo – La pulsación de flujo a lo largo de la tubería de succión de una bomba reciprocante es acompañada de una aceleración cíclica de la parte de líquido que se mueve en la tubería. La energía requerida para esta aceleración reduce el NPSH disponible en la succión de la


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bomba. El NPSHD se calcula en la misma forma que para las bombas centrífugas y para todos los tipos restantes de bombas, con la excepción que el cabezal de aceleración, Ha, se debe sustraer del valor calculado en flujo estacionario para obtener el valor efectivo. El flujo de la línea de succión con una bomba simple cambia desde cero flujo hasta aproximadamente un 125% de flujo promedio durante aproximadamente el 10% del ciclo de recorrido, después del viaje de regreso del pistón Émbolo. El líquido en la línea de succión debe por lo tanto ser acelerado en 0.1 segundos cuando una bomba se opera a 60 emboladas por minuto. A continuación se presentan las tolerancias para el cabezal de aceleración (en metros) para bombas simples manejando fluidos de viscosidad baja, las cuales están basadas en datos de prueba desarrollados por constructores de bombas reciprocantes. Cabezal de Aceleración de Líquido en la Línea de Sección para Bomba Simple a 60 emboladas/min Velocidad Promedio de Línea de Succión

Longitud de la Línea de Succión, m 7.6m (25 pie)

15m (50 pie)

23m (75 pie)

30m (100 pie)

m/s

pie/s

m

pie

m

pie

m

pie

m

pie

0.15

0.5

0.52

1.7

1.00

3.3

1.52

5.0

1.98

6.5

0.30

1.0

1.00

3.3

1.98

6.5

3.00

9.8

3.96

1.3

0.60

2.0

1.98

6.5

3.96

13

5.94

19.5

7.92

26

Use 40% de los valores anteriores para bombas de vapor dobles y bombas de potencia dobles y triples. Multiplique los factores anteriores por el cociente del número de emboladas reales por minuto divididas por 60. Para bombas de potencia, multiplique los factores anteriores por la relación de rps reales divididos por 0.5 (rpm divididos por 30.) La longitud de la línea de succión es en metros (pies) reales, no en longitud equivalente. En la tabla anterior se evidencia que son necesarias líneas de succión cortas, dimensionadas para velocidades de flujo muy bajas para evitar grandes reducciones en el NPSHD debido al cabezal de aceleración. Requerimiento de Bombas Cuando las bombas de vapor experimentan cavitación, el movimiento reciprocante se vuelve errático debido al incremento breve de velocidad y a la longitud irregular de las emboladas, “las emboladas cortas”, las cuales a su vez hacen que el flujo se vuelva errático. Cuando las bombas de potencia experimentan cavitación, la velocidad y la longitud de la embolada no se afectan significativamente, pero la formación intermitente de


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vapor y las implosiones causan una operación mecánica ruidosa y accidentada; el caudal de flujo es errático y el caudal de flujo promedio disminuye. Es posible operar a esta condición por períodos prolongados, pero los requerimientos de mantenimiento aumentan. El requerimiento de NPSH de una bomba reciprocante incluye la pérdida de presión por fricción desde la brida de entrada hasta el cilindro y esta influenciado por la velocidad del líquido a través de la válvula de succión, el peso de la válvula, y el resorte que da peso en la válvula. Un requerimiento de NPSH típico de una bomba reciprocante aplicada económicamente es 3.6576 m (12 pie). Requerimientos de 2.4 a 3 m (8 a 10 pie) también son posibles seleccionando una bomba más grande y de menor velocidad, de mayor costo, para obtener el área de válvula adicional para una capacidad dada. Las bombas de potencia normalmente operan a mayor velocidad que las bombas de vapor y con velocidad mayor en la válvula (debido al área limitada de la válvula), mayor carga del resorte de la válvula (para acción rápida) y mayores requerimientos resultantes de NPSH. Presión de Descarga Máxima Para el caso de la bomba de vapor de acción directa la presión máxima de descarga es función del tamaño de los cilindros seleccionados para el líquido y el vapor y de la presión diferencial del vapor a través de la bomba: DP de fluido máxima +

(Diám. del cilindro para vapor) 2 x Diferencial de presión (Diám. del cilindro para líquido) 2 del vapor máxima

Los diámetros de los cilindros para vapor se seleccionan del tamaño estándar inmediato superior con el resultado de que se pueden desarrollar normalmente presiones en el extremo de líquido entre 130 a 150% de la presión diferencial de operación a las condiciones de parada. El DP máximo para el fluido se agrega a la presión de succión máxima para obtener la presión de diseño del extremo del fluido. Siempre se aplican válvulas de seguridad en la descarga de bombas reciprocantes para limitar la presión máxima de descarga. La válvula de seguridad se debe especificar en las especificaciones de diseño. Capacidad de Flujo de Bombas Selección del Modelo – Los modelos de bombas se seleccionan durante la ingeniería de detalle para ajustarse al caudal de flujo nominal especificado. La Tabla 1 resume, para conocimiento del diseñador, los caudales de flujo de varios tamaños y velocidades de bomba. Control – Con una bomba de potencia, el control de la capacidad usualmente se logra recirculando el exceso de flujo no requerido en el circuito externo hacia la


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succión. Si el flujo máximo requerido es mayor que el flujo normal, la bomba se debe dimensionar para el flujo máximo. Normalmente se especifica que la bomba se selecciona en base a eficiencias volumétricas no mayores del 90%. El control de la recirculación se debe diseñar bajo la hipótesis de que la bomba puede operar a 100% de eficiencia volumétrica cuando está en buenas condiciones. El control de reciclo presenta dos problemas cuando la presión diferencial del servicio es muy alto: 1.

Falla de la válvula de reciclo en la dirección abierta expone el sistema de succión a un flujo de retorno a la presión de descarga.

2.

La válvula de control del desvío tiende a ser de una abertura muy pequeña susceptible a bloqueo y erosión.

Para evitar estos problemas, la velocidad variable debe ser considerada como un sistema de control alterno cuando el diferencial de presión es muy alto. Requerimientos de Servicios Eficiencia y Requerimientos de Potencia para propósitos de diseño de servicio, las eficiencias mecánicas de las bombas de vapor de acción directa se pueden suponer que sean los valores máximos especificados en la Tabla 2 del documento MDP–02–P–02. Los estimados de eficiencia mecánica para bombas de potencia son los siguientes: Potencia transmitida al flujo

Eficiencia aproximada (%)

kW

HP

Hasta 3.5

hasta 5

55

5.5 – 11

7.5 – 15

60

15 – 30

20 – 40

70

37.5 – 75

50 – 100

80

92.5 y más

125 y más

85

Tanto para las bombas de vapor de acción directa como para las bombas de potencia, se debe usar un factor de corrección de eficiencia mecánica de 0.9 cuando la viscosidad excede 860 mm2/s (4000 SSU). PF + donde:

Q x DP F 6 x 0.9 x EF. Mecánica

Ec. (1)


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PF

=

Potencia al freno

kW

HP

DP

=

Aumento de presión entre la descarga y la succión de la bomba

kPa

psi

Q

=

Caudal de flujo volumétrico a condiciones de operación

dm3/s

gpm

F6

=


1000

1714

Vapor para los Cilindros de Vapor – El diámetro del cilindro se puede estimar a partir de la Tabla 1 y de la Figura 1. El caudal de vapor se presenta en la Figura 2. Agua de Enfriamiento para Bombas – Los siguientes caudales son aproximados: Hasta 120°C (250°F), 0.06 dm3/s (1 gpm) (0.03 dm3/s (0.5 gpm) para cada prensa–estopera) Por encima de 120°C (250°F), 0.3–0.6 dm3/s (5–9 gpm) (+0.13 dm3/s (2 gpm) adicional por cada camisa de caja de estopera).

7

BOMBAS DOSIFICADORAS Generalidades Las bombas dosificadoras son bombas de desplazamiento positivo diseñadas para control preciso de caudales de flujo muy bajos. El rango de caudales de flujo va desde 0.006 hasta 0.6 dm3/s (0.1 a 10 gpm). Algunos modelos están disponibles para capacidades de hasta 2.2–2.5 dm3/s (35–40 gpm), pero no son necesariamente tan atractivas como los otros tipos disponibles. La precisión en el flujo se puede mantener en + 1.5%. El tamaño del accionador raramente excede 3.5 kW (5 HP). Los sistemas de control para bombas dosificadoras se diseñan con frecuencia para controlar la relación o la proporción de aditivos inyectados en las corrientes principales de flujo. Frecuentemente se llaman bombas “proporcionantes” y de “volumen” controlado. Dos tipos de construcción se usan ampliamente: émbolo empacado y diafragma. El primero se arregla como una versión pequeña de una bomba convencional de émbolo de las grandes con la caja de estoperas expuesta al líquido bombeado. La segunda usa una barrera hidráulica de aceite entre el émbolo reciprocante y un diafragma impermeable que a su vez está en contacto con el líquido bombeado. Con este último estilo, la caja de estoperas trabaja en aceite lubricante, y no ocurren fugas del líquido de proceso.




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Virtualmente siempre se selecciona un motor eléctrico como accionador. Se pueden considerar los mismos criterios de diseño para una bomba proporcionante que para una bomba reciprocante de un motor más grande excepto por las modificaciones que se indican a continuación. La variación de capacidad normalmente se logra mediante el reajuste manual del recorrido del pistón. Se dispone de controles para: 1.

Reajuste automático del recorrido

2.

Reajuste manual remoto del recorrido

El flujo pulsante de la bomba dosificadora normalmente impide el uso de indicadores o medidores de flujo convencionales. Donde sea necesario calibrar, o rechequear la capacidad de ajuste, se debe colocar en la línea de succión de la bomba un pequeño recipiente o “columna de calibración”. Una aplicación común de bombas dosificadoras es la inyección de soluciones químicas para tratamiento de agua en las líneas de alimentación de agua de calderas o directamente en los tambores de las calderas. Se deben usar para servicios limpios a fin de evitar taponamiento y ensuciamiento de la válvula. El NPSHR para bombas proporcionantes es en el orden de 5 m (15pie) mínimo. Es importante tener líneas de succión sobredimensionadas y cortas, para servicios de NPSHD bajo. La eficiencia típica es de 20%. Los efectos de la viscosidad sobre los requerimientos de potencia se pueden ignorar. Las conexiones de las boquillas y las válvulas de las bombas dosificadoras son pequeñas y están sujetas a taponamiento o ensuciamiento de válvula cuando en el líquido están presentes partículas sólidas, por lo tanto, este tipo de bomba se limita a servicios limpios o filtrados. Los modelos de bombas de émbolo se seleccionan normalmente con diámetros de émbolo grande para asegurar una eficiencia volumétrica consistente, y para velocidades de recorrido bajas a fin de lograr una vida larga de las empacaduras y una cavitación mínima en la succión. Válvulas Reguladoras de Presión Aguas Arriba La operación y el tiempo de servicio de las válvulas de descarga de las bombas dosificadoras tiende a ser más pobre si la presión de descarga no excede la presión de succión en más de 70 kPa (10 psi). En casos donde la presión de succión puede exceder la presión de descarga debido a una gran elevación del recipiente de succión, puede producirse un derrame de flujo a través de la bomba desde la succión a la descarga con la bomba parada. Ambas condiciones se pueden prevenir mediante una válvula reguladora de presión aguas arriba que se puede especificar para ser suministrada por el suplidor.



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BOMBAS DE DIAFRAGMA Las bombas de diafragma son bombas de desplazamiento positivo que operan por movimiento periódico de un diafragma flexible. Sus principales ventajas son la ausencia de cajas de estoperas y su tolerancia considerable a suspensiones abrasivas. Las principales desventajas son que producen un flujo pulsante y requieren un mantenimiento de las válvulas relativamente alto,así como del diafragma y del mecanismo regulador del tiempo de pulsación. Los límites de cabezal–capacidad de las bombas de diafragma son aproximadamente de 300 m (1000 pie) y 6 dm3/s (100 gpm). El diafragma se flexiona por presión del fluido pulsante por el lado del “accionador”. Se usa con mucha frecuencia aire comprimido, pero también es posible usar vapor y sistemas hidráulicos de aceite. La presión del accionador se diseña usualmente para pulsar entre 0 y 105 kPa (0 y 15 psi) por encima del nivel de presión de descarga promedio del sistema con el líquido de proceso. Las bombas de diafragma no encuentran aplicación en los servicios de procesos de refinería, pero se usan para suspensiones de plantas químicas demasiado corrosivas o abrasivas para cualquier otro tipo de bomba.

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BOMBAS ROTATIVAS Tipos Aplicados Una amplia gama de bombas rotativas están disponibles comercialmente y se aplican en los procesos industriales. Los tipos usados en los servicios de líquido de proceso son, sin embargo, generalmente limitados a bombas de engranajes externos y bombas de tornillos. Los tipos de álabes deslizantes y de engranajes internos encuentran aplicación en servicios de aceite hidráulico y de productos de petróleo a bajas capacidades, pero raramente para servicios en plantas de proceso. Comparación entre Tipo de Engranajes y Tipo Tornillo La Tabla 2 presenta una comparación de los tipos de bombas de engranajes y tornillo más comúnmente aplicadas. En el campo de aplicación por debajo de los siguientes rangos: de 40 a 65 dm3/s (650 a 1000 gpm), 21600 mm2/s (0.1x106 SSU) y 2400/3450 kPa (350/500 psi) (diferencial) de presión, ambos tipos de engranajes y de tornillo resultan aplicables. Dentro de los rangos indicados, las bombas de engranaje tienen las ventajas de tener un costo que está entre un 50 y un 65%del costo de las bombas tipo tornillo, (debido principalmente a las operaciones de labrado más sencillas) y de ser ligeramente más eficiente. Las bombas de tornillo tienen la ventaja de mayor tolerancia a la presencia de sólidos, menor sensibilidad a condiciones de succión de flujo mixto y causan menos esfuerzo cortante sobre el líquido, lo cual es una ventaja con líquidos sensibles a esfuerzo cortante.




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En su campo de aplicación por encima del rango de la bomba de engranaje, las bombas de tornillo ofrecen un flujo más pausado, menor mantenimiento y menor costo que las bombas reciprocantes de capacidad comparable. Sin embargo, tienen menor eficiencia y un límite más bajo de presión diferencial que las bombas reciprocantes. Bombas de un Solo Tornillo para Sólidos en Líquido (Moyno) La bomba “MOYNO” de un solo tornillo es un tipo especial de bomba de tornillo para manejar suspensiones con partículas relativamente grandes. El diseño de la bomba permite una mínima fractura de las partículas y muy pocos daños por abrasión en la bomba. Se usa extensivamente en la industria de procesamiento de alimentos y en la industria química en mezclas sólido/líquidas que son abrasivas o requieren un manejo delicado de las partículas de sólidos. Se pueden manejar partículas desde 2 hasta 30 mm (0.08 a 1.25 pulg) de diámetro mediante varios tamaños de bombas. Se pueden manejar viscosidades hasta 216000 mm2/s (1x106 SSU); capacidades entre 0.01–31 dm3/s (0.2–500 gpm). Las temperaturas se limitan a 95°C (200°F) para recubrimientode estator de goma y 205°C (400°F) para recubrimientos de estator de acero inoxidable. Rango de Viscosidad La razón principal para usar bombas rotativas en vez de centrífugas es la de tomar ventaja de su capacidad de alta viscosidad. Una segunda razón para usar bombas rotativas es la simplicidad y la eficiencia en manejar caudales de flujo demasiado bajos para hacer económica la aplicación de bombas centrífugas. En el segundo caso, la viscosidad baja a veces influencia el diseño de las bombas rotativas. La importancia de la viscosidad en el diseño de bombas rotativas se puede resumir como sigue:


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Viscosidad


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Importancia

mm2/s

SSU

1.6–7.3

32–50

Nivel práctico mínimo; diseño normal con conjinetes limitado a presión diferencial de 400–700 kPa (60–100 psi).

7.3–32

50–150

Diseños especiales con capacidad hasta 2750 kPa (400 psi) de presión diferencial.

32–43

150–200

Diseño normal con capacidad hasta 1030 kPa (150 psi) de presión diferencial.

43–75

200–350


75–109

350–500


109

500

Por debajo de este nivel, se recomiendan las centrífugas donde así el flujo lo permita; por encima de este nivel, las rotativas resultan preferiblemente frente a las centrífugas.

>109

>500

Diseños especiales disponibles hasta 4830–6900 kPa (700–1000 psi) de presión diferencial, algunos para servicios tan altos como 24100 kPa (3500 psi).

130–640

600–3000

Rango para eficiencia máxima de bombas de tornillo.

21600 hasta 34 x 106

0.1 1 x 106 hasta 150 x 106

Ver Tabla 2.

Las bombas rotativas que manejan líquidos de alta viscosidad se deben operar a velocidades reducidas y, por lo tanto, tienen caudales de flujo reducidos. La siguiente tabla ilustra la reducción de velocidad necesaria:





Viscosidad mm2/s

SSU

220 1100 2160 4320 10800 21600

1000 5000 10000 20000 50000 100000

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% Velocidad 100 100 90 75 60 50

Es importante que la viscosidad máxima se use para el cálculo de presión de succión de la bomba y del NPSHD. Para viscosidades mayores a 1100mm2/s (5000 SSU), se debe consultar a los especialistas de máquinas para obtener datos actualizados de NPSHR de suplidores. Las bombas diseñadas para operación a viscosidad muy alta están provistas de entradas diseñadas especialmente, incluyendo “embudos” grandes de entrada de tope para reducir el NPSHR. Además del nivel de viscosidad, la manera en que la viscosidad cambia con la tasa de esfuerzo cortante, es decir, el comportamiento no–Newtoniano, afecta la selección y el diseño de la bomba. Los líquidos con viscosidades por encima de 108000 mm2/s (0.5 x 106 SSU) son típicamente no–Newtonianos. Los datos de tasa de esfuerzo cortante se deben por lo tanto incluir en las Especificaciones de Diseño para evitar errores de aplicación de bomba y deficiencias en su funcionamiento. Limitaciones de Presión y Temperatura Las bombas de engranaje de construcción normal y de diseño especial son comúnmente aplicadas hasta 3450 kPa (500 psi) de presión diferencial y 3450 kPa man. (500 psig) de presión de descarga. Las bombas de tornillo están disponibles para valores tan altos como 17200–24100 kPa man (2500 a 3500 psig). Para el diseño de servicio de cualquier bomba rotativa con una presión diferencial mayor de 4800 kPa (700 psi), se deberían obtener datos de diseño y aplicación de los modelos disponibles por consulta a los especialistas en máquinas. La mayoría de los modelos de bombas rotativas se limitan a 175°C (350°F) de temperatura de operación nominal, debido al uso de cojinetes internos. Se encuentran disponibles modelos de mayor costo con cojinetes externos para rangos de hasta 400°C (750°F), pero existe una experiencia de aplicación muy limitada a temperaturas superiores a los 330°C (625°F). Sensibilidad a los Sólidos Las bombas rotativas convencionales requieren tolerancias estrechas de las partes móviles y se dañan fácilmente por el contenido de sólidos en el líquido




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bombeado. Los sólidos causan erosión de las tolerancias estrechas, permitiendo un incremento del deslizamiento, y puede causar obstrucción, desgaste y atascamiento de los rotores. Las bombas de engranajes son más sensibles a los sólidos que las bombas de tornillo. Estas últimas pueden típicamente dejar pasar partículas con diámetros de hasta de 2.5 mm sin sufrir daños significativos, siempre que la cantidad y la abrasividad de las partículas sea baja. Normalmente, las bombas rotativas se deben especificar sólo para servicios limpios. Si se espera que el contenido de sólidos exceda de un 0.1% en peso, se deben especificar el tipo de construcción de engranajes de distribución y cojinetes externos. Los especialistas de máquinas deben ser consultados en cuanto a las aplicaciones para servicio sucio. Las prácticas para proteger la succión de la bomba con filtros temporales o permanentes son similares a las que se aplican a las bombas centrífugas, excepto que se usa una malla de 20 mesh para los coladores temporales y que la selección de la malla para los filtros permanentes requiere de consulta al suplidor de la bomba seleccionada. Requerimientos de NPSH Las bombas rotativas tienen requerimientos de NPSH variables, al igual que las centrífugas. Usualmente se pueden obtener bombas con requerimientos de 3 m (10 pie) sin una penalización económica significativa. También se pueden obtener requerimientos tan bajos como 1.5 m (5 pie), pero probablemente se requerirá una velocidad reducida y un diseño de protección y, por lo tanto, un costo adicional. Sellado del Eje El sellado del eje de bombas rotativas tiende a ser más fácil que para muchas bombas centrífugas debido a que la mayoría de los líquidos manejados son de alta viscosidad (lo cual los hace mejores lubricantes), las velocidades de la bomba rotativa tienden a ser menores y las presiones de succión de servicio tienden a ser bajas. El empaque trabaja en forma aceptable en la mayoría de los servicios y es generalmente competitiva con los sellos mecánicos. Para servicios en limpio, se justifica el uso de sellos mecánicos por ahorros de fujas y son ampliamente recomendados. Los servicios con viscosidad baja, de lubricación pobre, requieren cojinetes externos, y por lo tanto, cuatro cajas de estoperas. La combinación de pobre lubricación con cuatro cajas de estoperas presenta un problema difícil de sellado del eje. El método de diseño sugerido es especificar que los sellos mecánicos para la instalación inicial sean convertibles a empacaduras a través de ejes especialmente endurecidos o trabajados en superficie,o mediante el uso de manga de eje en el área de la caja de estopera. Se recomienda consultar a un especialista de máquinas.




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Para líquidos de servicio que contienen más de 0.1% en peso de coque u otros sólidos, se recomienda el uso de empaque en lugar de sellos mecánicos con lavado externo. Para estos servicios se requieren engranajes de distribución y cojinetes externos, y por lo tanto, se requiere una construcción de cuatro cajas de estoperas. El uso de empacaduras bajo ningún aspecto asegura un mantenimiento bajo, pero los costos de compra, operación y mantenimiento de cuatro sellos mecánicos con limpieza externa en servicio sucio se puede esperar que sean mucho más altos que los de empaques en tal medida que compensan el ahorro debido al derrame. Las cajas de estoperas de bombas de tornillo están normalmente expuestas a la presión de succión. Las cajas de estoperas de las bombas de engranaje están normalmente expuestas a la presión intermedia entre la succión y la descarga, pero esto puede ser alterado mediante arreglos de balanceo de presión. Eficiencia y Requerimientos de Servicio El requerimiento de potencia para bombas rotativas se calcula de la misma forma que para bombas centrífugas, usando una eficiencia global, Eo. A partir de las Figuras 5 y 6 se pueden obtener valores estimados de eficiencia para bombas de engranaje y de tornillo. Los requerimientos de agua de enfriamiento se pueden estimar como se indica a continuación: Temperatura

<30 dm3/s (<500 gpm)

<30 dm3/s (<500 gpm)

<150°C (<300°F)

0.13 dm3/s (2 gpm)

0.2 dm3/s (3 gpm)

>150°C (>300°F)

0.25 dm3/s (4 gpm)

0.35 dm3/2 (5 gpm)

Válvulas Las bombas rotativas se pueden hacer girar en reversa para tener flujo en sentido contrario y, por lo tanto, deben estar provistas de una válvula de retención en las líneas de descarga.

10 BOMBAS DE TURBINAS REGENERATIVAS Descripción La bomba de turbina regenerativa es una bomba dinámica estructurada como una bomba centrífuga, pero con una curva de cabezal–capacidad mucho más inclinada. El impulsor es un disco sólido con álabes acanalados a cada lado del perímetro que suministra energía al líquido por recorridos múltiples desde el impulsor al estator y de nuevo al impulsor, describiendo unos recorridos en forma de tornillo doble a lo largo del anulo del estator.


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Características de Funcionamiento Los modelos de bombas tipo turbina están disponibles para capacidades desde 0.06 hasta más de 6.0 dm3/s (1 hasta más de 100 gpm), rara vez resultan preferibles frente a las bombas centrífugas a capacidades superiores a los 3.0 dm3/s (50 gpm). Encuentran aplicación con mayor frecuencia en el rango de 0.06 a 1.3 dm3/s (1 a 20 gpm). El cabezal está limitado a 210/230 m (700/750 pie) para unidades de una etapa y 335/425 m (1100/1400pie) para unidades de dos etapas. La temperatura está limitada de 120 a 175°C (250 a 350°F). El funcionamiento se deteriora significativamente con viscosidades por encima del rango de 43 a 109 mm2/s (200 a 500 SSU). El requerimiento de NPSH varía entre 1 y 10 m (entre 3 y 30 pie). El flujo proveniente de una bomba tipo turbina es uniforme, como el de una bomba centrífuga. Las bombas tipo turbina tienen una presión de disparo que es típicamente de 2 a 3 veces el valor del diseño. Lo inclinado de la curva de cabezal produce un aumento en la curva de requerimiento de potencia a medida que el flujo disminuye, llegando a un pico en el punto de disparo. Por esto, los accionadores para las bombas tipo turbina deben ser dimensionadas para flujo mínimo, en vez de para flujo normal, y se puede requerir una válvula de seguridad en la válvula de bloqueo de descarga. La eficiencia de las bombas de tipo turbinas típicamente está entre 40 y 45% en el rango de 0.6 a 2.2 dm3/s (10 a 35 gpm), contra el 20% o menos para bombas centrífugas de una etapa. Sensibilidad a Ensuciamiento, Corrosión La bomba tipo turbina depende de la conservación de tolerancias de partes móviles tan pequeñas como de 0.05 a 0.075 mm (0.002 a 0.003 pulg) entre los lados del impulsor y la parte lateral del cuerpo, y entre la periferia del impulsor y el “despojador”. Esto hace la bomba intrínsecamente sensible a la presencia de sólidos tan pequeños como de 20 a 30 micrones (= micrómetros) en el fluido bombeado, a choques de temperatura y a fuerzas y momentos de la tubería en las bridas de la bomba. La necesidad de reparaciones para renovar las tolerancias es frecuente. La experiencia de refinería con bombas tipo turbina en servicio corrosivo ha mostrado pérdida completa de los pequeños álabes y una severa acción corrosiva debida a las estrechas holguras. La bomba, por lo tanto, no es apta para servicios corrosivos. Rango de Aplicación Las bombas tipo turbina regenerativa son económicamente competitivas con las bombas dosificadoras para servicios en el rango de 0.06 a 0.6dm3/s (1 a 10 gpm), con requerimientos de cabezal mayores de 100 m y temperaturas por debajo de




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120°C. El líquido debe ser no–corrosivo y libre de sólidos. Resulta preferida usar bombas centrífugas con recirculación para bajo flujo por encima de 0.6 dm3/s (10 gpm) debido a su mayor confiabilidad. Normalmente, es preferible usar bombas centrífugas que bombas de tipo turbina regenerativa para temperaturas mayores y cabezales más bajos, aun cuando se requiera una recirculación considerable. Las bombas reciprocantes resultan preferibles donde el cabezal alto y contenido de sólidos se combinan con el flujo bajo.

11 VALVULAS DE ALIVIO DE LA PRESION DE DESCARGA Generalidades Las válvulas de seguridad en la descarga de las bombas de desplazamiento positivo convencionalmente se les llama válvulas de alivio de presión. Estas válvulas tienen el doble propósito de proteger la bomba y su tubería de descarga de una presión excesiva y de proteger el accionador de un esfuerzo de torsión y carga excesivos. La protección de sobrepresión se requiere porque la capacidad de la presión de descarga de las bombas de desplazamiento positivo está limitada sólo por la capacidad del esfuerzo de torsión del accionador; sobre presiones grandes pueden ser causadas por el simple cierre de la válvula de bloqueo de descarga. La protección contra la sobrecarga del accionador mediante la válvula de alivio se requiere para suministrar un mayor grado de protección contra fallas del accionador que el que puede suministrar la sola protección por sobrecarga eléctrica. En la práctica, la función de protección por sobrecarga suministra el límite inferior para el ajuste final de la válvula de alivio con más frecuencia que la función de protección por sobrepresión. Debido a la doble función de la válvula de alivio, su ajuste final se debe desarrollar en dos etapas: 1.

Durante el diseño de proceso (antes de la selección del modelo de bomba y tamaño del accionador), se selecciona y especifica el ajuste de la válvula de alivio, basada en la protección para sobrepresión, usando el método de capítulo de Seguridad en el Diseño.

2.

Durante la ingeniería de detalles, cuando el modelo de la bomba y el tamaño del accionador sean seleccionados, el impacto de la protección por la sobrecarga requerida en el diseño del servicio debe ser revisado con los siguientes objetivos:

a.

Confirmar que el ajuste suministra la protección requerida de sobrecarga del accionador.

b.

Chequear el efecto del ajuste sobre el costo del equipo, ya que pequeñas reducciones del ajuste a veces permiten un ahorro significativo en el costo de equipos, debido a los intervalos definidos de modelos y tamaños.



c.


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Determine si un potencial extra de descarga está disponible según la bomba, el accionador y el sistema de tuberías seleccionados, el cual puede producir un incremento útil en la flexibilidad de servicio, que justificaría un incremento en el ajuste inicialmente especificado para la válvula de alivio.

La válvula de alivio se debe instalar antes de la válvula de bloqueo de descarga de la bomba y se debe conectar mediante un sistema de tuberías a un punto aguas arriba de la bomba, o al recipiente de succión, para evitar sobrecalentamiento de la bomba debido a la recirculación. La válvula y su sistema de tuberías debe tener calentamiento con vapor en los servicios de alta viscosidad. La válvula de alivio se diseña para uso de seguridad intermitente y no se le debe confiar el control normal de presión de descarga. Si no se estipula otro tipo de control de presión de descarga, se debe colocar una válvula reguladora de presión, alineada en paralelo con la válvula de alivio, para evitar la operación frecuente de la válvula de alivio. Las válvulas de alivio se deben especificar y mostrar en los diagramas de flujo para todos los servicios con bombas de desplazamiento positivo, se requieren válvulas de alivio independientes de la bomba en todos los casos a excepción de las bombas dosificadoras donde son aceptables válvulas empotradas. (Parte integral de la bomba). Tipo Empotradas Dado que todas las bombas rotativas requieren válvulas de alivio de presión de descarga, especialmente los modelos pequeños se construyen con una válvula empotrada en el cuerpo de la bomba. Este estilo no es un substituto aceptable para las válvulas independientes externas para bombas rotativas en servicios de líquido de proceso (en contraste con los servicios hidráulicos o sistemas de lubricación) por las siguientes razones: 1.

El flujo de recirculación va directamente a la succión de la bomba sin suficiente recorrido de tubería para permitir el enfriamiento, por lo tanto, el calentamiento de la bomba es rápido cuando la válvula está funcionando.

2.

El control del diseño y calidad de las válvulas empotradas es menos efectivo que el que se aplica a las válvulas de seguridad separadas, y con frecuencia es insuficiente para confiarle la protección de tubería y los accesorios en el sistema de descarga.

3.

Las pruebas a escala banco de las válvulas empotradas en las instalaciones de refinería pueden requerir equipos especiales.

4.

Algunas partes de las válvulas empotradas no son intercambiables con las otras válvulas de seguridad de la planta.

Por lo tanto, se deben especificar válvulas de alivio independientes para las bombas rotativas en servicios de líquidos de proceso en las especificaciones de


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diseño independientemente, de que el modelo seleccionado tenga o no una válvula empotrada. Válvulas de Alivio para Bombas Dosificadoras Una práctica diferente se sigue para las bombas dosificadoras, debido al menor tamaño de la bomba, del accionador y del sistema de tuberías, y al menor riesgo de falla de cualquier componente. Las válvulas empotradas o las válvulas suministradas por el suplidor de la bomba resultan aceptables con una valorización adecuada de los cálculos de ingeniería. Las bombas dosificadoras de tipo diafragma normalmente se suministran con válvulas de alivio internas que operan del lado del aceite hidráulico de diafragma. Las bombas dosificadoras de tipo pistón normalmente tienen válvulas independientes diseñadas por el suplidor de la bomba.

12 NOMENCLATURA (Ver MDP–02–P–02).





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TABLA 1. BOMBAS RECIPROCANTES DE TAMAÑO ESTANDAR

6x3x8 6x4x6 6 x 4 x 12 6 x 5 x 12 12 x 4 x 12 6 x 5 x 12 6 x 6 x 12 14 x 6 x 12 8 x 7 x 12 14 x 7 x 12 8 x 7 x 15 14 x 7 x 15 8 x 7 x 18 18 x 7 x 18 10x 8 x 20 16 x 8 x 20 8 x 9 18 20 x 9 x 18 10 x 10 x 18 24 x 10 x 18 12 x 10 x 20 20 x 10 x 20 14 x 12 x 20 20 x 12 x 20 12 x 12 x 24 23 x 12 x 24

33 28 45 45 45 45 45 45 45 45 52 52 58 58 62 62 58 58 58 58 62 62 62 62 68 68

10.9 16.5 26.5 26.5 41.5 41.5 59.7 59.7 81.2 81.2 93.7 93.7 104 104 157 157 173 173 214 214 250 250 360 360 395 395

BOMBA SIMPLE CAPACIDADES BASADAS EN VELOCIDADES BASICAS Y EFICIENCIA DE 90% VOL.

EMBOLADA

2.35 3.10 9.30 16.5 16.5 16.5 23.5 36.7 36.7 41.5 59.7 59.7 81.2 93.7 106 106 122 122 154 191 250 275 374 490 640 810 1,440

DIAMETRO DE CILINDRO DE VAPOR

16 21 28 28 28 33 40 40 40 45 45 45 45 52 45 45 52 52 52 52 62 52 52 62 62 62 62

EMBOLADA

DIAMETRO DE CILINDRO DE LIQUIDO

DIAMETRO DE CILINDRO DE VAPOR

3x2x3 3x2x4 5x3x6 4x4x6 6x4x6 6x4x8 6 x 4 x 10 7 x 5 x 10 8 x 5 x 10 8 x 5 x 12 9 x 6 x 12 10 x 6 x 12 10 x 7 x 12 12 x 7 x 16 12 x 8 x 12 14 x 8 x 12 12 x 8 x 15 14 x 8 x 15 14 x 9 x 14 16 x 10 x 15 14 x 10 x 20 18 x 12 x 15 20 x 14 x 15 20 x 14 x 20 24 x 16 x 20 26 x 18 x 20 30 x 24 x 20

Para presiones de descarga hasta 500 psig Tamaño Velocidad Capacidad* Básica* Pulg gpm Pie/min

DIAMETRO DE CILINDRO DE LIQUIDO

Para presiones de descarga de hasta 250 psi Tamaño Velocidad Capacidad Básica* Pulg gpm Pie/min

LA TABLA DE ARRIBA SE BASA EN ESPECIFICACIONES DEL CONSTRUCTOR, Y LA VERSION EN UNIDADES “SI” NO ESTA DISPONIBLE TODAVIA. USE LOS SIGUIENTES FACTORES DE CONVERSION: PRESION DE DESCARGA

psi x 6.894 757

= kPa man

TAMAÑO

in. x 24.5

=

VELOCIDAD BASICA

ft/min x 5.08

=

mm/s

CAPACIDAD

gpm x 6.309 020 x 10–2

=

dm3/s

mm


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TABLA 2. COMPARACION DE TIPOS DE BOMBAS ROTATIVAS USADAS COMUNMENTE EN LOS SERVICIOS DE PLANTAS DE PROCESO Arreglo del rotor

N° de cajas de estoperas

Tipo de engranaje externo

Tipo de tornillo

1

1

No hay modelos comerciales significativo

“MOYNO”; para servicios con presencia de sólidos; evita la ruptura de partículas sólidas y minimiza los daños por abrasión.

2ó3

1

2 rotores; costo bajo, presión diferencial limitada a (350/500 °F), viscosidad de 1.6/7.3 a 21600 mm2/s (32/50 a 0.1 x 106 SSU); raras veces se aplica para más de 20/35 dm3/s (350/500 gpm).

3 rotores; “IMO”; más bajo en costo que el tipo engranaje de distribución; viscosidad máxima 21600 mm2/s (0.1 x 106 SSU; viscosidad mínima 2.6mm2/s (35 SSU) a un P de 700 kPa (100 psi), 20 mm2/s a P de 2760 kPa (400 psi); capacidad hasta 250 dm3/s ((4000 gpm) el mango en el cuerpo actúa como una chumacera del rotor; tiende requerimientos de NPSH más altos que los tipos de engranaje de distribución, presión hasta 20700 kPa (3000 psi).

Cojinetes y engranajes de distribuci’on

2

1

Los mismos límites de presión y viscosidad que arriba; capacidad limitada a 40/50 dm3/s (650/1000 gpm); temperaturas limitadas al rango entre 150 y 175 °C (300 a 350 °F)

Viscosidad hasta 32.4 x 106 mm2/s (150 x 106 SSU); mismos límites de capacidad indicados arriba; menos sensible a la presencia de sólidos en el líquido que el tipo de transmisión de contacto o de engrajane, pero limitado a líquidos lo suficientemente lubricantes para la lubricación de los cojinetes; tiene el mismo límite de temperatura que el tipo de engranaje; capacidad de diferencial de presión de 4800 a 20700 kPa (700 a 300 psi).

Cojinetes y engranajes de distribución exteriores

2

4

Fuente de suplidores limitadas; viscosidades hasta 108000 mm2/s (5 x 106 SSU) tiene los mismos límites de capacidad que el tipo anterior; límite de presión diferencial para construcción normalizada 1400 kPa (200 psi), para construccón especial 2800 kPa (400 psi); temperatura limitada al rango entre 370 y 400 °C (700 a 750 °F)

Fuentes de suplidores limitadas; tiene los mismos límites de viscosidad y capacidad que el tipo anterior; construcción muy versátil para viscosidad baja y presiones altas, baja lubricidad, sólidos, etc.; los tornillos pueden ser reemplazables o integrados al eje; el engranaje de distribución puede ser exterior o de extremo acoplado; tiene los mismos límites de temperatura que el tipo de engranaje; tiene la misma capacidad de diferencial de presión que el tipo anterior.

Rotor único

Transmisión de contacto de rotor de guía (sin engranaje de distribución)

N° de rotores




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Fig 1. CARTA PARA SELECCION DE BOMBA RECIPROCANTE




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Fig 2. CAUDALES DE AGUA DE BOMBAS RECIPROCANTES SIMPLES




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Fig 3. TIPO DE CONSTRUCCION DE BOMBAS DE ENGRANAJES




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Fig 4. ESTILOS DE CONSTRUCCION DE BOMBA TIPO TORNILLO




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Fig 5. EFICIENCIA DE BOMBAS DE ENGRANAJE


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Fig 6. EFICIENCIA DE BOMBAS TIPO TORNILLO

NOTA: EFICIENCIA GLOBAL = (EFICIENCIA BASICA) X (FACTOR DE CORRECCION)


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MDP–02–P–09

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E PDVSA, 1983

TITULO

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APROBADA


L.R.

PAG. REV. APROB.


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Indice 1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 ANTECEDENTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

5 RECOMENDACIONES DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

15

6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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ALCANCE Este documento presenta la información requerida para realizar la selección preliminar de tipos de sistemas de sello de eje para bombas centrífugas y rotativas. La selección del modelo del sello específico de eje y el diseño final de los sistemas relacionados se realizan en la etapa de ingeniería de detalles, después que la bomba se haya seleccionado, y después que están disponibles las recomendaciones específicas de ingeniería de los vendedores de sello y bombas.

2

REFERENCIAS Basic Practices G–200 GA–201

Flushing and Sealing of Mechanical Equipment (MID Vol.14) Centrifugal Pumps (MID Vol.14)

Otras Referencias API Standard 610

3

“Centrifugal Pumps for Petroleum Heavy Duty, Chemical and Gas Industry Service”, Eight Edition, August 1995

ANTECEDENTES El problema práctico de sello de la caja de estopera de una bomba centrífuga o rotativa es principalmente de diseño mecánico de bomba y de ingeniería de detalle del proyecto. Las razones para la consideración de sello del eje durante la fase de diseño de planta son:

4

1.

El diseño apropiado del sello del eje tiene un impacto significativo en el requerimiento de seguridad, operabilidad y mantenimiento de la planta.

2.

Muchos sistemas de sello del eje necesitan corrientes auxiliares para lavado y sello del proceso que se deberían seleccionar en la fase de diseño de proceso, antes que los modelos de bombas se seleccionen.

3.

Algunos servicios de proceso presentan dificultades especiales en el sello del eje que puede ser mitigado por compensaciones apropiadas en el diseño del servicio.

CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO El diseño de servicio de bombeo debe siempre incluir consideraciones sobre los siguientes factores de sello de eje: 1.

¿El sello del eje de la bomba debe ser mecánico o de empaque?

2.

¿Se requiere lavado externo o aceite de sello? ¿De qué fuente?


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Para servicios no usuales o servicios conocidos que tengan problemas de sellado del eje, se deben desarrollar y especificar detalles adicionales para permitir la ejecución de la ingeniería de detalle apropiada del sello del eje. Ejemplos de detalles adicionales a veces especificados son : 1.

Sellos mecánicos dobles con previsión de lubricación entre los sellos

2.

Sellos simples con características de aplicación especiales

3.

Sellos en fase vapor

4.

Detalles especiales del sistema de sello de CAA, fenol y soda cáustica

5.

Un tipo particular de auto–lavante, basado en experiencia anterior exitosa.

La especificación GA–201 cubre muchos aspectos de diseño de sello del eje que no necesitan ser cubiertas en las especificaciones de diseño. Algunos ejemplos significativos son: 1.

Materiales de construcción de sello mecánico

2.

Detalles de sistema auto–lavante y de lavado externo

3.

Aplicabilidad de los sellos para servicios de temperatura alta

4.

Sellos en fase vapor

5.

Construcción de caja de estopera para permitir el control de ambiente del sello y sustitución del sello con empacadura, donde se requiere para condiciones de servicio severas.

La especificación de diseño debe especificar que el diseño de detalles de lavado externo y los sistemas de sello se realicen como parte del proyecto de ingeniería de detalle, después de la selección de los modelos específicos de bomba y sello del eje. Métodos de Sellado del Eje El método original de sellado de los ejes rotativos de bombas era rellenar el anulo entre el eje rotativo y el interior de la caja de estopera con cuerda entrelazada o anillos empacados de hojas de metal. Más del 95% de las bombas de proceso ahora incluye un sello de “contacto” mecánico en el espacio anular anteriormente ocupado por el empaque. A continuación se presentan algunos casos significativos excepcionales con respecto a los métodos estándar de sellado del eje de bomba: 1.

Las bombas encapsuladas eliminan el problema de sello del eje completamente encerrando el rotor del accionador (motor) en el cuerpo a presión junto con el rotor de la bomba, por lo tanto la única perforación del cuerpo que contiene el líquido es donde entran las conexiones eléctricas.


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2.

La bomba de diafragma es un tipo de bomba reciprocante que opera flexionando un diafragma. El arreglo no requiere caja de estoperas entre el bombeo y la atmósfera.

3.

Un constructor de bomba para suspensiones de sólido,–Wilfley (AR) and Sons Inc. – ofrece un sello mecánico “centrífugo” para presiones de succión bajas. El sello tiene contacto con las caras del sello sólo en reposo y en velocidades bajas. A velocidades normales las caras son separadas por una acción de flotamiento. Los álabes de bombeo detrás del impulsor (expulsor) producen una presión sub–atmosférica dentro de la caja de estopera que induce aire hacia adentro a través del sello, en la zona de bombeo. El sello, por lo tanto, emplea una operación de “fase vapor” de las caras de sello, pero usando aire y con dirección de flujo opuesta a la normal de fuga.

4.

La construcción de sellos incorporados elimina la caja de estopera y con ésta, la capacidad de la bomba para ser cambiada de un sello mecánico a una empacadura.

Ventajas de los Sellos Mecánicos Los sellos mecánicos tienen muchas ventajas sobre las cajas de estoperas empacadas. Las más importantes son: 1.

Pérdida reducida del producto.

2.

Costo menor de mantenimiento.

3.

Menores paradas de la bomba.

4.

Menor peligro de fuego.

5.

Contaminación reducida de la atmósfera y del agua de desecho.

6.

Requerimientos reducidos de área de mantenimiento para líquidos de gran suciedad como el asfalto, CAA, etc.

7.

Consumo reducido de potencia debido a fricción.

Configuración de Sellos Mecánicos (Figura 2.) El sellado primario se efectúa en un sello mecánico por el contacto lubricado de un anillo de sello rotativo contra un anillo de sello estacionario. Las caras de contacto están en un plano perpendicular al eje y se construyen para que sean extremadamente lisas y sin irregularidades. Los anillos de sello rotativos y estacionarios se colocan y se sellan contra sus apoyos de montaje en elementos de sello secundarios en la forma de anillos en “O” (O–ring), fuelles, empacaduras planas y de otras formas. Los elementos secundarios sellan las partes con posiciones relativas nominalmente fijas; sin embargo, se requiere algo de flexibilidad de los elementos secundarios, especialmente entre el eje y el anillo de sello rotativo.


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Las caras de los sellos mecánicos se presionan juntas por una combinación de fuerza de resorte y fuerza hidráulica desarrollada por la presión del fluido en la caja de estopera. Para cajas de estoperas de presión alta, por ejemplo, por encima de 520 kPa man. (75 psig), el diseñador de sello limita la fuerza hidráulica balanceando la geometría del anillo de sello y el sello se llama “balanceado”. Para presiones menores, el balanceo no es necesario y el sello se llama “no balanceado”. Para la mayoría de los servicios, es suficiente con tener una unidad simple de sello mecánico para el eje de la bomba. Ocasionalmente se requieren dos sellos mecánicos, con inyección de aceite de sello entre los sellos. Cuando los dos sellos se construyen en una sola pieza con partes en común, la combinación se define como sello mecánico doble. Cuando los dos sellos son separados y orientados en la misma dirección, se llaman sellos mecánicos en “pareja” “Tanden”. Materiales de Sellos Mecánicos Los materiales usados para los sellos mecánicos son especificados en la ingeniería de detalle, basado en bombas y recomendaciones del vendedor de sellos. No se requiere trabajo de especificaciones de diseño. Fluidos Auxiliares Usados en el Sellado del Eje Un sellado de eje satisfactorio con frecuencia requiere el uso de fluidos auxiliares para ayudar a controlar las condiciones de trabajo del sello. Los servicios prestados por estos fluidos y la forma con que se emplean se resumen en la Tabla 1. Las especificaciones de diseño sólo deben presentar el tipo de lavado. Las necesidades de otros fluidos auxiliares se determinan en la ingeniería de detalle. Presión de Cajas de Estoperas La presión de la caja de estopera es importante para el diseñador de servicio, ya que es la presión a la que se debe oponer el fluido de lavado externo o, el de sellado. La presión en la caja de estopera no se conoce en el momento del diseño de la planta. Se puede predecir para bombas de una etapa con los siguientes métodos: Si P1<700 kPa man. (100 psig) o DP<410 kPa (60 psi), el impulsor probablemente no tendrá perforaciones de balance de presión, y Pcaja de estopera = P1 + 0.66 (DP) pero no mayor de 900 kPa man. (130 psig) Si P1>700 kPa man. (100 psig) o DP 410 kPa (60 psi), el impulsor tendrá probablemente perforaciones de balance o álabes de bombeo por detrás, y Pcaja de estopera = P1 + 0.1 (DP)


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pero no mayor que P1 + 200 kPa (30 psig) Para casos que caen en los dos criterios, use el resultado mayor estimando el requerimiento de nivel de presión para una corriente de lavado externo. Se debe agregar un margen de 175 kPa (25 psi) a la presión estimada de la caja de estopera para permitir una caída de presión del líquido inyectado en la caja de estopera. El cálculo de arriba produce sólo unas predicciones. Los valores reales se deben obtener del vendedor de la bomba, siguiendo la selección específica de la bomba. Las bombas multietapa a veces tienen una presión diferente a la presión de succión contra una de las cajas de estoperas. El diseño específico de la bomba debe ser conocido antes que esta presión se pueda estimar. Sellos para Servicios a Altas Temperaturas Descripción – Los sellos aptos para servicios de alta temperatura sin dependencia de enfriamiento para otra cosa que no sea el mantenimiento de la película de lubricación de la superficie de contacto se llaman comúnmente “sellos de alta temperatura”. El rango de temperatura para el cual se aplican no es preciso, pero generalmente en el rango de 230 a 430°C (450–800°F). La capacidad de alta temperatura se logra con el uso de materiales rellenos con teflón o grafito o fuelles metálicos para sellado secundario entre la camisa del eje y el anillo de sello rotativo. No es necesario especificar los sellos de alta temperatura en las especificaciones de diseño, antes de la ingeniería de detalles. Enfriamiento – A pesar de que los materiales y el diseño mecánico de esta clase de sellos son relativamente insensibles a la temperatura, las caras del sello pueden requerir de todas formas de un lavado frío para prevenir la vaporización parcial de la pequeña cantidad de líquido derramado a través de ellos hacia la atmósfera. Este requerimiento depende de la volatibilidad del líquido, y no del diseño del sello. Por lo tanto, la especificación de sellos de temperatura alta no necesariamente asegura que el enfriamiento del líquido de lavado no se requiera. Sin embargo, también si no se necesita enfriamiento para este propósito, usualmente siempre se necesita agua de enfriamiento para otras partes de muchas bombas en el rango de servicio de 230a 430°C (450–800°F); por ejemplo, abrazadera de cojinetes, camisas de cajas de estopera y pedestales. Por lo tanto, el uso de sello de alta temperatura pocas veces alivia la unidad completa de bombeo de la dependencia de agua de enfriamiento. En aquellos casos donde el enfriamiento de la zona de superficie de contacto no se requiera, por la volatilidad suficientemente baja (por ejemplo, en servicio de fondo de torres de destilación), los sellos de temperatura alta tienen dos ventajas: el sello no depende de la disponibilidad de una corriente de lavado de enfriamiento externo para la continuidad del servicio; y no requiere un líquido de enfriamiento de lavado, que consume agua de enfriamiento y esta sujeto a ensuciamiento.


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Costo – La desventaja principal de los sellos de alta temperatura es que cuestan de 1.3 a 2 veces el costo de un sello normal. Sin embargo, cuando el uso de sellos de alta temperatura elimina la necesidad de enfriamiento con agua del líquido de lavado del sello (que es frecuentemente lo que pasa) el costo extra de los sellos de alta temperatura se justifica fácilmente por la eliminación del enfriador y su tubería, y la reducción en el consumo de agua de enfriamiento. Confiabilidad – Los sellos de temperatura alta han probado ser seguros y más confiables que el empacado en las cajas de estoperas de bombas de alta temperatura. Esta experiencia exitosa soporta la práctica de equipar tanto las bombas de operación y como las de repuesto con sellos de alta temperatura como equipo original. Sin embargo, para suministrar flexibilidad en el control del ambiente del sello, las bombas para servicio de alta temperatura son construidas con una caja de estoperas convencional; por ejemplo, no se usa construcción de sellos incorporados. Esto también permite conversión a empacado si se encuentran dificultades crónicas con el sello mecánico. Sellos para Servicios a Temperaturas Bajas De la Tabla 2 se puede ver que los sellos simples mecánicos, auto–lavantes se recomiendan hasta –50°C (–60°F). El problema principal con el sellado de hidrocarburos livianos a temperaturas tan bajas con un sello único mecánico auto–lavante es la dificultad de mantener el fluido del proceso como un líquido libre de vapor o un vapor libre de líquido en las caras del sellado. Cuando se opera con líquidos en la caja de estoperas, el calor en las caras del sello puede causar vaporización local del fluido de proceso y movimiento del sello. El calor es agregado en las siguientes maneras: 1.

De la fricción de roce de las caras del sello.

2.

De la energía disipada en turbulencia en la bomba especialmente en operación en zonas de capacidad ineficiente.

3.

Por conducción de las líneas más calientes y partes de la bomba.

Algunos problemas adicionales debajo de –50°C (–60°F) son: 1.

Muchos materiales elastómeros pierden flexibilidad, por lo tanto el sellado secundario se dificulta.

2.

Los cristales de hielo que se forman en la cercanía del sello tienden a molestar las caras del sellado.

Diseños de sello especial y sistemas auto–lavantes se seleccionan, en la ingeniería de detalle, para superar el problema. Los sellos de fase de vapor suministran otra posible solución. Una línea de reciclo de la bomba en estos servicios en frío es valiosa en el arranque para mantener el caudal de flujo de la bomba a un punto eficiente a fin de minimizar la generación de calor.


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Se debe hacer la consulta de un especialista de máquina cuando se asignan servicios por debajo de –50°C (–60–°F). Sellos en Fase Vapor Descripción – Los sellos de fase de vapor son sellos mecánicos simples que operan con vapor en vez de líquido en la caja de estopera, uniendo las caras de contacto de sellado. Las caras de sellado se mantienen ligeramente apartadas por la presión del vapor que fluye entre ellos y se llaman “lubricados por vapor”. Poca pérdida de vapor ocurre a la atmósfera, pero de una forma lenta que es casi imperceptible. La tasa de pérdida se compara en flujo másico a la pérdida de líquido a través de un sello mecánico convencional. El vapor se produce en la caja de estopera aplicando vapor al plato de sello suplido por el vendedor de sello. Se usan configuraciones especiales de elementos de sello para fomentar la conducción de calor del vapor en el área inmediatamente próxima a las caras de sellado. Los sellos en fase vapor se diseñan con balance hidráulico para producir cargas unitarias livianas en el área de la cara. Rango de Aplicación – Los sellos de fase vapor son especialmente útiles en servicios de hidrocarburos livianos a niveles de temperatura baja y temperatura ambiente y donde el diferencial de presión del servicio es relativamente bajo. El sellado del eje de bombas en servicios con temperatura baja y ambiente es difícil porque el aire o el agua de enfriamiento de líquido auto–lavante no puede reducir la temperatura de la caja de estoperas. Por lo tanto, el enfriamiento no es efectivo en suprimir la vaporización en las caras del sello; la vaporización parcial dentro de la caja de estoperas y en la película entre las caras de sello produce inestabilidad y vida corta de las partes de roce. Los servicios de bajo diferencial de presión (usualmente por debajo de 480 kPa (70 psi)) pueden ser difíciles porque la presión disponible de la descarga de la bomba no necesariamente, es lo suficientemente alta para mantener la presión de la caja de estoperas por encima de la presión de vapor del fluido a la temperatura existente en las caras rozantes del sello, por lo tanto, la vaporización debido al calor de fricción no se elimina fácilmente. Los sellos de fase vapor presentan una solución más simple a estos casos de problema de sello del eje que los sellos mecánicos dobles o algunos otros arreglos especiales de sellado simple. La tabla siguiente muestra el rango de experiencia con sellos de fase vapor, y el rango de aplicación presentado por el vendedor.

Presión diferencial

Experiencia

Limitaciones impuestas por el vendedor

Hasta 2275 kPa (300 psi) (por lo general debajo de 480 kPa (70 psi)) combinado con

Sin limitaciones


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Temperatura Bombeo

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de

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–40 a 50°C (–40 a 120°F)

–70 a 50°C (–100 a 12F°)

Punto de ebullición de líquido a presión atmosférica

Hasta 55°C (130°F)

Hasta 55°C (130°F)

Presión de succión

930 kPa (135 psi) (por lo general por encima de 1800 kPa (260 psi)) hasta 2930 kPa man. (425 psig)

345 a 5170 kPa man. (50 a 750 psi)

El sello de fase de vapor es solo uno de los tantos métodos aceptables para manejar servicios dentro de su rango de aplicación. No se necesita especificarlo en las especificaciones de diseño, pero debe ser considerado junto con otras alternativas en la ingeniería de detalles. Requerimientos de Instalación – Los sellos de fase de vapor requieren típicamente alrededor de 0.004 kg/s (30 lb/hr) de vapor de 345 a 520 kPa man. (50 a 75 psig) a 140–165°C (280 a 325°F). Cuando se usan sellos de fase vapor, el diseño de la bomba debe colocar la presión en la caja de estopera tan cerca como sea posible a la presión de succión. Sistemas de Lavado Propósitos – El lavado de un sello mecánico o del cojinete de garganta de una bomba con empacaduras utiliza un flujo de líquido relativamente alto; por ejemplo, de 0.03 a 0.13 dm3/s (0.5 a 2 gpm), para prevenir vaporización en la caja de estopera, y para mantener limpia de sólidos la cavidad de la caja de estopera, las superficies de roce adecuadamente lubricadas, y todas las partes del sello adecuadamente enfriado. El flujo de lavado entra en la caja de estopera en la conexión de lavado del plato de sello de una bomba sellada, o una conexión de cojinete de garganta (throat bushing) / cierre hidráulico de una bomba con empacadura. Este fluye a través dela caja de estopera y dentro del cuerpo de la bomba a través del espacio del anulo entre el eje y el cojinete de garganta. El flujo de lavado cumple su acción de lavado fluyendo a velocidad relativamente alta, en contracorriente a cualquier material que puede tender a entrar en la caja de estopera desde el cuerpo. Elimina la vaporización elevando la presión en la caja de estopera. Enfría las partes del sello por convección. Métodos – Los sellos mecánicos se lavan normalmente con una corriente pequeña de bombeo, por ejemplo, son “auto–lavantes”. El lavado con un líquido externo en vez del de bombeo se emplea cuando el líquido de bombeo es demasiado sucio para auto–lavado.


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En los casos donde el líquido de bombeo es un lubricante demasiado pobre para ser auto–lavante, la contaminación de la corriente de producto por un lavado externo frecuentemente no es aceptable, por lo tanto, se usan generalmente sellos dobles con circulación de lubricante entre sello (aceite de sello). En los casos donde la alta temperatura de operación impide el uso de sellos normales no enfriados, se prefieren los sellos de alta temperatura en lugar de lavado externo frío o agua enfriada auto–lavante. Para servicios sucios, se recomiendan los siguientes diseños. Contenido de Sólidos

Sistema de Lavado de Sello

0 a 200 ppm

Sello simple con auto–lavado simple.

200 ppm–2% en peso, partículas mayoritariamente más grandes que 10 micrones, y no ensuciantes.

Sello simple con ciclón separador en línea auto–lavante.

200 ppm–2% en peso, cantidad significativa de sólidos menores que 10 micrones, o sólidos ensuciantes como el coque

Sello simple con lavado externo, si está disponible un líquido de lavado compatible y económico. Si no, use sello doble con un sistema auto–lubricante.


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Contenido de Sólidos 2% en peso

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Sistema de Lavado de Sello Use sello doble con sistema de lubricación de sello o empacadura con un cojinete de garganta (throat bushing) lavado externamente, dependiendo de experiencias anteriores con servicios similares.

Los sellos simples con lavado externo también se aplican a servicios con líquidos que cristalizan o solidifican cuando hay fugas a condiciones ambientales, como el catacarb. Para suspensiones químicas que pueden tolerar una tasa alta de inyección de agua (0.06 – 0.13 dm3/s) (1 a 2 gpm), se recomienda lavar el sello con agua. La Figura 1. ilustra los arreglos de lavado que se usan comúnmente. El más común es el CC–3, auto–lavante con solo un orificio de restricción en el circuito. La selección de los detalles de arreglo de lavado se realiza en la ingeniería de detalles después que se conozcan los detalles de la bomba y del sello. Selección del Líquido Externo de Lavado – Los factores siguientes se deben considerar en la selección de una corriente de líquido para lavado externo de sellos de bomba. 1.

La fuente debe estar en la misma unidad de proceso de la bomba.

2.

La temperatura de la fuente no debe ser mayor que la de la bomba.

3.

El punto inicial de ebullición de la corriente de lavado a la presión de la caja de estopera debe ser por lo menos 28°C (50°F) por encima de la temperatura de operación nominal de la bomba.

4.

La presión de la fuente debe ser suficiente para suministrar por lo menos 175 kPa (25 psi) más que la presión de la caja de estoperas de cada bomba.

5.

El líquido debe tener un punto de fluidez por debajo de la temperatura mínima del ambiente o las líneas deben tener trazas de calentamiento y aislante.

6.

El líquido debe ser compatible con la corriente de bombeo y los equipos de proceso aguas abajo.

7.

La fuente debe estar disponible en arranque y parada de las bombas.

8.

La bomba que suple el aceite de lavado debe tener repuesto.

9.

El líquido debe tener un valor lubricante por lo menos igual al de la gasolina.

Si no se consigue un líquido disponible en el sitio, el último recurso es una instalación separada incluyendo un tambor de almacenamiento, una bomba, instrumentos y facilidades de cargas. Para instalaciones de bombas únicas o


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aisladas, se puede comprar un sistema modular. Para instalaciones múltiples o altamente críticas, es preferible diseñar las facilidades requeridas durante la fase de diseño de planta. Detalles del Sistema Externo de Lavado – El diseño detallado de los sistemas de lavado externo se realiza durante la ingeniería de detalles. Las características típicas de diseño del sistema son las siguientes: 1.

La Figura ilustra un sistema típico.

2.

Si la presión de la fuente puede variar en más de 345 kPa (50 psi), se coloca una válvula reguladora de presión en la fuente.

3.

Si la presión de la fuente es mayor que 700 kPa (100 psi) por encima de la presión de cualquiera de las cajas de estoperas que reciben el servicio, se coloca una válvula de reducción de presión.

4.

El caudal de flujo es de 0.03 a 0.13 dm3/s (0.5 a 2 gpm) por caja de estopera. Para estimar el requerimiento del flujo total del sistema, use 0.1 dm3/s (1.5 gpm) por cada bomba en operación más 0.3 dm3/s (5 gpm) por contingencias.

5.

Si se requiere lavado del anillo de desgaste, este requerimiento y el caudal de flujo requerido se especificará por el suplidor de la bomba seleccionada.

6.

Se coloca una válvula de aguja de 9.5 ó 13 mm (3/8 pulg ó 1/2 pulg) para control de flujo a cada bomba, tomando menos de 70 kPa (10 psi) de caída de presión al caudal de flujo requerido.

7.

La indicación de flujo para cada bomba se suministra con un rotámetro u otro dispositivo. Los sistemas de aceite de sello externo y los sistemas de lavado externo para sellos mecánicos, anillos de desgaste, o cojinete de garganta(throat bushing), se suministran con filtros (strainers) del tipo auto–lavante o dobles en el cabezal de distribución principal. El tamaño de la malla no debe ser más grueso que el mínimo de 20 mesh, pero puede ser tan fino como 150 mesh para cumplir con los requerimientos del suplidor de sello mecánico. El filtro (strainer) debe ser dimensionado para cada caída de presión de no mayor de 10 kPa (15. psi) servicio en limpio. Sistemas de Sello La función del líquido de sello en un sistema de sello del eje de la bomba difiere significativamente del sistema de líquido de lavado en que muy poco líquido de sello fluye hacia la corriente de bombeo. Este fluye a través de la caja de estoperas, en vez de hacia la bomba. Es por lo tanto consumido a una velocidad mucho menor. El líquido de sello sirve como lubricante, enfriador y fluido de barrera. Un caudal de flujo típico es de 0.03 a 0.13 dm3/s (1a 2 gpm) por caja de estopera en un sistema de circulación.


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La Figura 4. ilustra un sistema cerrado de aceite de sello para sellos dobles. El líquido de sello se circula de un tambor de almacenamiento a través de un sello mecánico doble retornando de nuevo hacia el tambor de almacenamiento. Se coloca un enfriador en la corriente de retorno para prevenir el sobrecalentamiento del fluido. La energía del enfriador se obtiene asumiendo que el fluido a través de cada sello se caliente hasta la temperatura de bombeo. En la Figura 4. una alternativa al sistema de sello mostrado, sería tener el líquido recirculando a la corriente de proceso. También se puede considerar un sistema de sello estático como se muestra en la Figura 5. cuando las temperaturas de bombeo son por debajo de 65°C (150°F). Cuando se aplican los sistemas de circulación de aceite de sello que cubren varios servicios a diferentes niveles de presión, se debe tomar precaución para asegurar que la presión de aceite de suministro exceda la presión más alta de las presiones de la caja de estopera, para que el líquido de bombeo no caiga en el sistema de aceite de sello. Esto se puede lograr colocando una válvula reguladora de presión aguas arriba (Back Pressure) en el cabezal de distribución del aceite de sello aguas abajo del último suministro lateral. La regulación de la válvula debe ser ajustada para que exceda la presión más alta de la caja de estopera en un mínimo de 175 kPa (25psi). Ocasionalmente se aplica una figura simple de sello externo que consiste en suministrar lubricante al anillo de cierre hidráulico de una caja de estopera con empacadura. Se usa grasa, aceite lubricante, o agua, terminando en la caja de estopera en lugar de circular a través de ella. El requerimiento de flujo del líquido está en el orden de 2.5 a 25 dm3/h (0.01 a 0.1 gpm). Cajas de Estoperas Empacadas La caja de estopera empacada es el tipo más simple de sello de eje. Consiste de una cavidad de caja de estopera con un cojinete restrictivo de garganta (Throat) al final del bombeo, varios anillos de empaque, un seguidor o casquillo. Un pequeño flujo se requiere continuamente entre la empacadura y el eje para lubricación. El flujo está típicamente en el rango de 2 a 20 dm3/s (0.5 a 5 gal/h), dependiendo de las características del líquido, la condición mecánica de la bomba y el tipo y arreglo del empacado. Enfriamiento de agua o vapor se usa en el collarín del prensa–estopa (Gland) para líquidos inflamables o tóxicos. Un separador hueco (anillo de cierre hidráulico) se coloca en el medio de la caja de estopera o al final del cojinete de garganta para permitir la distribución del lubricante inyectado o líquido de sello en servicio como: 1.

Presión de succión de vacío, para distribuir el sellador en sellado de presión positiva.


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2.

Donde el líquido de bombeo tiene muy poca lubricidad, requiriendo un lubricante externo para el empaque.

3.

Donde el líquido de bombeo contiene sólidos abrasivos.

4.

Donde el derrame del líquido de bombeo es intolerable debido a la toxicidad, corrosividad o calidades de ensuciamiento. Los sellos mecánicos han sido exitosamente aplicados prácticamente a todos los servicios en los que previamente se ha usado la empacadura. Control de Contaminación Se debe reconocer que las cajas de estoperas de bombas que manejan hidrocarburos y químicos representa una fuente potencial y a veces significante de la emisión del fluido de proceso a la atmósfera y al sistema de drenaje de líquido. Los sellos simples mecánicos, aplicados apropiadamente, suministran un sellado adecuado y confianza para las necesidades actuales y futuras de control de contaminación. Los sistemas de sello doble con instalaciones para separación de fugas del sello interno proveen un mayor potencial para confiabilidad alta, y operación de bomba libre de contaminación. El costo mayor de estos sistemas se puede justificar para algunas situaciones en esta base, ahora y en los años futuros. Sistemas de Sello de Eje con Mínimo Riesgo de Fuego Los sellos mecánicos simples suministran fuerza y confiabilidad suficiente para mantener bajo el riesgo de fuego en la proximidad de la gran mayoría de bombas que manejan hidrocarburos. En ocasiones donde las circunstancias justifiquen reducir el riesgo de fuego a niveles excepcionalmente bajos, se deben considerar los siguientes diseños y arreglos: 1.

Purga continua con vapor o nitrógeno en el plato de sello.

2.

Espacio libre mínimo en el cojinete de garganta (Throat Bushing) (diseñado para permitir de flexión normal del eje) con un drenaje del plato prensa estopa drenado a un punto seguro de descarga de desecho.

3.

Use un collarín de prensa–estopa (Gland) de empaque auxiliar en vez de un cojinete de garganta (Throat Bushing), con lubricante suministrado afuera del sello interno, y con venteo de seguridad del plato de sello. Se puede usar un sello simple mecánico no balanceado en vez de un empaque auxiliar.

4.

Coloque una alarma por falla de sello (hay disponibles varios tipos comerciales) para indicar la falla inicial, antes de que ocurra una falla catastrófica.

5.

Use sello mecánico convencional doble o tandem con previsiones para venteo seguro del sistema de aceite de sello.


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RECOMENDACIONES DE DISEÑO Generalidades Sellos mecánicos para Servicios Limpios – Para todos los servicios limpios deberían especificarse sellos mecánicos según se indica en la Tabla 2, excepto para las siguientes aplicaciones donde se prefiere usar sellos empacados: 1.

Agua no tratada a temperatura ambiente y presión de succión, tal como agua para fuego, agua de enfriamiento de planta, agua de pozo, bombeado de sumidero, etc.

2.

Bombas de sumidero donde la fuga se drena de regreso al sumidero.

Servicios Sucios – Los servicios sucios se deben manejar según la presentación “Método de Lavado”. Servicios con Historial de Problemas – Los servicios de bombeo donde la experiencia ha demostrado que el tiempo entre la falla con los sellos mecánicos simples se debe esperar que no sea menor de 4000 horas, por la naturaleza del servicio, se deben especificar como sigue: 1.

Si el derrame de producto es tóxico o altamente corrosivo, o si el lavado externo es un producto contaminante o diluente, use sellos mecánicos dobles con lubricación entre sellos.

2.

De otra forma especifique el empaque con lavado externo disponible inyectado en el forro de estrangulación de la caja de estopera.

Bombas de Repuesto Las bombas de operación y de repuesto deberían tener arreglos idénticos de sello del eje. En los casos de repuestos comunes, el arreglo para el sello del eje para el repuesto en común debe ser adecuado para los dos servicios. Servicios Específicos Agua Tratada y Condensado – Las bombas que manejan agua tratada o condensado, incluyendo las bombas de alimentación de caldera, deben estar provistas con sellos mecánicos. Por encima de 65°C (150°F), la viscosidad del agua, y su lubricidad, es demasiado baja para una buena vida del sello. Por lo tanto, especifique enfriamiento con agua, auto–lavante. AAC (Acido Cianoacético) – Los sellos mecánicos para servicios de bombeo CAA se deberían especificar de la siguiente manera: 1.

Especifique un arreglo de sello mecánico doble lubricado con aceite como se muestra en la Figura 5. donde las condiciones de la caja de estopera de la bomba son favorables a la vaporización instantánea de la solución CAA. Esto incluirá todos los servicios de bombeo CAA por encima de 75°C (165°F)


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2.

Use un sello mecánico simple auto–lavante en todos los otros servicios CAA e incluya la Tabla 3 como guía al suplidor de la bomba para seleccionar el arreglo auto–lavante.

3.

Especifique la construcción de las bombas inicialmente puestas con sellos mecánicos simples para ser aptos a conversión a sellos mecánicos dobles en “Pareja”.

Servicio de Bombeo de Fenol – Especifique un sello mecánico en “Pareja” (tandem) y el sistema presentado en la Figura 6. Un fluido de barrera (aceite) se circula a través de la cámara del sello intermedio, lubricando las caras de sello externas. La fuga en “Pareja” previene el derrame de fenol en el casode que el sello interno falle. El derrame del sello interno se puede remediar rápidamente, porque la presión en el sistema de tambor de aceite de sello aumentará. El sello externo prevendrá el derrame hasta que se tome una acción correctiva. Producto Asfáltico – Especifique el empaque con previsiones para lavado externo para arranque y parada, y con construcción de bomba que permita conversión a sellos mecánicos. Soda Cáustica – Si la corriente de proceso puede tolerar una dilución de 100 a 200 dm3/h (0.5 a 1 gpm) de agua, especifique sellos mecánicos simples con agua fresca de lavado y agua de enfriamiento del plato prensa estopa. Si la corriente de proceso sólo puede tolerar dilución de agua al nivel de 12.5 a 25 dm3/h (0.05 a 0.1 gpm), especifique el empaque con sello de agua fresca en el anillo de cierre hidráulico. En cualquier caso, provea una regulación de presión del suministro de agua externa para evitar una inyección excesiva de agua de la corriente de proceso.

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NOMENCLATURA (Ver MDP–02–P–02)


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TABLA 1. USO DE FLUIDOS AUXILIARES EN EL SELLADO DE EJE DE BOMBAS ––––Donde Aplica––– Servicio Lavado

Objetivos

Cajas de Estoperas Empacapas

Fluido Utilizado

Previene la vaporización en la cercanía de superficies con fricción enfriando y controlando la presión.

Líquido bombeado para auto–lavado. Fuentes externas a veces necesarias debido al bombeo de sólidos, lubricación insuficiente, temperatura excesivas.

Sello Mecánico

Anillo de linterna tipo cojinete Conexión del plato prensa de garganta (también, en los estopa. anillos de desgaste para suspensiones abrasivas).

Reduce la temperatura en la caja de estoperas a un nivel adecuado para una duración larga y una flexibilidad propia de los sellos elastómeros secundarios y la durabilidad del anillo de carbón. Previene la entrada de sólidos en la caja de estopera desde el bombeo. Reduce la formación de polímeros y coque en la caja de estoperas entrando y circulando. Sellado

Provee lubricación para elementos de sello del donde el bombeo es lubricante pobre o confiable.

los eje un no

Fuente externa; usualmente Conexión de anillo aceite lubricante, linterna en la caja ocasionalmente una estopera. corriente de proceso.

de Entre los dos sellos en el de caso de los sellos mecánicos dobles, o entre el sello individual y empaque externo auxiliar, a través de la conexión del plato prensa estopa.

Provee un medio seguro y conveniente de detección de pérdida del sello interno. Barrera que previene la explosión del sello interno y pérdida a la atmósfera. Humectación

(metanol A temperatura de bombeo Vapor menores que 2°C (35°F), ocasionalmente). previene la acción de cristales de hielo sobre las caras del sello. De 2 a 175°C (35 a 350°F), Agua lava las fugas de la caja de estoperas; no sirve para hidrocarburos por debajo de 38°C (100°F), ya que el agua a temperatura ambiente no puede prevenir la vaporización de la fuga; para fenol, use vapor para prevenir la solidificación.

usado ––

Prensa–estopa (Gland)

Conexión de enfriamiento del plato prensa estopa.

No se utiliza normalmente.


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––––Donde Aplica––– Servicio

Objetivos

175°C (350°F) permita la Vapor fusión de líquidos altamente viscosos para liberar el eje el arranque. También provee una barrera para minimizar la oxidación del derrame en las cercanías del sello del eje. Calentamiento

Enfriamiento

Cajas de Estoperas Empacapas

Fluido Utilizado

Prensa estopa (Gland)

Para sellos de fase vapor – Vapor de 345 a 520 kPa man. –– lleva el líquido de bombeo en (150 a 75 psig), 140 a 160°C la caja de estopera al vapor. (280 325°F).

Sello Mecánico Conexión de enfriamiento del plato prensa estopa.

Conexión de calentamiento del plato prensa estopa.

Para alta viscosidad – ayuda Vapor a liberar el eje y el sello para el arranque.

Camisa de caja de estopera; Conexión de calentamiento algunos modelos están del plato prensa estopa. equipados con camisas en el cuerpo para calentamiento.

Previene vaporización en las Agua superficies de fricción.

Camisa de enfriamiento de Camisa de enfriamiento de caja de estopera. caja de estoperas. Cavidad anular enfriante en el plato de sello.

Reduce la temperatura del fluido de la caja de estopera a un nivel adecuado para duración larga y flexibilidad apropiada para sellos elastómeros secundarios y durabilidad de los anillos de carbón.

Enfriador externo cuando se usa auto–lavado.

Enfriador externo cuando se usa recirculación de la caja de estopera por el anillo de bombeo. Lubricación

Lubricación de las Aceite lubricante superficies de fricción donde el bombeo no es satisfactorio.

Grasa o aceite de sello Purga

Un colchón amortiguador Nitrógeno fuera de un sello mecánico individual para excluir positivamente el aire y la humedad del ambiente.

––

Entre las caras de los sellos diseñados para fuerza mínima lubricación de alimentación a través de las perforaciones en las caras de los sellos.

Anillo de linterna ––

Conexión especial para arreglos especiales de instalación, por ejemplo, el modelo Sundyne para servicio de hidrocarburos a baja temp.


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TABLA 2. TIPOS DE SELLOS DE EJE RECOMENDACIONES PARA HIDROCARBUROS LIMPIOS Y QUIMICOS Presión de Succión kPa man.

Temperatura Normal °C

psig

Tipo de Sello de Eje

Lavado/Sellado

°F

0–8300

0–1200

–50

–60

Cada aplicación requiere ingeniería Individual

0–8300

0–1200

–50 a +175

–60 –+350

Sello mecánico individual

Auto lavante

0–8300

0–12100

175 a 230

350 – 450

Sello mecánico

Auto lavante con enfriamiento cuando se requiere para prevenir la vaporización.

0–2100

230 a 400

450 –750

Sello mecánico individual de alta temperatura o sello normal con lavado de enfriamiento, dependiendo de la necesidad de enfriar para prevenir la vaporización en las caras de los sellos.

Auto lavante con enfriamiento cuando se requiere para prevenir la vaporización o controlar la temperatura del ambiente del sello.

Vacío

–50 a 400

–60 –750

Lo mismo que para presión de succión Lavado diseñado para presión positiva positiva. en la caja de estoperas. Fuentes externas para arranque y parada.

–40–+120

El sello individual de vapor es una Calentamiento con vapor; sin lavado. opción aceptable.

1800–2800

260 – 400

–40 a +50

8300

1200

Cualquiera

Cualquiera

400

Cada aplicación requiere ingeniería individual. 750

Cada aplicación requiere ingeniería individual.

NOTA: (1)

En vez de especificar un tipo particular de sello del eje, la especificación debería requerir que el diseño del sello suministrado sea uno probado con éxito por experiencia de operación comercial anterior. Los diseños aplicables incluyen los sellos mecánicos dobles con presión elevada en la caja de estoperas, sin lavado, y purga de nitrógeno a fuera de las caras del sello.


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TABLA 3. SELLOS MECANICOS INDIVIDUALES REQUERIMIENTOS PARA BOMBAS EN SERVICIO CAA Detalles del Sello

–––––––––––––––Construcción de la Bomba–––––––––– Bombas con anillo de desgaste detrás del impulsor y perforaciones de balance.

Bombas sin anillos desgaste detrás del impulsor y perforaciones de balance.

Arreglo de un Auto Lavado

Línea terminal de lavado sin restricción o válvula desde la descarga hasta el tope de la caja de estoperas en las caras del sello.

Línea de lavado derecha sin restricciones o válvula desde la descarga hasta el fondo de la caja de estoperas en las caras del sello, línea sin válvula o restricción desde el tope de la caja de estoperas hasta la succión.

Cojinete de Garganta en el impulsor

Ninguno

Requerida

Tipo de Sello

––––––––––––––––––––Balanceado––––––––––––––––––

Material de la Empacadura del Sello Mecánico

––––––––––––––––––––––Teflón–––––––––––––––––––––

Resorte del Sello

––––––––––––––––––––Individual––––––––––––––––––––

Enfriamiento con Agua

Agua a ser circulada a través de las conexiones de la ventilación del plato de sello y drenaje para remover los depósitos de CAA en el anillo de sello.


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Fig 1. ARREGLOS COMUNES PARA EL SELLADO Y LAVADO DE SELLOS MECANICOS


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Fig 1. (CONT.)

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Fig 2. CONFIGURACIONES TIPICAS DE SELLOS MECANICOS


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Fig 3. SISTEMA TIPICO DE LAVADO EXTERNO SIN RECIRCULACION

Fig 4. SISTEMA TIPICO DE ACEITE DE SELLO PARA SELLOS MECANICOS DOBLES


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Fig 5. ARREGLO DE ACEITE PARA SELLOS MECANICOS EN SERVICIO CAA


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Fig 6. SISTEMA DE SELLOS PARA BOMBAS DE FENOL CON SELLOS MECANICOS TIPO “PAREJA” “TANDEM”


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MDP–02–P–10

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FECHA

APROB.

PDVSA, 1983

TITULO

REQUERIMIENTOS DE INSTALACION

APROBADA


L.R.

PAG. REV. APROB.


ESPECIALISTAS


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Indice 1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 OPERACION EN PARALELO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 INSTALACION DE REPUESTOS COMUNES . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

6

5 DISEÑO DE BOMBAS CENTRIFUGAS PARA OPERACION BAJO FLUJO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

7

6 ARRANQUE AUTOMATICO DE BOMBAS AUXILIARES . . . . . . . .

9

7 TUBERIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

13

8 SISTEMAS DE DRENAJE PARA CUERPOS DE BOMBAS CERRADAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

14

9 FACILIDADES DE CALENTAMIENTO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

14

10 FILTROS DE SUCCION DE BOMBA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

15

11 PULSACION DE BOMBAS RECIPROCANTES . . . . . . . . . . . . . . . . .

17

12 SISTEMA DE LUBRICACION DE ACEITE EN DISPERSION . . . . .

17

13 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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ALCANCE Esta subsección trata sobre la integración de bombas individuales en las instalaciones de servicio de bombeo. Incluye los aspectos básicos de instalaciones de bombas múltiples y diseño de estaciones de bombeo. Incluye también los sistemas de tuberías y los accesorios directamente asociados con las unidades de bombeo.

2

REFERENCIAS PDVSA H–251 GA–201 N–265 N–268

N–269

N–271 Otras Referencias Kent, G.R.

3

Requerimientos de Diseño de Tuberías de Proceso y Servicio Centrifugal Pumps “specification for procurement of Low Voltage AC Adjustable Speed Drive” “General Purpose Application of API 541 Form–wound Squirrel–cage Induction Motors 250 Horsepower and Larger” “Special Purpose Application of API 541 Form–wound Squirrel–cage Induction Motors 250 Horsepower and Larger” “Field Inspection and Testing of New Electrical Equipment” “Stop Pump Flashing – Find Minimum Flow”, Hydrocarbon Processing, 44 (July, 1965)

OPERACION EN PARALELO Razones Para Arreglo en Paralelo Las bombas pueden ser diseñadas para operación en paralelo por cualquiera de las siguientes razones típicas: 1.

Se requiere un aumento de capacidad de un servicio de bombeo existente, y se agrega una nueva bomba en paralelo a una o más bombas existentes. Sin embargo, debido a la característica del sistema de descarga existente, el flujo del sistema no incrementará necesariamente en proporción al número de bombas agregadas.

2.

Se requiere una confiabilidad muy alta del servicio de bombeo sin confianza total en el funcionamiento de un mecanismo de auto arranque. La parada de una bomba de un grupo que opera en paralelo no causa falla total repentina del servicio.


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3.

La capacidad del servicio requerido puede exceder la capacidad de cualquier bomba disponible, y aceptable o cualquier modelo de accionador.

4.

La capacidad de servicio requerida puede exceder el suministro de energía de servicio disponible para un sólo accionador o un tipo de accionador. El deseo de flexibilidad de operación en la fuente o el tipo de energía puede llevar a unidades paralelas múltiples con diferentes tipos de accionadores.

5.

El uso de bombas múltiples puede permitir ahorros de inversión, por ejemplo, para servicios de capacidad alta, tres bombas dimensionadas al 50% pueden requerir menor inversión total que dos bombas dimensionadas al 100%.

6.

Para cumplir con un requerimiento de mayor capacidad de flujo que el normal en una operación poco común, puede ser preferible tener una bomba de servicio y su repuesto operar en paralelo, en vez de diseñar cada una para un caudal de flujo mayor de lo normal.

7.

Los requerimientos de códigos nacionales o locales pueden ordenar que las bombas múltiples normalmente operen en paralelo para incrementar la seguridad y/o la confiabilidad de la planta.

Requerimientos para Operación Satisfactoria en Paralelo Varios aspectos de la curva de cabezal–capacidad son importantes cuando se desea obtener una operación exitosa de bombas centrífugas en paralelo: 1.

El nivel de cabezal a cero flujo debe ser igual.

2.

La curva de cabezal no debe decrecer a medida que el flujo disminuye hacia cero para evitar la inestabilidad, debido a la existencia de dos puntos de operación.

3.

Las curvas deben tener una similitud cercana en la forma para asegurar un repartición apropiada de la carga.

4.

El cabezal a cero flujo debe ser por lo menos el 110% del cabezal a PME (Punto de máxima Eficiencia), para evitar fluctuaciones en la parte horizontal de la curva, lo que produce una gran variación en el caudal de flujo con sólo un pequeño cambio de cabezal. Ya que la forma de la curva no decreciente y la buena combinación de curvas entre las bombas en paralelo es crítica para lograr una operación de servicio de bombeo satisfactoria, es deseable una prueba de funcionamiento de la bomba seleccionada y a veces especificada. La decisión para requerir la prueba de funcionamiento se debería basar en la forma de la curva propuesta, los resultados de la prueba previa del vendedor, el tipo de bomba seleccionada, y el nivel de cabezal–capacidad. Por lo tanto, la decisión es tomada en la ingeniería de detalle, y no en el diseño básico de planta. El grado de atención requerida en diseño de servicios con bombas en paralelo depende de la disimilitud de las unidades de bombas a ser puestas en paralelo.


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La situación más simple y más común es colocar en paralelo dos bombas idénticas con los mismos accionadores. Algunas situaciones más complejas en orden creciente son: 1.

Bombas idénticas con tipos diferentes de accionador.

2.

Bombas de tipo similar, pero con diferente característica de capacidad de cabezal y diferentes puntos de PME (Punto de Máxima Eficiencia).

3.

Bombas centrífugas con curvas decrecientes.

4.

Disposición en paralelo de bombas centrífugas y de desplazamiento positivo.

Disposición en Paralelo Para Bombas Centrífugas y de Desplazamiento Positivo Las modificaciones o expansiones de planta a veces resultan combinando bombas rotativas y centrífugas en servicio paralelo. Esto mayormente ocurre en el rango de viscosidad de 32 a 430 mm2/s (150 a 2000 SSU) donde son operables ambos tipos. Las bombas de desplazamiento positivo tienen una curva de cabezal–capacidad muy decreciente y operan esencialmente a capacidad constante. Cuando se opera a esa capacidad la bomba de desplazamiento positivo es capaz de producir una presión de descarga lo suficientemente alta para parar completamente el flujo en la bomba centrífuga, lo que puede producir daños por sobre calentamiento. Por lo tanto, la bomba centrífuga debe estar equipada con un desvío al lado de la válvula de retención de la bomba, diseñado para asegurar un flujo mínimo a través de la bomba. Disposición en Paralelo de Bombas Centrífugas de Alta Velocidad Las bombas centrífugas de alta velocidad tienen curvas decrecientes de cabezal–capacidad, pero tienen la ventaja económica que sobrepasa esta deficiencia. En algunas situaciones puede ser deseable usarlas en operación paralela a pesar de que haya que tomar más precauciones. En estos casos, se recomienda consultar con los especialistas en máquinas. Características de Diseño de Instalación para Bombas Normalmente en Operación en Paralelo 1.

El tamaño del accionador se debería seleccionar para no permitir sobrecarga en cualquier punto a través de toda la curva de la bomba (“no–sobrecarga”), en el caso de que una bomba asuma una carga mayor que la de igual repartición de la carga debido a una combinación pobre de las características de la bomba o cuando una bomba se para, ocasionando que la bomba remanente se mueva fuera de su curva.


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2.

Se debería prever posiciones para orificios de prueba de flujo en la línea de descarga de cada bomba para permitir la verificación que el flujo está propiamente repartido entre las bombas. Los amperímetros para accionadores de motor y medidores de flujo de vapor para accionadores de turbina suministran una indicación indirecta de repartición de carga y son a veces de ayuda para este propósito, aunque no tan conclusivas como los medidores de flujo.

3.

Las tuberías de distribución de la succión se debería arreglar tan simétricas como sea posible de manera tal que todas las bombas tengan el mismo NPSHD.

4.

Cuando se requiera de instrumentación para arranque automático, se debería arreglar para permitir que cualquiera o todas las bombas en paralelo sean seleccionadas por el operador como la bomba auxiliar para arranque automático.

5.

Las turbinas o máquinas que accionan las bombas que trabajan en paralelo con bombas accionadas con motor, deberían tener un gobernador capaz de retener la velocidad a una variación máxima de 0.5% de la velocidad del motor (NEMA Clase B o mejor) para asegurar una buena distribución de carga de las bombas).

6.

Donde dos o más bombas operan normalmente en paralelo pero donde el caudal de flujo puede caer a una tasa lo suficientemente baja para permitir apagar una bomba, coloque una alarma de flujo bajo para señalar al operador que él puede apagar una.

Operación en Serie A continuación se presentan situaciones donde se utilizan arreglos en series: 1.

Un NPSHR inusitadamente alto, por ejemplo, operando a un punto alto de cabezal–capacidad, a veces requiere una bomba reforzadora para presionar la succión de la bomba de alta presión.

2.

El requerimiento de cabezal excede la capacidad de una sola bomba y el caudal de flujo está por debajo del rango económico de la bomba reciprocante.

3.

Se prefieren dos o más bombas en serie en vez de una bomba multietapa para servicio de suspensiones erosivas.

4.

El requerimiento de diferencial de presión es lo suficientemente bajo para que una de las bombas en serie se pueda apagar, como en líneas de transporte de fluido.

5.

La alimentación de la planta se debe transferir de un área remota de almacenaje a la de succión de una bomba de alimentación de cabezal alto.


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La operación en serie tiende a tener desventajas que deben ser arregladas en la fase de ingeniería de detalle y con frecuencia sobrepasan las ventajas. Algunas desventajas grandes son: 1.

El costo del equipo total de la bomba y el costo de instalación son mayores que para una sola bomba.

2.

La confianza es reducida porque el servicio de bombeo es dependiente en ambas bombas y ambos accionadores por continuidad. Se requieren a veces acciones de seguridad para prevenir la operación de una bomba sin la otra. Esta seguridad se logra usando un accionador común para las dos bombas.

3.

Los cambios de cabezal–capacidad se reflejan en las dos bombas, requiriendo un estudio especial de la respuesta del sistema a los cambios de flujo y presión.

4.

El sellado del eje de la bomba de etapa superior será difícil si la presión entre las bombas es alta.

En vista de estas desventajas, se debería evitar la operación en serie cuando sea posible.

4

INSTALACION DE REPUESTOS COMUNES En el documento MDP–02–P–02 se presentan las consideraciones que se aplican en la selección de los servicios para los cuales se pueden usar bombas con repuestos comunes. Una vez que los servicios compatibles ha sido seleccionados, se debe diseñar la distribución de tubería para permitir el uso de repuesto en cualquier servicio. Las condiciones de temperatura y presión son usualmente lo suficientemente cercanas para que no se requiera una clasificación especial de la tubería; sin embargo, se debe verificar para determinar si es necesario. La tubería de succión y descarga se deben clasificar para soportar la mayor presión y temperatura de los dos servicios. Ya que las condiciones de operación entre los dos servicios pueden ser lo suficientemente diferentes para justificar diferencias en los detalles del sistema de sello del eje, las Especificaciones de Diseño deberían especificar que el diseño del sello del eje para los repuestos comunes sea adecuado para ambos servicios.


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DISEÑO DE BOMBAS CENTRIFUGAS PARA OPERACION A BAJO FLUJO Sistemas de Reciclo Si cualquier condición de flujo de proceso especificada es menor que el nivel de flujo mínimo permisible para una bomba en particular, se debe instalar un desvío para recirculación para evitar daños a la máquina por cavitación, sobrecalentamiento o atascamiento. Los desvíos se dimensionan típicamente para el 10% a 25% de la capacidad de la bomba en el punto de mejor eficiencia (“PME”). Una eficiencia alta (del 75 al 85% a PME) tiende a reducir el flujo mínimo requerido; un cabezal alto tiende a incrementarlo. El rango de 10 a 25% está limitado típicamente en su límite superior con servicios de alimentación de calderas de alto cabezal y servicios criogénicos, y en su límite inferior con bombas para alto flujo de una sola etapa. Las bombas de proceso con caudales de flujo nominales de 2.5 a 20 dm3/s (40–300 gpm) típicamente se seleccionan para operar 40% a 75% de la capacidad de PME y aquellas de 20 a 125 dm3/s (300 a 2000 gpm) a 75% a100% de la capacidad de PME. Se debe prestar atención en el diseño de todo sistema de recirculación para asegurar que el flujo recirculado no aumente significativamente la temperatura de la succión de la bomba, lo que incrementaría la presión de vapor resultante y, por lo tanto, reduciría el NPSH disponible. La línea de reciclo debería preferiblemente ser llevada al tanque de succión en vez de la línea de succión de la bomba. El desvío puede tener un orificio fijo para recircular constantemente el flujo mínimo o una válvula de control que comienza a abrir cuando el requerimiento de flujo del sistema iguala el valor mínimo permisible. La válvula de control requiere una inversión mayor que el orificio, pero típicamente es económica en bombas por encima de 37kW, y cuando el caudal de flujo de operación normal está por encima del 50% de la capacidad de PME (ya que el flujo de reciclo no se requiere en operación normal). La siguiente fórmula basada en el aumento de temperatura permisible del fluido es una forma conveniente de estimar el flujo continuo mínimo y seguro cuando se conocen las características de funcionamiento reales de la bomba.

Q min +

77H PME Q PME E PME ( F10 C P DT ) HPME )

Ec. (1)


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= Factor cuyo valor depende de las unidades usadas

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donde: HPME, QPME y EPME son el cabezal, la capacidad y la eficiencia (en porcentaje) al flujo de mayor eficiencia para la bomba. Cp es el calor específico del líquido a presión constante. Si esta fórmula produce un valor menor al 10% del flujo del PME, use el 10% para el diseño del sistema de reciclo. Este método provee una forma rápida de evaluar un requerimiento de flujo mínimo recomendado por el suplidor de la bomba. Antes de seleccionar una bomba y antes de que se conozcan la eficiencia real y las características de PME, se puede obtener un estimado para determinar la eficiencia, sustituyendo las condiciones normales de proceso y usando datos típicos de funcionamiento de la MDP–02–P–02, Figura 3 ó 4. Si el aumento de temperatura permisible (DT) es desconocido, use 8.3°C (15°F) para agua y aplicaciones químicas en general, 5.6°C (10°F) para hidrocarburos y agua de alimentación de calderas y 2.8°C (5°F) para hidrocarburos livianos, criogénicos y otros servicios de NPSH crítico. Donde se requiere reciclo por bajo flujo para bombas que se operan en paralelo, se requieren reciclos individuales para cada bomba. Control de Flujo Mínimo Para Servicio de Agua de Alimentación de Caldera La necesidad de un control automático del desvío por bajo flujo en servicios de agua de alimentación de caldera ha llevado al desarrollo de una unidad combinada de válvula de retención / válvula de desvío por bajo flujo.Estas unidades están comercialmente disponibles y se recomiendan para servicios de agua de alimentación de caldera. La aplicación en otros servicios diferentes del agua de alimentación de caldera depende de la experiencia de aplicaciones exitosas anteriores. Cuando se aplica esta unidad combinada de válvulas, se recomienda una alarma por bajo flujo, un manómetro de presión y un orificio de restricción en la línea de desvío del bajo flujo para verificar manualmente de que hay recirculación, ver Figura 3. Aumento Real de Temperatura El aumento de temperatura que ocurre en una bomba es importante cuando el líquido bombeado está cerca de su punto de burbuja, ya que se produce una fuga de la descarga a la succión. El aumento de temperatura se puede estimar con la siguiente fórmula cuando la eficiencia al caudal de flujo de operación se conoce:


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DT 0 +

F11

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H o (0.98 * E o) F 11 C pE o


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Ec. (2) En unidades métricas


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Modificación de las Características Efectivas de Cabezal–Capacidad del Sistema Cuando se seleccionan las bombas centrífugas para servicios de caudal de flujo bajo, el aumento de capacidad de cabezal entre el caudal de flujo nominal y a cero flujo con frecuencia y por necesidades menor que el 10% de aumento mínimo requerido; por ejemplo el punto de flujo nominal está en la parte horizontal de la curva cabezal–capacidad. Esto haceque el caudal de flujo de la bomba sea muy sensible al cambio de presión y tienda a inestabilizar la bomba y su sistema de control. Un método simple de prevenir esta deficiencia es suministrar un orificio de restricción en la brida de descarga de la bomba y diseñar la bomba con una capacidad adicional de cabezal tal que la presión aguas abajo del orificio sea suficiente para los requerimientos del servicio. Las características de presión–capacidad aguas abajo del orificio serán adecuadas para una operación y control estable. El orificio se dimensiona para la diferencia entre la presión diferencial correspondiente a el aumento natural de la curva y el aumento deseado de la curva, típicamente alrededor de 10% de la presión diferencial requerida por el servicio. La bomba es entonces diseñada para cabezal extra tomando en consideración la caída de presión del orificio. Como el orificio y el cabezal de la bomba no se pueden diseñar hasta que no se haya hecho una selección tentativa de la bomba, este procedimiento de diseño se debe usar en la fase de procura de la bomba, en cooperación con el suplidor, en lugar de hacerlo en la etapa de diseño básico de planta.

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ARRANQUE AUTOMATICO DE BOMBAS AUXILIARES Situaciones que Requieren Arranque Automático Las bombas auxiliares son previstas con arranque automático cuando la parada de la bomba de operación por más de unos pocos minutos pueda parar la unidad de proceso o poner en peligro la seguridad del personal o del equipo.La mayoría de los servicios de bombeo de la refinería pueden tolerar una pérdida de bombeo del orden de 2 a 5 minutos requeridos por el operador para informarse de una falla de bomba y tomar acción para arrancar manualmente la bomba auxiliar. Por lo


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tanto, la mayoría de los servicios de bombeo de proceso no se ajustan a los requerimientos para arranque automático. Algunos ejemplos de los servicios críticos donde se usa el arranque automático son los siguientes: Servicio

Razón crítica

Agua de alimentación de caldera

La capacidad de generación de vapor es rápidamente afectada; se requiere un suministro continuo de vapor a presión a presión máxima para permitir la operación de la planta en fallas momentáneas de energía y para permitir una parada de planta de emergencia con seguridad.

Condensado de condensadores de superficie

La acumulación de condensado en el condensador de superficie de una turbina de condensado de vapor puede exponer el rotor de la turbina a inundación del cuerpo de salida y causar daños severos a la máquina.

Agua de enfriamiento de refinería

El enfriamiento del proceso a través de la planta es afectado; una falla de flujo de agua puede causar un cambio grande en el proceso y condiciones peligrosas.

Alimentación de horno

Con la parada de flujo del líquido de proceso en un horno de temperatura alta se arriesga un sobreca– lentamiento del metal del tubo y una falla, lo cual permite a un líquido de proceso inflamable entrar en contacto con el área de combustión del horno.

Aceite lubricante de compresor

La falla de cojinetes ocurre muy rápidamente después de la pérdida de presión del aceite lubricante requiriendo por lo tanto de un sistema de parada de aceite lubricante de baja presión; el arranque automático de la bomba auxiliar se instala para permitir una operación continua de la unidad del compresor por causa de la parada de la bomba principal de aceite.


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El arranque automático de una bomba auxiliar no es la única previsión de seguridad para un servicio de este tipo. La parada automática de suministro de combustible, la inyección automática de vapor, la parada automática de máquinas, etc., se emplean como previsiones posteriores en muchas situaciones. Parámetros que Disparan el Arranque Automático El parámetro más comúnmente usado para disparar el arranque automático de la bomba auxiliar es la caída de la presión de descarga de la bomba. En el caso de bombeo de condensado de pozo caliente, se usa un nivel alto en el pozo caliente para arrancar la bomba de repuesto. El flujo bajo o la temperatura alta pueden, en algunas situaciones de proceso, ser preferible a la presión de descarga o al nivel de líquido en el recipiente de succión. Control de Arranque Automático Los servicios de bombeo arreglados para arranque automático de las bombas de repuesto deberían estar provistos de controles y un interruptor principal de selección de arranque automático, localizado en la instalación de la bomba, lo cual permite la designación de cual bomba va a arrancar automáticamente. En instalaciones de bombas múltiples en paralelo, normalmente cada unidad de bomba se instrumenta para servir de unidad de arranque automático, cuando sea señalado por el interruptor selector de arranque automático. Los sistemas de arranque automático deberían tener alarmas para indicar que la bomba ha arrancado automáticamente. Los controles que afectan el arranque automático deberían dejar la bomba de repuesto en funcionamiento después que la crisis de arranque automático ha pasado. Se debería especificar la parada manual de la bomba de repuesto y el reajuste del mecanismo de arranque automático. Este arreglo ayuda a centrar la atención del operador en el evento del arranque automático aumentando la probabilidad de que se corrija el problema que lo causó. En el caso de turbinas de vapor, la válvula de abertura rápida colocada en la línea de suministro del vapor debería estar provista con una palanca de reajuste manual. Dimensionamiento del Motor Para Arranque Automático Los accionadores tipo motor de bombas designadas como de arranque automático, se debería especificar para no ser sobrecargados, (dimensionados para el requerimiento de potencia máxima de la bomba en su rango de flujo completo) de manera que puedan ser operados continuamente con seguridad con la bomba en operación lejos de la curva cabezal–capacidad. Esto es necesarioporque las circunstancias que causan el arranque automático frecuentemente fuerzan la bomba de repuesto a operar a un caudal de flujo mayor de lo normal.


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Arreglos de Turbina para Arranque Automático Generalidades – Las especificaciones de diseño deben especificar cuales turbinas están dispuestas para arranque automático tal que se puedan seleccionar modelos de turbina con cojinetes y sistemas de lubricación adaptados. La válvula de abertura rápida se debería diseñar para caída de presión despreciable a un flujo de vapor normal para asegurar una presión adecuada a la válvula de admisión de vapor de la turbina. Los siguientes puntos son cubiertos en la ingeniería de detalle y normalmente no requieren especificaciones de diseño. 1.

La válvula de abertura rápida en la línea de suministro de vapor para arrancar automáticamente las turbinas deberían tener un desvío de 19 mm (3/4 pulg), con un orificio de restricción para proveer un suministro continuo de vapor de calentamiento a la turbina.

2.

Se requieren trampas de vapor inmediatamente aguas arriba de la válvula de abertura rápida, en el fondo del cuerpo de descarga de la turbina, y en cualquier otro punto bajo en la tubería de descarga.

3.

Las turbinas de vapor con eje que manejan bombas de aceite lubricante e interruptores que se disparan por baja presión de aceite lubricante deben tener características de retraso automático de tiempo para permitir una aceleración automática a toda velocidad antes de que se estabilice la presión total del aceite combustible.

Turbinas de Contrapresión – Las tuberías de descarga de turbinas de contrapresión arregladas para arranque automático requieren atención especial para prevenir la formación y el arrastre de condensado de la descarga (Exhaust) lateral en la descarga principal. Si está presente una parte de condensado cuando la turbina arranca, esta será acelerada por el repentino golpe de vapor y puede causar daños serios en la tubería cuando golpea un codo o entra en el cabezal de vapor de presión baja. La posibilidad de daño se puede reducir de las siguientes maneras: 1.

El uso de trampas de vapor dobles y paralelas en cada punto bajo se considera una precaución suficiente si el tamaño de la línea de descarga de vapor es pequeña, comparada con la línea principal de baja presión.

2.

Si la disposición de tuberías es tal que el mal funcionamiento de las trampas pudiera resultar en la formación de una gran porción de condensado, se debería agregar una chimenea de venteo atmosférico con válvula para la tubería de descarga dentro de la válvula de bloqueo de descarga. La válvula de venteo estará abierta mientras la turbina esté parada y por pocos minutos después del arranque automático, hasta que llegue un operador para cambiar el interruptor a operación de contrapresión. Este método no se


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puede usar, sin embargo, si el diseño de la turbina no es adecuado para la operación con presión de descarga atmosférica, o si el vapor escapa a la atmósfera antes de que llegue un operador, podría poner en serio peligro la disponibilidad de vapor de presión baja (Turbine Exhaust) necesitado en otro lugar durante una emergencia de planta. Acumuladores para Servicio de Aceite Combustible para Calderas Cuando la bomba de suministro de aceite combustible para una caldera de vapor se para, el quemador puede apagarse antes que la bomba de repuesto de arranque automático pueda reestablecer la presión y el flujo, parando la caldera y perjudicando seriamente la operación de la planta. Para evitar que el quemador se apague, se debería usar en la línea de descarga de la bomba un acumulador similar al que se usa en los sistemas de aceite lubricante de compresores centrífugos. El acumulador debería ser capaz de mantener la presión de aceite combustible y el flujo por 10 segundos mientras que la bomba de repuesto se acelera a la velocidad de operación. Este debe tener traza de calor y aislante para asegurar un funcionamiento confiable con aceite combustible de alta viscosidad.

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TUBERIAS Los requerimientos de diseño de tubería para bomba se presentan en PDVSA H–251. Se requiere atención especial en seleccionar las clasificaciones para las tuberías de succión y válvulas para bombas con tuberías distribuidas para flexibilidad de repuestos comunes. El sistema de tubería debe ser diseñado mecánicamente para limitar las fuerzas y los momentos impuestos en las bridas de la bomba, aquellas permitidas por el diseño de la bomba. Las tuberías de succión para bombas con terminal de succión convencional requiere atención especial en diseño mecánico debido a que las corridas cerca de la bomba tienden a tener menor flexibilidad que las corridas superiores a las bombas que succionan por el tope. La tubería de succión de bombas centrífugas se dimensiona para un caída de presión de 1.7 a 2.8 kPa (0.25 a 0.4 psi) por cada 30 m (100 pie) de tubería,resultando en velocidades típicas de flujo de 1.5 a 3 m/s (5 a 9 pie/s); el dimensionamiento de tuberías de descarga resulta en aproximadamente el doble de esta velocidad. Las tuberías de succión de una bomba reciprocante se dimensionan para velocidades menores, debido al efecto del cabezal de aceleración sobre el NPSHD.


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SISTEMAS DE DRENAJE PARA CUERPOS DE BOMBAS CERRADAS Muchos tipos de servicios de bombeo requieren facilidades para un drenaje seguro del cuerpo de la bomba antes de abrir éste para mantenimiento. Las facilidades requeridas son: 1.

Una conexión de drenaje para el cuerpo, con válvula.

2.

Una tubería pequeña de drenaje (19 mm) (3/4 pulg), con traza de vapor para líquidos con punto de fluidez alto.

3.

Un punto de colección adecuado o un tanque de colección.

Los tipos de servicio que requieren estas facilidades son: 1.

Los servicios con temperatura por encima de autoignición, como los fondos de destilados, los cuales requieren drenaje de cuerpos para evitar solidificación, pero crearían un peligro de incendio si el residuo fuera liberado directamente a la atmósfera.

2.

Hidrocarburos livianos que vaporizarían inmediatamente al ser liberados a la atmósfera, causando contaminación atmosférica y riesgos de incendio.

3.

Fluidos tóxicos y altamente corrosivos como el fenol y el ácido sulfúrico, los cuales pudieran ocasionar daños al personal y/o los equipos si se drena localmente durante el mantenimiento de la bomba.

En algunos casos se requiere el lavado del cuerpo con agua o un solvente después del drenaje, pero esta operación no requiere instalaciones adicionales. Las especificaciones de diseño deberían especificar los servicios para los cuales se deben prever las instalaciones de drenaje de cuerpo cerrado.

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FACILIDADES DE CALENTAMIENTO Se recomienda incluir arreglos para calentamiento de bombas en servicios con líquidos de alto punto de fluidez y temperaturas sobre 232°C (450°F). Los indicadores de temperatura se deberían especificar para bombas que requieran facilidades de calentamiento, y ser instalados en la tubería inmediatamente anexa a la bomba. Los indicadores de temperatura se deberían también colocar en las bombas donde el tamaño del accionador seleccionado está tan cerca de los requerimientos mínimos que requieren calentamiento casi completo antes del arranque. Esta necesidad puede no ser detectada hasta que se haya seleccionado la bomba y el tamaño del accionador durante la ingeniería de detalle.


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10 FILTROS DE SUCCION DE BOMBA Filtros Temporales Los filtros temporales se usan para la protección de las bombas durante la limpieza, lavado y período de operación inicial de plantas nuevas para recolectar pedazos de soldadura y de tuberías, y cualquier otro objeto extraño que pueda existir en el sistema. Estos se usan también después de paradas largas cuando los recipientes y los sistemas de tubería han sido abiertos para servicios internos. Ver H–251 y GA–201 para detalles de instalación. Filtros Permanentes Los filtros permanentes se aplican en servicios donde sólidos o material extraño son un constituyente normal del fluido bombeado, por ejemplo,coque en el fondo de las torres, desechos en agua de reservorio, y suspensiones donde las partículas pueden ser lo suficientemente grandes para tapar la bomba. Ellos se diseñan para instalación permanente con limpieza, sin perturbar las conexiones de las tuberías de procesos primarios. Estos filtros se limpian cuando la caída de presión alcanza el límite máximo permisible. Los filtros permanentes se pueden clasificar de acuerdo a su método de diseño de limpieza: Limpieza manual – El filtro se debe construir para permitir remoción y limpieza de los elementos de filtro sin remover el cuerpo del filtros de la tubería de proceso. Auto–limpiante – El elemento de filtro es normalmente limpiado por un fluido directo hacia un punto apto para recolección, utilizando el flujo de fluido del proceso. Los filtros permanentes se deberían diseñar para descarga (como los filtros tipo “Y”) o para retrolavado cuando existen posibilidades de depósito adecuado en el sistema del proceso. Para retrolavado, las válvulas de bloqueo están provistas de filtros por ambos lados: Se usa una línea del lado de descarga de la bomba de operación hacia el lado aguas abajo del filtro para ser retrolavado; y un punto de deposición de filtrado se selecciona para que pueda aceptar líquido de proceso y sólidos. Se debe tomar precaución en seleccionar la presión de diseño de la línea y del colador. El uso de las instalaciones de descarga y de retrolavado tiende a incrementar el tiempo entre las operaciones de limpieza manual, pero la necesidad para estos y su efectividad se puede predecir solamente con base en experiencias anteriores específicas.


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Los filtros permanentes se deberían colocar para proteger las bombas del pase de partículas más grandes que la mitad del ancho de la abertura de salida del impulsor. Se deberían usar tamaños normales de malla, como los siguientes: Tamaños Nominales de Malla

Tamaño de abertura

Relación de área (Area total / área abierta)

mm

pulg

3

6.9 x 6.9

0.27 x 0.270

1.52

5

3.5 x 3.5

0.137 x 0.137

2.15

20

0.76 x 0.76

0.30 x 0.030

2.78

Si el tamaño de la línea de succión es 200 mm (8 pulg), el área de malla total mínima requerida es: A +

ƪ ƫ 200 2

2

x p x 3 x 2.15 x 10 *6 + 0.203 m 2 (315 pulg 2)

Como la geometría del impulsor es desconocida hasta que la bomba es seleccionada, la selección del tamaño de malla se realiza en la ingeniería de detalles. En este momento se puede tomar en consideración la recomendación del suplidor de la bomba. Los filtros de la bomba no se instalan normalmente para proteger las bombas con espacios de corrida pequeños de sucios finos o partículas de proceso que puedan estar en el bombeo. El sucio fino se debe remover limpiando y lavando el sistema de proceso. Los sólidos finos de proceso se deben dejar pasar a través de la bomba o ser removidos con una unidad de filtro. La configuración más comúnmente usada para coladores permanentes de bombas son los T en línea, orientados con la barra cruzada en la dirección vertical. Se coloca una brida ciega en el terminal de la brida de la rama horizontal, a la cual va soldada una placa con malla. Unas barras de guía se sueldan en la rama horizontal para soportar la placa y permitir sacarla. Los filtros de tipo “Y” son sustitutos aceptables para los filtros tipo“T”. En las instalaciones donde el margen entre NPSHD y NPSHR es pequeño, la acumulación de la caída de presión de un filtro permanente es una amenaza a una operación continua segura. Cuando se requieren filtros permanentes, para cálculos del NPSHD se debería asumir una caída de presión a través del filtro no menor de 1 psi para cálculos del NPSHD. Se deberían especificar tomas para medida de presión (o de diferencial de presión) en ambos lados del filtro permanente. Se deberían tomar en cuenta previsiones para alarmas que indique un diferencial de presión alto a través del filtro.


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Los filtros permanentes se pueden arreglar en pares con válvulas en la línea de succión del servicio de bombeo, o se puede colocar un colador en la succión lateral a cada bomba, del lado de la bomba donde está la válvula de bloqueo de la succión. Este último arreglo reduce el número de válvulas de bloqueo que se requieren para aislar un filtro, pero requiere cambiar de bombas cada vez que se limpia un filtro.

11 PULSACION DE BOMBAS RECIPROCANTES Las pulsaciones de presión producidas por la acción de bombeo de las bombas reciprocantes puede hacer que ocurra una falla en la tubería cuando las fuerzas oscilatorias resultantes excedan los niveles razonables o excitan la frecuencia natural del sistema. La experiencia indica que cuando la presión de la línea incrementa el nivel de pulsaciones permisibles aumenta en valor absoluto, pero disminuye cuando se le expresa como un porcentaje de la presión de la línea. Los niveles tolerables de pulsación expresada como porcentaje de la presión absoluta de la línea se presentan en la Figura 2. Esto provee una base para especificar el funcionamiento requerido de los amortiguadores de pulsación de presión. Las pulsaciones de presión se pueden reducir usando una bomba de cilindros múltiples como un diseño doble o triple, instalando acumuladores del tipo hoja (Bladder) en la línea de descarga de la bomba, o por un cambio enla velocidad del accionador. Sin embargo, hacer pre–ingeniería de el amortiguamiento de estas pulsaciones por los métodos anteriores se justifica solamente cuando una experiencia anterior con un servicio particular indica su necesidad y provee una base de diseño.

12 SISTEMA DE LUBRICACION DE ACEITE EN DISPERSION La experiencia ha mostrado que una reducción importante de fallas debidas a contaminación de lubricación (polvo, humedad y óxido) es posible lubricando los cojinetes de la bomba con un sistema central de lubricación de niebla de aceite. El sistema central distribuye aceite combustible a los cojinetes en la forma de una niebla aerosol suspendida en aire caliente a una presión levemente positiva para controlar el ambiente en la zona en condiciones ideales. A pesar de que un sistema de lubricación de aceite en dispersión requiere una inversión inicial de capital, se han encontrado ahorros de mantenimiento para justificar la inversión incremental, haciendo por lo tanto su aplicación apropiada cuando se desean inversiones óptimas y mantenimiento mínimo. Los sistemas de lubricación de aceite en dispersión para bombas se debería indicar en las especificaciones de diseño cuando la aplicación es consistente con la filosofía de inversión del proyecto y del plan de mantenimiento de la planta. Cuando se requiera, los detalles de diseño de sistemas de lubricación de aceite en dispersión se puede obtener consultando con los especialistas de máquinas.


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13 NOMENCLATURA (Ver MDP–02–P–02).

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Fig 1. CURVAS CARACTERISTICAS PARA BOMBAS QUE OPERAN EN PARALELO.

NOTAS: EN ESTE RANGO HAY DOS VALORES DE Q PARA CADA VALOR DE H; UNA CONDICION QUE PUEDE CONTRIBUIR A LA INESTABILIDAD.


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Fig 2. NIVEL ACEPTABLE DE PULSACION DE LA PRESION EN TUBERIAS DE BOMBAS.

Fig 3. PROTECCION POR BAJO FLUJO PARA BOMBAS DE ALIMENTACION A CALDERAS UTILIZANDO UNA UNIDAD COMBINADA DE VALVULA DE RETENCION / VALVULA DE DESVIO POR BAJO FLUJO (1).

NOTAS: 1. SISTEMA MINIMO DE PROTECCION, UN SISTEMA MAS COMPLICADO SE PUEDE JUSTIFICAR POR LA SITUACION INDIVIDUAL DEL DISEÑO. 2. LA OPERABILIDAD DE LA VALVULA DE COMBINACION SE VERIFICA MANUALMENTE CERRANDO LA VALVULA DE DESCARGA Y OBSERVANDO LA PRESION MANOMETRICA EN LA LINEA DE DESVIO. 3. LA LINEA DE DESVIO TIPICAMENTE SE DIMENSIONA PRA 65 a 115 kPa POR CADA 100 METROS (3 a 5 pie POR CADA 100 pies) 4. DIMENSION ES EL ORIFICIO DE RESTRICCION PARA UNA CAIDA DE PRESION DE 69 kPa (10 psi) AL 25% DEL FLUJO NOMINAL DE LA BOMBA.


PDVSA N°

MDP–02–P–11

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REV.

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APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

ACCIONADORES DE BOMBAS Y REQUERIMIENTOS DE SERVICIOS INDUSTRIALES

APROBADA


L.R.

PAG. REV. APROB.


ESPECIALISTAS

PRACTICAS DE DISEÑO


ACCIONADORES DE BOMBAS Y REQUERIMIENTOS DE SERVICIOS INDUSTRIALES Indice manual

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Indice 1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 ANTECEDENTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

5 SELECCION DEL TIPO DE ACCIONADOR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

6 MOTORES ELECTRICOS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

5

7 TURBINAS DE VAPOR PARA USO GENERAL . . . . . . . . . . . . . . . . .

8

8 TURBINAS HIDRAULICAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

11

9 TRANSMISIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

13

10 AGUA DE ENFRIAMIENTO PARA BOMBAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

14

11 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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ALCANCE Esta subsección presenta la base para la selección del tipo de accionador y presenta los requerimientos de servicio de las unidades de bombas.

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REFERENCIAS Prácticas de Diseño (Además de otros documentos de este capítulo) “Compresores” “Seguridad en el Diseño de Plantas” PDVSA H–251–R G–203–R G–201–R N–201 N–268

N–269

N–271

Requerimientos de Diseño de Tuberías de Proceso y Servicios Turbinas a Vapor de Uso General Turbinas a Vapor para Uso Especial Obras Eléctricas “General Purpose Application of API 541 Form–wound Squirrel–cage Induction Motors 250 Horsepower and Larger” “Special Purpose Application of API 541 Form–wound Squirrel–cage Induction Motors 250 Horsepower and Larger” “Field Inspection and Testing of New Electrical Equipment”

Otras Referencias API, Standard 611, General Purpose Steam Turbines for Refinery Services NEMA SM 20, Mechanical Drive Steam Turbines

3

ANTECEDENTES La mayoría de los servicios de bombeo en las plantas de proceso requieren accionadores de bombas en el rango de 7 a 300 kW (10 a 400 HP). Las bombas de carga de crudo y las bombas de carga de producto a tanqueros frecuentemente caen en el rango de 525 a 1500 kW (700 a 2000 HP), pero otros servicios para hidrocarburos muy pocas veces exceden los 525 kW (700 HP). Los servicios de agua de alimentación a calderas y de agua de enfriamiento de planta en refinerías y plantas químicas comúnmente requieren accionadores en el rango de 300 a 1100 kW (400 a 1500 HP), con ejemplos ocasionales de 1500 a 2100 kW (2000 a 2800 HP).




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Los motores de inducción se seleccionan para accionar la mayoría de las bombas. Normalmente, se usan accionadores directos con acoples flexibles. Se requieren razones y circunstancias especiales para seleccionar cualquier otro tipo práctico de accionador turbina de vapor, turbina hidráulica, máquina diesel o para justificar transmisiones de velocidad variable o ajustable para motores de inducción. La necesidad de unidades de engranaje (u otras transmisiones de velocidad constante) se determina durante la procura de los equipos.

4

DEFINICIONES Para las definiciones de los términos de clasificación de turbina a vapor, ver Manual de Diseño de Proceso, Subsección 11–M, versión 1986, PDVSA G–203–R y PDVSA G–201–R.

5

SELECCION DEL TIPO DE ACCIONADOR Alternativas Disponibles Los tipos de accionadores prácticos para bombas dentro de plantas se limitan a motores de inducción, turbinas de vapor de propósitos generales, máquinas de vapor (para bombas de vapor de acción directa) y turbinas hidráulicas. Para servicios de proceso fuera de planta, no existen oportunidades de aplicación de turbinas hidráulicas, pero las máquinas de combustión interna (usualmente diesel) encuentran una aplicación ocasional. Las turbinas de gas se usan como accionadores de bombas en tuberías y servicios de producción, pero no son económicas en el rango de potencia de las bombas. Los motores sincrónicos rara vez se usan como accionadores de bombas, ya que su mayor costo en los rangos típicos de velocidad y potencia de las bombas centrífugas rara vez se justifican el mejoramiento en el factor de potencia que ellos proveen. Bombas de Operación Normal Las dos consideraciones que mayormente influencian la selección de los tipos de accionadores para bombas de operación normal son: 1.

Costos de energía del servicio industrial y

2.

Balance del sistema del servicio industrial

Los costos de energía y el balance del sistema es el resultado de muchos factores que han influenciado en el diseño del sistema de servicio de planta. Los accionadores para bombas de operación normal se especifican para ser consistentes con el diseño del sistema de servicio de la planta. En la mayoría de los casos, se especifican motores de inducción.




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Ahorros en el costo de energía de los accionadores se pueden lograr a veces por recuperación de energía de corrientes líquidas a través de la aplicación de turbinas hidráulicas, y por el uso de velocidad variable en vez de estrangulamiento de descarga o reciclos para el control del flujo de la bomba. En ambos casos, se deben realizar estudios individuales para determinar si se justifican la inversión incremental. Otros factores que a veces influencian la selección del tipo de accionador para bombas de operación normal son: 1.

Reducción de la carga del mechurrio por fallas de una fuente de servicio determinada.

2.

Costos de inversión de las líneas de suministro de servicio requerido, por ejemplo en las localidades remotas, fuera de planta.

3.

Simplicidad operacional. Este factor favorece los motores eléctricos y bajo algunas circunstancias puede prevalecer sobre otras consideraciones.

4.

Requerimientos de mantenimiento. Las turbinas tienden a requerir más mantenimiento que los motores. Las bombas centrífugas en línea pueden ser mantenidas más convenientemente cuando están equipadas con accionadores de motores eléctricos.

Los factores que usualmente no influyen sobre la selección del tipo de accionador son: 1.

Velocidad de la bomba, ya que la inclusión de una unidad de engranaje puede producir cualquier velocidad con cualquier tipo de accionador.

2.

Precio del accionador, ya que otros factores son siempre más significativos en la selección del tipo de accionador para bombas que las diferencias en el costo inicial del accionador.

3.

Compatibilidad entre unidades de bombeo paralelas, ya que los sistemas de control se pueden suministrar para compensar las diferencias de características de los accionadores.

Bombas de Repuesto y Auxiliar Cuando el propósito primario de proveer una bomba de repuesto instalada es cubrir requerimientos de mantenimiento de la bomba, en vez de breves interrupciones en el suministro del servicio de energía, se debe usar el mismo tipo de accionador para el servicio y para el repuesto. Usar tipos diferentes de accionadores (por ejemplo, motores y turbinas) incrementa innecesariamente la inversión de la planta. Los servicios de bombeo de proceso dentro de planta normalmente se apoyan en alimentadores de poder dobles y en sistemas de reaceleración para confiabilidad de accionadores de bombas, y por lo tanto, use motores tanto para bombas de repuesto como para bombas en operación.




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Cuando el requerimiento de alta confiabilidad de un servicio de bombeo justifica el empleo de un segundo tipo de accionador, el arreglo común es un motor para la bomba en operación y una turbina para el repuesto. Este arreglo se aplica normalmente en sistemas de servicio para prevenir fallas en los servicios durante una falla de energía. Los sistemas de bombeo de servicio normalmente provistos con repuestos con turbinas son: los suministros de combustible, agua de alimentación de caldera y agua de enfriamiento de planta. Los servicios de proceso, dentro de planta que requieren bombas de repuesto con turbina por razones de seguridad son limitados a los requeridos para evitar una crisis mayor de seguridad, tales como salidas grandes de vapor de válvulas de donde se justifican seguridad, durante una falla de energía. Las situaciones donde se justifican repuestos con turbinas normalmente ocurren en unidades de refinería de muy alta capacidad. Donde una bomba de repuesto tiene un servicio alterno para bombeo de emergencia se debería especificar con turbina de vapor. En servicios que usan turbinas hidráulicas para operar las bombas, la bomba de repuesto debería tener como accionador motor o turbina de vapor. Ver MDP–02–P–02, Repuesto y Multiplicidad, para Detalles Adicionales. Servicios de Bombeo de Emergencia Una de las dos bombas normalmente suministradas para servicio de bombeo de agua contra fuego debería tener un motor eléctrico. La segunda bomba debería tener una turbina de vapor si es práctica una línea de suministro de vapor hasta el sitio de instalación y si una sola contingencia no puede causar falla en suministro de vapor y energía (Ver capítulo de Seguridad de Diseño). Si cualquiera de estas condiciones no es satisfecha, se debería especificar una máquina de combustión interna (normalmente diesel). Las bombas auxiliares de los pozos de agua con frecuencia se especifican con accionadores tipo motor diesel para dar confiabilidad en el caso de fallas del sistema de servicio y para evitar tener líneas de servicio hasta los lugares remotos de los pozos de agua. Los servicios de bombeo deberían tener accionadores con vapor para tomar ventaja del mayor potencial de seguridad.

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MOTORES ELECTRICOS Generalidades Los motores eléctricos de inducción normalmente usados como accionadores de bomba se construyen en un rango de fracciones de kW (<1) hasta 16400 kW (22000 HP). A continuación se presentan las bases para dimensionar el motor con la siguiente ecuación:


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PF requerida mínima, del accionador

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PF nominal de la bomba centrífuga x 1.1 Eficiencia mecánica de transmisión

El factor de carga 1.1 da un 10% de margen de seguridad. La eficiencia mecánica de la transmisión será 1.0 para un acople directo del motor a la bomba. La eficiencia de la unidad de engranaje se puede obtener de la Subsección 11–L de la versión de 1986 del Manual de Prácticas de Diseño. Las eficiencias de unidades de velocidad variable acarga total y parcial se debería obtener por consulta con el especialista en máquinas. Vea también la Subsección 11–L antes indicada para obtener un sumario de tamaños de motores, eficiencias, factores de potencia y cargas conectadas. Las especificaciones de diseño deberían incluir una tabla de los siguientes renglones de bombas con motor, incluyendo las notas numeradas: Equipo P–XXX

Operación Carga de Operación, kW(1) N, S o I(2)

Clasificación de Reaceleración

XXX

A, B, o C

(1)

Potencia al motor a la PF nominal estimado para la bomba, kW (BHP), usando una eficiencia de motor estimada.

(2)

N = Operación normal; S = Repuesto, I = Carga intermitente.

Si el diseñador de la planta ha incluido un 20% u otra contingencia en la carga de operación reportada, tiene que anotarlo en la especificación de diseño. Ejemplo de Cálculo Q = 50 dm3/s (794 gpm), DP = 700 kPa (101 psi), Eo bomba = 72% (50) (700) + 49 kW (66 HP) PF + Q x DP + F 6 x E0 (1000) (0.72)

F6


Ec. (1)



1000

1714

PF mínimo requerido = 49 x 1.1 = 53.9. Se usará un motor de 75 kW (100 HP). La eficiencia a carga máxima es 91%; la eficiencia a 3/4 de carga es 89%. Carga de operación + 49 + 55kW (72 HP) 0.89




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Reaceleración Los servicios de bombeo en una unidad de proceso se deben clasificar de acuerdo a sus necesidades para reaceleración automática en el caso de un cambio temporal de voltaje que causa un retraso o una parada de la bomba. Las clasificaciones son las siguientes: Clasificación

Necesidad para Reaceleración Automática

Bases

A

Necesario

El servicio de bombeo requerido para mantener la unidad operando sin daño al equipo y sin abertura de la válvula de seguridad, pero no necesariamente en las especificaciones de producto.

B

Deseable

Servicios de bombeo adicionales requeridos para mantener los productos en especificación.

C

Innecesario

Arranque manual es suficiente sin efectos contrarios en la unidad o las especificaciones de producto.

Las bombas accionadas por motores con bombas auxiliares con turbinas de vapor, especificadas con arranque automático se deberían incluir en la clasificación A como protección contra la contingencia de la necesidad de mantenimiento de la bomba auxiliar, su turbina o el sistema de arranque automático, cuando haya una reducción de voltaje. PDVSA N–201 “Obras Eléctricas”, especifica como las clasificaciones de reaceleración se deben implementar durante el diseño de detalles del sistema. Se deben establecer prioridades relativas entre los servicios de bombeo, y entre los servicios de bombeo y otros equipos con motores en la planta (intercambiadores de aire, compresores, etc.) para implementar la secuencia de reaceleración. Tipos Especiales de Motores Circunstancias no usuales ocasionalmente justifican investigación de los tipos de motores especiales para servicios de accionadores de bombas: 1.

Motores sincrónicos para mejoramiento de factores de potencia de la planta

2.

Motores de velocidad variable para control de bomba

3.

Motores de dos velocidades para condiciones de operación dobles.

Se debería consultar especialistas eléctricos cuando se consideran tipos especiales de motores.



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TURBINAS DE VAPOR Propósitos Generales El tipo de turbina de vapor usada para manejar bombas se define en API Standards como “Propósitos Generales”. Esta clase de turbina es limitada nominalmente a las condiciones de entrada del vapor de 4100 kPa man. (600 psig) y 400°C (750°F) y 100 rps (6000 rpm). Los modelos comerciales disponibles son tan altos como 4800 kPa man. (700 psig) para el vapor de entrada y presión de descarga entre vacío total y 520–2600 kPa man. (75 a 375 psig), tamaños de bridas de entrada de vapor hasta 150 mm (6 pulg), y caudales de flujo de vapor hasta 12.6 kg/s (100000 lb/h). La potencia para turbinas está usualmente por debajo de 1120 kW (1500 HP), pero puede ser tan alta como 2200–3000 kW (3000 a 4000 HP). Las turbinas de propósitos generales tienen válvulas de admisión de vapor de modulación simple y 1 ó 2 etapas de expansión. Estas son equipadas con válvulas separadas de cierre rápido para disparo por alta velocidad, pero normalmente no se proveen válvulas reguladoras manuales con las turbinas. Tiene sistemas de lubricación simples y auto–contenidos. Condiciones de Vapor de Descarga Normalmente se selecciona vapor de 860 a 4100 kPa man. (125 y 600 psig) para turbinas de vapor accionadoras de bombas. Los accionadores de las bombas auxiliares frecuentemente descargan a la atmósfera porque la pequeña cantidad de vapor no usada no justifica su recuperación. Los accionadores de bombas en operación normal descargan a líneas de vapor de 100–860 kPa man. (15 a 125 psig). Instalaciones de condensación no son prácticas para turbinas por su pequeño tamaño y su localización dispersa en el área de la unidad de proceso. La temperatura de descarga se puede estimar con el diagrama de Mollier y la eficiencia obtenida de la Subsección 11–M de la versión 1986 del Manual de Prácticas de Diseño. Las turbinas de vapor de propósitos generales pueden tolerar hasta11–12% de humedad en la descarga sin requerimientos excesivos de mantenimiento. Eficiencia y Consumo de Vapor La eficiencia global de una turbina de vapor es la relación entre el trabajo de eje y la energía del vapor teóricamente disponible a entropía constante calculada con el diagrama de Mollier. Esta eficiencia global es el producto de las eficiencias mecánicas y térmicas. Las pérdidas de turbinas se debe en parte a las pérdidas por fricción mecánica del eje de la turbina sobre sus cojinetes, pero mayormente se debe a las pérdidas termodinámicas ya la turbulencia. Estimados de las eficiencias globales de las turbinas de vapor se presentan en la subsección de


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servicios de la Subsección 11–M de la versión 1986 del Manual de Prácticas de Diseño. La eficiencia de turbina tiende a incrementar con el aumento de velocidad y tamaño. Para ilustrar el efecto del tamaño, una turbina para una instalación de 1.5 kW (2 HP) tendrá aproximadamente una rueda de 230 mm (9 pulg) y una eficiencia de 10%, mientras que una de 150 kW (200 HP), de una sola etapa tendrá una rueda de 640 mm (25 pulg) y una eficiencia de 30 a 40%. Una turbina multietapa muy grande puede tener una eficiencia de 65%. El “caudal de agua” o flujo de vapor requerido por una turbina para una aplicación dada de potencia y condiciones dadas de vapor, puede variar ampliamente, dependiendo del tamaño, constructor y selección del modelo. Los flujos de agua se pueden estimar de los datos incluidos en la Subsección 11–M de la versión 1986 del Manual de Prácticas de Diseño. Estas figuras están basadas en datos promedio del suplidor y se puede desviar mucho de la eficiencia de la selección de una turbina específica. La desviación, sin embargo, tenderá a cancelarse si se suman el caudal de agua de varias turbinas de una planta. En general, la correlación dará un valor de caudal de agua dentro del 10% del flujo real de agua para turbinas mayores de 19 kW (25 HP). Para turbinas menores el error puede ser mayor, pero su importancia en el diseño de planta es pequeño. Los requerimientos de vapor son iguales al flujo de agua obtenido en la Subsección 11–M de la versión 1986 del Manual de Prácticas de Diseño, multiplicado por la potencia desarrollada. Control de Velocidad Las turbinas de vapor de propósitos generales son equipadas con reguladores de velocidad con características de control seleccionadas para adaptar la aplicación. Los reguladores pueden ser mecánicos, actuando directamente en la válvula de admisión de vapor, o del tipo relé de aceite el cual opera la válvula de admisión de vapor por presión de aceite modulada hidráulicamente. Este tipo es adecuado para respuesta a una señal de control de proceso externa (como la presión de descarga de la bomba), afectando el control de velocidad variable. Ambos tipos permiten un arreglo manual de velocidad con un “regulador de velocidad manual”. Una combinación especial de los dos tipos básicos (a veces llamado “control de carga”) se aplica una señal de control externo directamente para posicionar la válvula de admisión de vapor de turbina y emplea un regulador mecánico o de relé de aceite sólo para limitaciones de velocidad máxima (antes del disparo por exceso de velocidad). El funcionamiento de control de los reguladores de turbina es definido por NEMA SM20 y se clasifica en cuatro clases normalizadas: A, B, C, D. La clase A corresponde a un regulador mecánico de acción directa. La clase D corresponde a un regulador hidráulico preciso más comúnmente usado para turbinas de vapor para propósitos especiales, y para turbinas de vapor de propósitos generales que tienen requerimientos críticos de control como servicios


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de agua de alimentación a calderas o generación de potencia de emergencia para instrumentos. La clase B es el requerimiento mínimo recomendado para turbinas que normalmente manejan bombas en operación en paralelo con bombas con motores. Válvulas Manuales Se pueden colocar válvulas manuales de bajo costo en las turbinas de vapor para permitir aumentar la eficiencia térmica cuando operan a cargas menores que la máxima. Las válvulas manuales se usan para cerrar manualmente una porción de la boquilla de entrada de la primera etapa; esto incrementa la velocidad del vapor en el resto de las boquillas, incrementando la eficiencia de la turbina. Una porción de las boquillas se puede cerrar con frecuencia porque normalmente existe un margen significativo de potencia en una turbina de vapor, especialmente una en nuevas condiciones. El margen existe debido a una serie de factores conservativos usados en el diseño: 1.

API 611, requiere que la turbina sea diseñada para una potencia nominal a condiciones de entrada mínima y máxima descarga de vapor. Esto da como resultado una capacidad extra de potencia a las condiciones normales de vapor.

2.

El requerimiento nominal de la bomba frecuentemente excede las demandas de una condición de operación real.

3.

El constructor provee normalmente algún margen para asegurar obtener la potencia nominal garantizada.

La válvula manual, en efecto devuelve este margen de potencia para aumentar la eficiencia a las condiciones de operación real. El aumento de eficiencia de las válvulas manuales no se requiere para accionadores de bombas auxiliares y no se requiere en turbinas de operación normal en sistemas de vapor donde el consumo de vapor no es significativo. Sin embargo, si se desea la eficiencia máxima de la turbina en las condiciones de bombeo nominales, entonces se debería indicar en las especificaciones de diseño, para que se coloque por lo menos una válvula manual. Sistema de Tuberías Los requerimientos del sistema de tuberías se presentan en PDVSA H–251–R y G–203–R. Los criterios de dimensionamiento de tubería de entrada de turbinas de vapor del capítulo de Flujo de Fluidos de este Manual, normalmente resulta en velocidades de vapor inferiores a 45m/s (150 pie/s). Las velocidades de vapor de descarga están por debajo de 75m/s (250 pie/s). Los coladores permanentes, requeridos en las líneas de suministro a las turbinas de vapor, según H–251–R, están normalmente equipadas con mallas reforzadas de 8 mesh, o con huecos de 2.5 mm (0.1 pulg) de diámetro en platos perforados.

PRACTICAS DE DISEÑO ACCIONADORES DE BOMBAS Y REQUERIMIENTOS DE SERVICIOS INDUSTRIALES


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Arranque Automático Ver MDP–02–P–10.

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TURBINAS HIDRAULICAS Situaciones de Aplicación Las unidades de proceso que operan con líquido a altas presiones (hidrocraqueadores, plantas de amoníaco, etc.) frecuentemente requieren de reducción de presión de las corrientes de líquido de caudales grandes a niveles de presión atmosférica. Esta situación se presenta en oportunidades para recuperación de energía de la corriente de líquido despresurizado. La máquina aplicada para la recuperación de energía es la turbina hidráulica del tipo de proceso. Los modelos se construyen casi idénticamente a las bombas centrífugas de proceso, pero el líquido se pasa a través de la máquina en la dirección opuesta a la de la bomba centrífuga, y se extrae potencia del eje, generalmente para manejar una bomba. Los límites comunes de aplicación son como sigue: Caudal de flujo: 13–230 dm3/s (200 a 3600 gpm) Presión de entrada: 1400–14500 kPa man. (200 a 2100 psig) Capacidad de potencia: 110–970 kW (150 a 1300 BHP) El incremento de inversión para la instalación de una turbina hidráulica sobre un motor eléctrico o una turbina de vapor requiere justificación en base de la potencia ahorrada. El ahorro potencial disponible para unidades menores de 110 kW (150 HP) es demasiado baja para justificar un número significativo de instalaciones, y por lo tanto, raramente garantiza estudios específicos de ingeniería. Los ahorros de potencia por encima de 110 kW (150HP) justifican el estudio del caso. El potencial de recuperación de potencia para una corriente de líquido en despresurización se puede estimar con la ecuación (1). PF +

(Q) DP) (E 0) F6

Ec. (2)

La eficiencia hidráulica de la turbina, Eo, se puede asumir igual a la de una bomba centrífuga con un caudal de flujo y un nivel de cabezal similar. Las turbinas hidráulicas se usan de la industria de energía eléctrica para manejar generadores, (en estaciones hidráulicas) pero en las plantas de proceso ellas son generalmente limitadas a manejar bombas de proceso en las unidades de corrientes líquidas de alta presión.


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Diseño del Sistema La consideración más importante en el diseño de un servicio de turbina hidráulica es soportar posibles fluctuaciones en el flujo disponible de líquido de alta presión, para diseñar el equipo con una potencia de eje adecuado para el manejo del equipo en todo momento. Esto se logra en una de las dos maneras siguientes: 1.

Se puede colocar un accionador adicional, junto con la turbina hidráulica para suministrar potencia cuando el flujo reducido de líquido en la turbina reduce la recuperación de potencia.

2.

El servicio se puede arreglar con un desvío continuo alrededor de la turbina hidráulica que tome toda variación de flujo del proceso, siempre dejando el flujo mínimo requerido en la turbina.

Con el sistema de accionador doble, el motor o la turbina de vapor se dimensiona para 50 a 100% de la carga de la bomba nominal. Se usa para arranque de la unidad, antes de que el líquido de alta presión está disponible para la turbina hidráulica, y se desenergiza o se disminuye la carga,dependiendo de su clasificación (Rating), en operación normal. Con este sistema, el flujo en la turbina se modula para controlar una variable de proceso tal como el nivel en el recipiente aguas arriba. Un regulador principal y una válvula de estrangulamiento o desvío se requieren para limitar la velocidad máxima de operación. Con el sistema de desvío, la velocidad de la turbina hidráulica se mantiene constante mediante un regulador que modula una válvula aguas abajo de la turbina. El nivel en los recipientes aguas arriba se controla modulando la corriente de desvío a la turbina. Refinamientos en el sistema de control como la integración de velocidad y controles de nivel permiten aumentar la recuperación de energía a expensas de la complejidad del sistema. El arranque de la unidad se opera con la bomba auxiliar manejada convencionalmente. Los Diseños de sistemas de control específicos requieren consideración individual y se deberían desarrollar por consulta con especialistas de máquina y control. La recuperación de energía de corrientes de líquido con alto potencial se puede dividir en varias turbinas hidráulicas, en serie o en paralelo, para igualar los requerimientos de carga de bomba. Los arreglos en serie de turbinas simplifica el diseño de maquinas, pero requiere instalaciones para control de nivel de presión intermedia. El arreglo en paralelo aumenta las etapas y el costo de la turbina, pero simplifica el sistema del fluido de proceso. Existe el peligro de falla por velocidad excesiva cuando el flujo de la bomba se reduce repentinamente o se para, antes que el flujo a través de la turbina se pare, justo como con una turbina de vapor. Para evitar este tipo de fallas se debería especificar un dispositivo contra velocidad excesiva.


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Un factor crítico en el diseño de patrón de flujo de turbinas hidráulicas, de múltiples etapas y de cabezal alto, es la velocidad a la que el gasse forma a partir del líquido a medida que éste se despresuriza en la turbina. La especificación de diseño debería incluir un análisis completo de la corriente de líquido para que el diseñador de turbina pueda optimizar los pasos de flujo para la producción anticipada de gas. Las turbinas de una sola etapa, para cabezales de 250 a 300 m (800 a 1000 pie), son relativamente insensibles a la producción de gas. Las turbinas hidráulicas de proceso normalmente emplean sellos de eje mecánico idénticos a los aplicados en bombas. El lavado externo es frecuentemente requerido para prevenir la producción de gases en la caja de estoperas, sin embargo, la necesidad específica y el diseño de lavado externo no se puede determinar hasta que se seleccione un modelo específico de turbina. Para un caso específico en estudio, el diseño del sistema, la tolerancia de la máquina de vapor y otros detalles de funcionamiento, y preparación del texto de especificaciones, se debería consultar a los especialistas en máquinas.

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TRANSMISIONES Velocidad Constante Las unidades de engranaje se usan entre los accionadores y las bombas para cambiar el nivel de velocidad en 5 a 10% de las unidades de la bomba usada en servicio de planta de procesos. Excepto para bombas centrífugas sofisticada de alta velocidad, el cambio de velocidad es usualmente una reducción de velocidad. El cambio de velocidad se produce para igualar la velocidad óptima de la bomba con la velocidad óptima del accionador. La necesidad de cambio de velocidad se desarrolla durante la procura de equipos. En los tamaños aplicados a los accionadores de la bomba, las unidades de engranaje consumen de 3 a 5% de la potencia transmitida; por ejemplo,tienen una eficiencia mecánica de 95 a 97%. La potencia perdida aumenta la temperatura del aceite lubricante en la unidad de engranaje y frecuentemente necesita suministro de agua de enfriamiento a un enfriador de aceite lubricante. El uso de correas es un segundo método para alcanzar una velocidad en la bomba diferente de la velocidad del accionador. No son normalmente permitidas para servicios dentro de refinerías, pero se usan ocasionalmente en plantas químicas y servicios fuera de planta. Tienen la desventaja de la necesidad de mantenimiento frecuente y mayor peligro para la seguridad del personal, pero tienen la ventaja de un costo bajo y un ajuste fácil de velocidad con el reemplazo de una polea.


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Velocidad Variable Se pueden aplicar cuatro tipos de transmisión de velocidad variable para accionadores de bombas, pero se utilizan con muy poca frecuencia: 1.

Acople hidráulico

2.

Acople electromagnético

3.

Accionadores de frecuencia ajustable (El costo inicial alto es una desventaja)

4.

Unidades de correas variables.

Las dos principales razones para usar accionadores de velocidad variable son la de ahorrar potencia en el control de flujo, desarrollando sólo la presión de descarga de la bomba que el servicio requiere y para mantener la velocidad de la bomba tan baja como sea posible para evitar la erosión o la fractura de partículas sólidas. El acople hidráulico y el electromagnético desperdician una parte de la energía que ahorran en calor y por lo tanto requieren agua de enfriamiento. Ambos factores tienen un efecto adverso en la economía de la aplicación. Se recomiendan estudios de casos de aplicación para muchos servicios de refinería cuando el nivel de energía exceda 370 kW (500 HP) y para servicios con requerimientos de presión de descarga por encima de 220 kW (300 HP). El alto mantenimiento es la principal desventaja de la unidad con correa variable. Los especialistas de máquinas deberían ser consultados en servicios donde se consideran transmisiones de velocidad variable.

10 AGUA DE ENFRIAMIENTO PARA BOMBAS Las bombas en servicios por encima de 200°C (400°F) pueden requerir agua de enfriamiento para los cojinetes, camisas de cajas de estoperas, y líquido de lavado de sello. Debido a que la mayoría de estos pasajes de enfriamiento están en el cuerpo del equipo y no son fáciles de limpiar o sustituir, se prefiere el agua fresca. No se debería usar agua salada para enfriamiento sin reconocer los costos altos de mantenimiento por corrosión y los requerimientos de limpieza. También, el taponamiento de los pasajes de enfriamiento hace inefectivo el uso de agua salada. Para enfriamiento con agua fresca, el agua a las camisas de enfriamiento en los enfriadores de aceite de sello, cojinetes y caja de estoperas se envía en serie para bombas con un solo cojinete y en dos corrientes paralelas para bombas con dos cojinetes. Para servicio de agua salada, el agua es enviada en paralelo para evitar un aumento excesivo de temperatura y depósitos de sal, lo cual incrementa el caudal requerido de agua de enfriamiento.


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Para propósitos de diseño preliminar de plantas, se pueden usar los siguientes caudales de flujo aproximados de agua de enfriamiento se pueden usar para propósitos de diseño preliminar de plantas. Para sistemas de agua salada, las cantidades indicadas se deben duplicar. Estos caudales de flujo son valores aproximados, solamente se deben revisar después que se conozcan los valores reales para los modelos de bomba seleccionada. Caudal de Flujo de Agua de Enfriamiento Tamaño de la Bomba dm3/S Bombas v63 Temperaturas de bombeo: <200°C ninguno 200°C – 260°C 0.13 dm3/s >260°C 0.19 dm3/s Turbinas de vapor Vapor de entrada: v860 kPa man. 0.13 dm3/s >800 kPa man. 0.25 dm3/s Para convertir de: a: multiplique por: °C °F use °F = °C* 1.8 + 32 kPa psig 0.145 3 dm /s gpm 15.85


>63 ninguno 0.25 dm3/s 0.38 dm3/s




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Fig 1. SECCION TRANSVERSAL DE UNA TURBINA DE VAPOR TIPICA PARA PROPOSITOS GENERALES.

PDVSA MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO COMPRESORES

PDVSA N°

MDP–02–K–01

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REV.

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E PDVSA, 1983

TITULO

INTRODUCCION

APROBADA

2 DESCRIPCION FECHA MAY.96

PAG. REV. APROB.

F.R. APROB. APROB. FECHA MAY.96

ESPECIALISTAS


PDVSA

COMPRESORES INTRODUCCION

PDVSA MDP–02–K–01 REVISION

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OBJETIVO El objetivo de la introducción es presentar la forma como está estructurado el volumen “Compresores” para facilitar las labores del ingeniero de proceso en la localización de la información requerida en el área de compresores.

2

ALCANCE Cubre los capítulos involucrados con “Compresores”, los cuales son Principios Básicos, Selección del Tipo de Compresor, Cálculos en Sistemas de Compresión y Ventiladores. Se excluye aspectos teóricos relacionados con durabilidad de máquinas compresoras y uso de auxiliares, compresores centrífugos, compresores axiales, compresores reciprocantes, compresores rotatorios, eyectores, selección de elementos motrices, motores eléctricos, turbinas a vapor y expansores de gas, motores reciprocantes y turbinas a gas, sistemas de tuberías de la unidad del compresor y equipos del tren de proceso y sistemas auxiliares del compresor e instalaciones requeridas, los cuales pueden ser revisados en las subsecciones C, E, F, H, I, K, L, M, N, O y P de las “Prácticas de Diseño”, versión 1986.

2.1

Principios Básicos Este capítulo está identificado como PDVSA–MDP–02–K–02 y describe los conceptos involucrados en el áreas de compresores, las consideraciones básicas para el diseño de los mismos y una guía para la elaboración de las hojas de especificaciones de proceso de compresores.

2.2

Selección del Tipo de Compresores Este capítulo está identificado como PDVSA–MDP–02–K–03 y presenta información sobre los diferentes tipos de Compresores disponibles comercialmente y las bases para la selección del tipo de compresor. Para detalles adicionales de un tipo de compresores en específico, se recomienda su consulta en las respectivas subsecciones de las Prácticas de Diseño, versión 1986.

2.3

Cálculos en Sistemas de Compresión Este capítulo está identificado como PDVSA–MDP–02–K–04 y presenta los procedimientos de cálculos típicos en los sistemas de compresión.

2.4

Ventiladores Este capítulo está identificado como PDVSA–MDP–02–K–05 y describe los conceptos involucrados en el área de ventiladores, las consideraciones básicas y los procedimientos para el diseño de los mismos.

MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO COMPRESORES INTRODUCCION

PDVSA


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MAY.96


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REFERENCIAS Las referencias se indican en cada uno de los capítulos tratados.

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DEFINICIONES Las definiciones se presentan en el capítulo PDVSA–MDP–02–K–02 “PRINCIPIOS BASICOS”.

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CONSIDERACIONES DE DISEÑO Las consideraciones de diseño serán tratadas en cada uno de los capítulos que forman parte del volumen de Compresores.

6

NOMENCLATURA No aplica en esta sección.

7

APENDICE No aplica en esta sección.


PDVSA N°

MDP–02–K–02

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MAY.96

REV.

FECHA

APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

PRINCIPIOS BASICOS

APROBADA


PAG. REV. APROB.


ESPECIALISTAS


PDVSA

COMPRESORES PRINCIPIOS BASICOS


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MAY.96


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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2


3

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6 4.7 4.8 4.9 4.10 4.11 4.12 4.13 4.14 4.15 4.16 4.17 4.18 4.19 4.20 4.21 4.22 4.23 4.24 4.25 4.26 4.27 4.28

Definiciones Generales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Generalidades . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Factores Sensitivos en Costos de Inversión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Velocidad de Flujo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Propiedades de los Fluidos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Efecto del Reciclo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Determinación del Tamaño de Tuberías . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Presión de Entrada . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Presión de Descarga . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Presión de Ajuste . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperatura de Entrada . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperatura de Descarga . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Etapas del Proceso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Control . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cabezal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condiciones Extremas de Operación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consideraciones para el Arranque . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flexibilidad para Expansión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Requerimientos de Potencia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Condiciones Ambientales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Líquido en Corrientes Gaseosas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Materiales para Maquinarias . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Características de los Servicios de Compresió que Afectan los Sellos del Eje . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diseño para Mínimo Mantenimiento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Exactitud de la Información de Ingeniería Suministrada por el Suplidor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Presión y Temperatura de Diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Especificaciones del Compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Requerimientos de Servicios del Compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

5 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 6 6 7 12 13 13 14 15 15 15 16 18 18 20 21 24 25 26 26 28 29 30 30 31 35 35

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MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO COMPRESORES PRINCIPIOS BASICOS

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OBJETIVO El objetivo de este capítulo es presentar los fundamentos teóricos que permitan una óptima comprensión de la terminología usada en el área de compresores.

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ALCANCE En este capítulo se muestran las definiciones básicas y consideraciones relevantes para lograr el diseño óptimo de servicios de compresión. La nomenclatura y definiciones aquí presentados son aquellas usadas convencionalmente en el campo de la ingeniería de servicios de compresión. Además, se especifica la información que debe ser suministrada por el diseñador y la suministrada por el suplidor del compresor.

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REFERENCIAS Prácticas de Diseño (Versión 1986). Vol. VI, Sección 11 Vol. VII, Sección 12 Vol. VII, Sección 15

Compresores Instrumentación Seguridad en Diseño de Planta

Manual de Ingeniería de Diseño Vol.9 Vol.14 Vol.14

Vol.14 Vol.14 Vol.22

“Intrumentación”, Especificación de Ingeniería PDVSA–K–339. Instrumentación de equipos Rotatorios”. “Equipos Rotativos”, Especificación de Ingeniería PDVSA–GB–201–R. “Compresores Centrífugos”. (1993) “Equipos Rotativos”, Especificación de Ingeniería PDVSA–GB–203. “Compresores de Desplazamiento Positivo para Aire de Servicios e Instrumentos”. (1993) “Equipos Rotativos”, Especificación de Ingeniería PDVSA–GB–202–PR. “Compresores Reciprocantes”. (1993) “Equipos Rotativos”, Especificación de Ingeniería PDVSA–GB–204–R. “Compresores Rotatorios”. (1993) “Seguridad en el Diseño”, Guía de Ingeniería PDVSA–90622.1.001. “Guías de Seguridad en Diseño”.

Manual de Calidad de Servicios Técnologicos Vol. VII Normas Nacionales e Internacionales API Standard 617, Centrifugal Compressors for General Refinery Services. (Feb.1995)


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API Standard 618, Reciprocanting Compresors for General Refinery Services. (Feb.1995) Otras Referencias Baumeister, T., ed. “Marks’ Mechanical Engineers’s Handbook”, 9th ed, McGraw–Hill Book Company, 1987. Gibbs, C. W., “Compressed Air and Gas Data”, Ingersoll–Rand Co., 1971. Ludwig, E. E., “Applied Process Design for Chemical and Petrochemical Plants”, Volume III, Gulf Publishing Co., 1983. Perry, Robert H., et al., “Chemical Engineers’ Handbook”, 5th ed, McGrawHill Book Company, 1986. Edmister, W. C., “Applied Hydrocarbon Thermodynamics”, Gulf Publishing Co., Vol. I 1984. Engineering Data Book, Natural Gas Processors Suppliers Association, Tulsa, Oklahoma, 1966. 9th ed. 1972, with 1974 and 1976 Revisions.

4

CONSIDERACIONES DE DISEÑO 4.1

Definiciones Generales Capacidad de un Compresor – Es la cantidad de gas liberado cuando opera a presiones de entrada y salida especificadas. La capacidad es medida en volumen a las condiciones de presión, temperatura, composición del gas y contenido de humedad a la entrada del compresor. Temperatura Crítica – Es la mayor temperatura a la cual un gas puede ser licuado. Presión Crítica – Es la presión de saturación a la temperatura crítica. Proceso Adiabático – Proceso durante el cual no hay calor adicionado o removido del sistema. Proceso Isentrópico – Proceso donde la entropía se mantiene constante. Proceso Isotérmico – Proceso en el cual no hay cambio en la tempertura. Proceso Politrópico – Proceso en el cual hay cambios en las características del gas durante la compresión. Mol – es el peso de un gas numéricamente igual al peso molecular o al pseudo peso molecular de una mezcla de gas. Un kilogramo mol (lb mol) es el peso en kilogramos (lb) igual al peso molecular del gas. A las mismas condiciones de presión y temperatura, el volumen de un mol es el mismo para todos los gases perfectos. Potencia al Freno – es el requerimiento total de potencia incluyendo potencia del gas y todas las pérdidas por fricción mecánicas y transmisión de potencia.


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Espacio Muerto – (tolerancia) en un cilindro reciprocante es el volumen remanente al final del cilindro el cual no es recorrido por movimientos del pistón. Incluye el espacio entre el pistón y la cabeza al final de la carrera de compresión; espacio bajo las válvulas, etc. y es expresado como un porcentaje del desplazamiento del pistón en un recorrido. El espacio muerto puede ser diferente, para los dos extremos de un cilindro de doble actuación, en el cual se usa un valor promedio para describir el compartimiento total del cilindro. Factor de Compresibilidad – es la relación del volumen actual de un gas al volumen de un gas perfecto a las mismas condiciones. Eficiencia de Compresión – es la relación del requerimiento de trabajo teórico (usando un proceso establecido) y el trabajo actual requerido a ser hecho sobre el gas a comprimir. Tomando en cuenta pérdidas por fugas internas y fricción del fluido así como variaciones del proceso termodinámico teórico. Relación de Compresión – se refiere a la relación de los volúmenes dentro de un cilindro de motor reciprocante al comienzo y al final del recorrido de compresión. El valor nominal es igual al desplazamiento más el volumen de espacio muerto dividido entre el volumen de espacio muerto, pero el valor efectivo es algo menor, debido a la regulación de válvulas o de lumbrera. Punto de Rocío – de un gas es la temperatura a la cual el vapor, a una presión dada, comenzará a condensarse. El punto de rocío de una mezcla gaseosa es la temperatura a la cual el constituyente con el punto de ebullición más alto comenzará a condensarse. Potencia de Gas – es el requerimiento actual de potencia para compresión a condiciones particulares, incluyendo todas las pérdidas termodinámicas, por fugas y por fricción del fluido, pero excluyendo las pérdidas por fricción mecánica. Relación de Presión – es la relación de la presión de descarga absoluta sobre la presión de entrada absoluta en cualquier ciclo de compresión. Eficiencia Volumétrica – es la relación, en porcentaje, del volumen (medido a las condiciones de entrada) entregado, sobre el desplazamiento del pistón de un compresor reciprocante. Compresores Centrífugos Oleaje – Se refiere a la cíclica e inestable operación de un compresor dinámico a bajo flujo. Punto Normal de Operación – Este es el punto de operación usual y en el cual se obtiene la óptima eficiencia deseada. El funcionamiento del compresor deberá garantizar el punto normal de operación, a menos que no sea especificado. Ver API Standard 617 para más detalles de garantía. Normalmente especificado por el diseñador del servicio.


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Punto Nominal de Compresor – es determinado como se indica: 1.

La velocidad más alta necesaria para cumplir cualquier requerimiento de operación especificada.

2.

La capacidad nominal requerida por el diseño del compresor para alcanzar todos los puntos de operación. Este punto será seleccionado por el suplidor para abarcar mejor las condiciones de operación especificadas dentro del alcance de la curva de funcionamiento esperada (API Standard 617). Normalmente especificado por el diseñador del servicio.

Velocidad Normal – es la velocidad correspondiente a los requerimientos del punto normal de operación (API Standard 617). Normalmente especificado por el diseñador del servicio. 100% de Velocidad – es la velocidad correspondiente a los requerimientos del punto nominal del compresor. Esta puede ser mayor o igual que la velocidad normal. El 100% de la velocidad del motor o equipo motriz del compresor deberá ser igual a la relación de engranajes (si hay alguna) a la velocidad de plena carga del motor suministrado. Normalmente especificado por el diseñador del servicio. Velocidad Máxima – Continua es el límite superior de la velocidad de operación del compresor. Para compresores de velocidad variable, esta deberá ser 105% de la velocidad del punto nominal del compresor, a menos que otra cosa sea especificada. Normalmente especificado por el diseñador del servicio. Estabilidad y Relación de Reducción de Capacidad (Turndown) – Este término significa la reducción del flujo másico con respecto al flujo normal, el cual se encuentra entre éste y el flujo de oleaje. La relación de reducción de capacidad con respecto al flujo normal está definida como el porcentaje de cambio de capacidad entre el punto normal y el punto de oleaje a determinada altura, operando a la temperatura de diseño y composición de gas. Esto equivale a 100% menos de la relación de porcentaje del punto de oleaje de flujo de masa normal. API Standard 617 define la relación de reducción de capacidad en términos de capacidad especifica y altura, en lugar de capacidad normal. Para mayor información consultar Prácticas de Diseño (versión 1986), Vol.VII Sec. 11E “Compresores Contrífugos”. Normalmente especificado por el diseñador del servicio. Compresores Reciprocantes Presión de Descarga Nominal – Es la máxima presión requerida de acuerdo con las condiciones especificadas por el comprador para un uso determinado (API Standard 618). Temperatura de Descarga Nominal – es la temperatura más alta de operación predecible, resultante de las condiciones específicas de servicio. (API Standard 618). Normalmente especificado por el diseñador del servicio.


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Máxima Velocidad Permisible y Máxima Velocidad Continua – ambos se refieren a la velocidad de rotación más alta a la cual el diseño del fabricante permitirá la operación continua. (API Standard 618). Normalmente especificado por el diseñador del servicio. Velocidad Nominal – es la velocidad más alta de operación necesaria para cumplir con las condiciones específicas de servicio. (API Standard 618). Normalmente especificado por el diseñador del servicio. Potencia Nominal – de un compresor, es la potencia máxima garantizada requerida por el compresor para cualquiera de las condiciones de operación especificadas. Las pérdidas del motor deben establecerse por separado. (API Standard 618). Normalmente especificado por el diseñador del servicio.

4.2

Generalidades La ingeniería juega un papel muy importante en el diseño de servicios de compresión, sobre todo cuando se utilizan nuevas unidades compresoras; de ello depende el éxito en la operabilidad, ejecución y confiabilidad de las mismas, de manera de garantizar una operación rentable y económica. Los costos de inversión de los equipos de proceso y equipos auxiliares son elevados y representan una porción significativa del costo total de la planta. Los costos de instalación y servicios auxiliares son por lo general más elevados que los mismos precios del equipo.

4.3

Factores Sensitivos en Costos de Inversión Los siguientes factores en el diseño de los servicios de compresión tienen la mayor influencia sobre el costo del compresor, su accionador e instalación, y por lo tanto requieren de una atención especial durante el diseño del servicio: • Número de unidades compresoras instaladas en paralelo. • Tipo de Compresor. • Diseño de etapas (Número de etapas de proceso de compresión). • Tipo de accionador. • Velocidad de Flujo. • Requerimientos de cabezal. • Requerimientos de Potencia. • Número requeridos de sistemas separados auxiliares de aceite. • Tipo de Control.

4.4

Velocidad de Flujo Las velocidades de flujo del compresor deberán ser especificadas en unidades de:


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• Libras por hora, • Moles Totales por hora y • Caudal actual, m3/s (Pie3/min), calculado a las condiciones de entrada. Las velocidades de flujo y sus condiciones de presión asociadas deberán ser reportadas para todos los puntos operacionales de interés: normal, alterno, arranque, futuro, inicial de operación, final de operación, y operación de la planta a baja capacidad. Luego el suplidor del compresor, seleccionará un punto “normal” para el diseño de su mecanismo, de tal forma que abarque todos los puntos de operación especificados. Los suplidores normalmente acordarán garantizar sólo una condición de operación. A menos que se especifique lo contrario, el punto normal de operación es diseñado como el punto de garantía estipulado por la norma API 617. Si el desempeño en cualquier otro punto especificado es especialmente crítico, esto debe ser indicado en las especificación del diseño, para una revisión detallada con el suplidor seleccionado. Cuando se emplea reciclo continuo en el control de pequeños compresores, debe añadirse un incremento de flujo de un 10% aproximadamente al requerimiento neto de flujo, a fin de permitir que el sistema de control esté controlando bajo cualquier circunstancia de operación. Cuando se especifican compresores múltiples, la especificación de diseño deberá establecer la relación de capacidad de cada compresor a la velocidad de flujo total del servicio.

4.5

Propiedades de los Fluidos Las Propiedades de los fluidos se muestran en el Capítulo “Cálculos en Sistemas de Compresión” PDVSA–MDP–02–K–04. Propiedades de los Fluidos que Influyen en el Diseño de Servicio de Compresores Composición de la Mezcla de Gas – La especificación del diseño tiene que incluir una análisis completo del gas a ser comprimido para cada condición de operación especificada, identificando cada constituyente por su nombre y su velocidad de flujo individual, en moles por hora. Esta forma es la más conveniente para cálculos posteriores. Si la mezcla gaseosa contiene algunos constituyentes poco usuales, para los cuales no existe disponibilidad de datos acerca de algunas de sus propiedades, la Especificación del Diseño deberá incluir datos sobre peso molecular, relación de calor específico y la compresibilidad a las condiciones de entrada y descarga.


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Humedad del Aire Atmosférico – Servicios de aire con entrada atmosférica deberán ser especificados para 100% de humedad. El contenido de agua debe ser adicionado al requerimiento de aire seco neto del proceso. Observe que el aire saturado a 32°C (90°F) contiene cerca de 3% de vapor de agua en peso, lo cual es demasiado para ser despreciado. Temperatura Crítica, Presión Crítica – La temperatura y la presión crítica de los constituyentes en una mezcla gaseosa son significativos cuando se realizan cálculos manuales, ya que la mayoría de los datos de las propiedades de los gases son graficados o tabulados en términos de temperatura y presión reducida: Tr + T Tc

Ec. (1)

Pr + P Pc

Ec. (2)

Estos datos no necesitan ser dados en las Especificaciones de Diseño, ya que ellos están ampliamente disponibles en la literatura de referencia en la Industria. Para cálculos de servicios de compresión, al usar los valores críticos actuales de los “Fluidos Cuánticos”, Hidrógeno y Helio, para calcular las propiedades de las mezclas da lugar a errores, los cuales son minimizados al sustituirlo por valores “efectivos” o valores pseudo–críticos. Estos valores son: Hidrógeno Helio

Tc Actual Pc Actual Tc Efectiva Pc Efectiva 33°K (60°R) 1317KPa (191Psia) 46°k (83°R) 2255 KPa (327Psia) 5.5°K (10°R) 228KPa (33Psia) 13°K (24°R) 1040 KPa (151Psia)

Proximidad al Punto Crítico – Debe tenerse especial cuidado, para prevenir una trayectoria de compresión que se aproxime mucho a los valores de presión y temperatura crítica del gas. A medida que las condiciones se acercan al punto crítico, la exactitud del valor del factor de compresibilidad y la relación de calor específico se vuelven desconfiables. Por otra parte, un leve enfriamiento puede originar condensación dentro del compresor, lo cual a su vez ocasiona erosión, corrosión y un rápido desgaste. La trayectoria de compresión puede mantenerse separada del punto crítico, seleccionando cuidadosamente los niveles de presión de inter–etapas y controlando la temperatura del agua de enfriamiento del compresor. El ejemplo más común de este problema en los servicios a plantas de proceso es el de la comprensión del Dióxido de Carbono a presiones por encima de la presión crítica, para la alimentación de plantas de urea. Peso Molecular, Constante de los Gases – El peso molecular, M, de un gas puro y el peso molecular promedio de una mezcla de gases afectan la conversión de la relación de presión al requerimiento de cabezal y la conversión flujo másico a


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flujo volumétrico, y en consecuencia, son de gran importancia en el diseño de servicios de compresión. El peso molecular está relacionado con la “constante del gas”, R, por la constante universal de los gases, R: R + R M

R = Constante universal de los gases

Ec. (3) En unidades métricas


8314.34 N m/° K kmol

1545.3 Pie lb/° R lbmol

8314.34 J/° K Kmol

1.9875 BTU/lbmol° R

La especificación del diseño deberá establecer el peso molecular promedio para cada mezcla gaseosa diferente a ser manejada por el compresor. Si el peso molecular promedio de una mezcla gaseosa (diferente al aire) se espera que varíe con respecto a las composiciones especificadas, ya sea debido a cambio en la alimentación o en el mismo proceso, entonces debe especificarse el máximo rango de variación en el peso molecular. El peso molecular promedio se obtiene al dividir el total de libras por hora entre el total de moles por hora. Calor Específico, Relación de Calor Específico – Los términos de calor específico utilizados para computar exponentes de compresión y temperatura son como sigue: 1.

La relación de calor específico Cp/Cv = K se usa, cuando se aplica la teoría de compresión isentrópica (adiabática) . Por ejemplo: T2 + T1

2.

ƪ ƫ P2 P1

k–1 k

(enfriado) Ec. (4)

La capacidad calórica del gas ideal a presión constante, Cp°, y el efecto isotérmico de presión sobre la capacidad calórica a presión constante, DCp, son usadas por el método Edmister para evaluar el exponente de aumento de temperatura, m. Estos términos están relacionados como sigue: DCp + Cp – Cp°

Ec. (5)

Para gases ideales a baja presión y altas temperaturas (absolutas), Cp se aproxima a cero y la diferencia de capacidad calórica Cp – Cv se aproxima a R. La especificación de diseño deberá dar el valor de la relación de calor específico promedio, K, para la mezcla a las condiciones de entrada y descarga (usando una temperatura de descarga estimada). Compresibilidad – La compresibilidad de un gas, Z, refleja la desviación de las características de este con respecto a la del gas ideal, y es definida por:


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Z + PV + MPV RT RT

Ec. (6)

Por lo tanto, el volumen específico, V, de un gas real, no ideal, es calculado por: V+ZR T MP

Ec. (7)

donde: En unidades métricas


m3/kg

pie3/lb

V =

Volumen específico

R =

Constante universal de 8314.34J/°KKmol 1545.3 pie lb/lbmol °R los gases

T =

Temperatura

°K

°R

P =

Presión, abs

kPa

lb/pie2

M =

Peso molecular

kg/kmol

lb/lbmol

Entonces el flujo volumétrico actual, Q, es calculado por: Q = F1.W.V

Ec. (8)

donde:

Q

=

Flujo volumétrico, real

W V F1

= = =

Fo

=

Flujo másico Volumen específico Factor cuyo valor depende de las unidades usadas Factor cuyo valor depende de las unidades usadas

En unidades métricas m3/s kg/s m3/kg 1

En unidades inglesas pie3/min lb/h pie3/lb 1/60

9.806

1

La compresibilidad también afecta los requerimientos de cabezal para un aumento dado de presión, ya que:

H Poli +

ƪ ƫƪ gc g

Z R T1 M

ƫ

ȱ n ƫ ƪn–1 ȧ Ȳ

ƪ ƫ P2 P1

n–1 n

ȳ

1ȧ 1 Fo

ȴ

Ec. (9)


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El desarrollo de la ecuación anterior muestra que el cabezal es teoricamente dependiente del valor de compresibilidad, Z, a las condiciones de entrada, independientemente de la magnitud de la relación de presión o de las propiedades del gas a las condiciones de descarga. Aún siendo esto teoricamente correcto, en la práctica se ha conseguido que el uso de un promedio del factor de compresibilidad a la entrada y a la descarga es más confiable para propósitos de diseño de ingeniería, que usar sólo el valor de la entrada. La especificación del diseño deberá incluir el factor de compresiblidad, Z, para la mezcla a las condiciones tanto de la entrada como de la descarga (a una temperatura de descarga estimada). Contenido de Líquido – La presencia de liquidos en la corriente gaseosa, usualmente es dañina a los compresores y deberá evitarse diseñando un sistema de entrada apropiado. Cuando el gas llega al compresor a condiciones de saturación, la especificación deberá indicarlo así, ya que esto algunas veces influye en la selección de los materiales, diseño del cilindro de enfriamiento y selección del cilindro de lubricación. Contenido de Sólidos – Partículas sólidas grandes en la corriente gaseosa pueden causar daños mayores en compresores de cualquier tipo. Partículas sólidas pequeñas, tales como desecho de soldadura, productos de corrosión, arena, etc, pueden dañar las válvulas y partes del revestimiento de los compresores reciprocantes, mientras que normalmente pasarán a través de compresores centrífugos y rotativos sin causar daños mayores, a menos que estén presentes grandes cantidades o en forma continua. Cuando se prevea que algunos sólidos lleguen a un compresor bajo ciertas condiciones de operación (tales como polvo de catalizador, partículas de hierro, etc), éstas tienen que ser completamente descritas en la especificación del diseño. Algunos tipos de compresores rotativos tienen mayor tolerancia que otros tipos de compresores, pero ellos también pueden ser dañados fácilmente por excesivos sólidos. Corrosión – Los constituyentes corrosivos en el gas deben ser identificados incluso para condiciones de operación transitorias. La sustancia corrosiva más común e importante en corrientes de refinería es el sulfuro de hidrógeno, aunque el cloruro de amonio, dióxido de sulfuro, amoniaco, cloruro de hidrógeno, dióxido de carbono y agua pueden llegar a ser significativos tanto en corrientes gaseosas como en servicios de aire. El sulfuro de hidrógeno húmedo es un problema serio, especificamente en compresores centrífugos, ya que éste puede causar agrietamiento corrosivo por tensión de componentes de acero altamente templado y endurecido. Inclusive trazas de sustancias corrosivas deberan ser especificadas en mg/kg (ppm), considerando tanto condiciones de proceso normales, así como las excepcionales. Tendencia al Ensuciamiento – El ensuciamiento de las partes internas de un compresor ocurre como resultado del arrastre de sólidos finos y la polimerización


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de monómeros insaturados. La predicción de la tendencia al ensuciamiento está basada principalmente en resultados de plantas pilotos y a la experiencia en procesos comerciales anteriores. Las partículas sólidas encontradas con mayor frecuencia en operación normal, después de remover el polvo inicial y escombros son, carbón, partículas de catalizador, partículas de desecantes, y productos de corrosión tales como óxido de hierro, cloruro de hierro, cloruro de amonio y sulfuro de hierro. Otros caso son los de partículas de carbón en procesos de conversión de carbón y partículas de hierro en las plantas reductoras del hierro. Los hidrocarburos más susceptibles a polimerización son acetileno, diolefinas tales como butadieno, y olefinas mayores tales como propileno y más pesadas. Los servicios comunes sujetos a mayor ensuciamiento son: vapores de gas de los procesos de reformación, gas de tope de la unidad de coquificación, y gas de tope del fraccionador de la planta de reformación y craqueo catalítico. La temperatura a la cual comienza el ensuciamiento por polimerización gaseosa normalmente está considerada en el rango entre, 100° a 120°C (210° a 250°F), incrementandose al doble para cada incremento de 11°C (20°F) por encima de los 120°C (250°F). Las etapas y los inter–enfriamientos son diseñadas convencionalmente para mantener todas las temperaturas de descarga por debajo de 120°C (250°F) en servicios donde potencialmente el ensuciamiento por polimeros tenga lugar. La especificación de diseño deberá describir la tendencia de ensuciamiento del gas e indicar si deben ser incluidas y especificadas instalaciones para lavado.

4.6

Efecto del Reciclo Si se elimina el condensado (luego de un enfriamiento ) de la corriente de reciclo alrededor de un compresor que maneje una mezcla gaseosa, el peso molecular y otras propiedades del gas de reciclo cambian con respecto a las de la “alimentación fresca”. Por lo tanto, la mezcla del gas de reciclo y gas fresco que maneja el compresor mientras esté en operación de reciclo es diferente a la de la corriente principal del proceso, y esta diferencia puede afectar significativamente la actuación de compresores centrífugos y axiales, debido a su limitada capacidad de cabezal. Esto es especialmente crítico en el caso del reciclo rico en hidrógeno en reformación, servicios de compresión de gases en plantas de productos livianos, ya que el peso molecular de la mezcla puede ser reducido significativamente por el efecto de remover el condensado. El cambio de peso molecular bajo condiciones de reciclo es especialmente significativo cuando estan involucradas dos o más etapas del proceso de compresión ya que involucra etapas de enfriamiento y separación de condensado. Se ha convenido para diseñar sistemas de reciclo, devolver la corriente de descarga sin enfriar, aguas arriba, a la entrada del sistema desde un enfriador (o condensador), evitando de esta manera la remoción de líquido lo cual cambiaría


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las propiedades de la mezcla gaseosa. Si se usa algún otro diseño de circuito de reciclo, deberá tomarse la previsión de recircular tanto el condesado como el vapor de la descargas al tambor separador de la entrada, para así minimizar el cambio de las propiedades del gas. La alternativa de diseñar el compresor y el elemento motriz o conductor para un punto de operación alterno con peso molecular reducido es costoso y es recomendado solamente si otras alternativas resultan imprácticas. El sistema de reciclo normalmente deberá diseñarse para minimizar el efecto de cambio en las propiedades del gas para una velocidad de reciclo correspondiente a una perdida de alimentación a la planta, la cual requiere una velocidad de flujo de reciclo cerca del 70% del flujo del diseño normal del compresor. En el caso de compresión de etapas múltiples, se deberá considerar el hacer uso de reciclo intermedios alrededor de cada etapa, para reducir el impacto del cambio del peso molecular. Los compresores de desplazamiento positivo son mucho menos sensibles a cambios de propiedades del gas que los compresores dinámicos, y en consecuencia no requieren de diseño de sistemas especiales para la operación de reciclo. Nota: Para todos los sistemas de reciclo, el controlador de la válvula de reciclo tiene que ser diseñado para operar con cambios en las propiedades de la mezcla gaseosa.

4.7

Determinación del Tamaño de Tuberías El diseño básico de sistemas de tubería asociados con los compresores y sus sistemas impulsores se muestran en las especificaciones de ingeniería PDVSA–MID–GB–203 “Compresores de desplazamiento positivo para aire de servicio e instrumentos”, GB–202–PR “Compresores reciprocantes”. Para mayor información consultar las Prácticas de Diseño (versión 1986), Vol.VII Sec. 11 “O”, Sitemas de tuberías de la unidad del compresor y equipo de tren de proceso.

4.8

Presión de Entrada La presión de entrada debe especificarse como el valor más bajo para el cual se espera que el compresor trabaje de acuerdo al diseño. Cualquier variación en la presión de entrada que pueda ocurrir durante la operación normal tiene que ser especificada. Los compresores de aire deberán tener una tolerancia de 2 kPa (0.3 psi) para la caida de presión a través de la cubierta de entrada, cedazo, filtros y tuberías. La presión de entrada en los sistemas de procesos se controlan frecuentemente modulando el flujo del compresor. El método de control deberá ser identificado en la Especificación del Diseño de la sección de diseño del servicio de compresión.


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La presión de entrada especificada es la presión inmediatamente aguas arriba de la brida, a la entrada del compresor. Cuando se emplea estrangulamiento a la entrada (para el control de una velocidad constante) la presión que debe ser reportada para el diseño del compresor es aquella del lado del compresor en la válvula de estrangulamiento, con la válvula en su posición controladora de velocidad de flujo normal (en consecuencia, con alguna caída de presión a través de la válvula). El termino “entrada” es preferido sobre su sinónimo “Succión” para el uso general de diseño de servicios de compresores.

4.9

Presión de Descarga Normal – La presión de descarga especificada es aquella requerida en la brida de descarga del compresor ó a la salida del eliminador de pulsaciones a la descarga; o sea, aquella requerida a la presión del recipiente aguas abajo más las caídas de presión permisibles por tuberías, intercambiadores, enfriadores, separadores de aceite, etc. El suplidor del compresor establece las pérdidas permisibles a través de la entrada y descarga del eliminador de pulsaciones de compresores reciprocantes (cerca del 1% del nivel de presión absoluta en cada lado). El método para controlar la presión de descarga deberá establecerse en la Especificación de Diseño de la sección de diseño del servicio de compresión. Máxima – La presión de descarga máxima que un compresor de desplazamiento positivo es capaz de producir está limitada normalmente por la graduación de la válvula de seguridad a la descarga. La presión de descarga máxima que un compresor dinámico puede producir está limitada por su capacidad de cabezal máximo, con una presión de entrada máxima. El cabezal máximo es estimado de la siguiente manera: 1.

Calcule el requerimiento de cabezal al punto de operación normal.

2.

Añada el aumento en cabezal, estimado para entrar en “oleaje”, por el aumento en la relación de presión seleccionada para la Especificación de Diseño.

3.

Para máquinas de velocidad variable, multiplique el cabezal por 110%, cuando el compresor entre en “oleaje”, debido a la flexibilidad para operar a velocidad máxima, o sea, 105% de la velocidad normal.

La presión máxima se cálcula resolviendo la ecuación de cabezal para P2: H Poli +

ǒ Ǔ gc g

ǒ

Z R T1 n n–1 M

ǓȱȧǒP2 Ǔ Ȳ P1

n–1 n

ȳ –1ȧ 1 ȴ Fo

Usando el peso molecular máximo, M, P1 máxima y T1 mínima.

Ec. (9)


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4.10

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Presión de Ajuste La presión de ajuste es el máximo nivel de presión que puede ser alcanzado dentro del compresor, después de que éste se dispare y antes de que la presión sea venteada manualmente. Esto es sumamente importante para el diseño del compresor, por representar la máxima presión a la cual son expuestos los sellos del eje y el área de entrada del compresor. Esta presión normalmente es algo más alta que cualquier presión de operación de entrada y más baja que la presión de descarga, estando limitada, ya sea por una válvula de seguridad en el área de entrada del compresor, o por la presión de equilibrio para el gas cuando éste alcanza temperatura atmosférica (durante una parada). Cuando se esté determinando la presión de ajuste de diseño deberá asumirse que la válvula de bloqueo a la descarga o la válvula de retención a la descarga del compresor estará cerrada, de tal manera que la presión en este punto no estará presente dentro del compresor. Estableciendo una presión de ajuste alta, se minimiza la pérdida de gas, debido al disparo de la válvula de seguridad durante una parada; pero esto requiere de una presión de diseño alta para equipos y tuberías, incrementando así el costo. Por lo tanto, la selección de esta presión establece un compromiso entre la pérdida de gas y el costo inicial del equipo.

4.11

Temperatura de Entrada Debido a que la temperatura de entrada afecta tanto la velocidad de flujo volumétrico como el requerimiento de cabezal para un determinado servicio de compresión, el rango completo tiene que ser especificado. Cuando se colocan intercambiadores en la línea de entrada, el rendimiento del compresor dependerá del rendimiento de los intercambiadores; en consecuencia, se justifica poner especial atención a la interacción intercambiador/compresor. Cuando la seguridad y operabilidad del compresor dependen en alto grado de la actuación o rendimiento de un intercambiador a la entrada, deberían especificarse alarmas para la temperatura del gas de entrada (Por ejemplo, enfriamiento de gas craqueado para prevenir el ensuciamiento del compresor, calentando gas refrigerante, a fín de determinar su influencia en la selección de los materiales y los requerimientos de resistencia al impacto, etc.).

4.12

Temperatura de Descarga La temperatura de descarga del compresor está influenciada por la temperatura (absoluta) de entrada, la relación de presión, el valor del calor específico del gas, y la eficiencia de compresor. Esta efecta el diseño mecánico del compresor, la tendencia al ensuciamiento del gas, la selección de etapas y el diseño del enfriador de descarga, más el diseño mecánico de la tubería y el requerimiento de aislamiento. Sin embargo, ésta puede ser estimada únicamente durante la fase


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de diseño del servicio, debido a que la eficiencia del compresor actual no es conocida aún. Se presentan métodos para estimar temperaturas de descarga en el Capítulo “Cálculos de Sistemas de Compresión” PDVSA–MDP–02–K–04. Durante la fase de ingeniería de detalle, luego de haber seleccionado el suplidor del compresor y el modelo, todos los aspectos del diseño del sistema que dependan de la temperatura de descarga (por ej. temperatura de entrada al post–enfriador) tienen que ser chequeadas contra la predicción de la temperatura de descarga suministrada por el suplidor del compresor. La limitación en la temperatura de descarga para los diferentes tipos de compresores son cubiertas en las Prácticas de Diseño (versión 1986), vol. VII Subsecciónes E, F, G, H e I.

4.13

Etapas del Proceso Razones para Diseñar el Proceso de Compresión por Etapas – Los servicios de compresión de alta relación de presión comúnmente se separan en etapas de compresión múltiples y casi siempre incluye enfriadores entre etapas a fin de remover el calor generado en la compresión. La compresión se lleva a cabo por etapas, por las siguientes razones: 1.

Para limitar la temperatura de descarga de cada etapa a niveles que sean seguros desde el punto de vista de limitaciones mecánicas o tendencia de ensuciamiento del gas.

2.

Para tener disponibles corrientes laterales, en la secuencia de compresión a niveles de presión intermedia, tales como en los sistemas de los procesos de refrigeración.

3.

Para aumentar la eficiencia total de compresión (a fin de obtener una reducción en potencia) manteniendo la compresión tan isotérmica como sea posible, optimizando la inversión adicional en enfriadores interetapas y los costos de operación del agua de enfriamiento contra el ahorro de potencia. Esto es un factor significativo en compresores de aire en plantas y en compresores de aire para procesos de gran capacidad.

4.

Para enfriar las entradas a las etapas y de ésta manera reducir los requerimietos de cabezal de compresión total, suficientemente a fin de reducir el número de etapas de compresión requeridas. Esto da como resultado compresores más compactos y de costos de construcción más bajos.

5.

Para fijar el aumento de presión por etapa a las limitaciones de presión diferencial del tipo de maquinaria: limitaciones en carga de empuje axial en los compresores centrífugos, limitaciones de tensión en la varilla del pistón


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en los compresores reciprocantes, deflexión del rotor y empuje en los rotativos. Definiciones de etapas de Compresión – El término “etapa de compresión del proceso” describe el paso de compresión entre dos niveles de presión adyacentes en un sistema de proceso. La “etapa de compresión del proceso” puede ser ejecutada por una o más “etapas del compresor”. Ejemplos de “Etapas de compresión del proceso” son: 1.

Servicios de compresión de gas craqueado en el proceso de Pirólisis con Vapor “Steam Cracker” con enfriamiento intermedio para limitar la temperatura de descarga de la etapa, de tal forma que el ensuciamiento sea minimizado.

2.

En procesos de niveles múltiples de sistemas de refrigeración, vapor refrigerante del tambor de vaporización instantánea y de los enfriadores de nivel superior, es admitido al compresor a los niveles óptimos de presión intermedia, dividiendo asi el aumento de presión total en varias porciones discretas o “Etapas de Compresión del Proceso”

3.

Los compresores centrifugos de aire son frecuentemente enfriados entre las etapas del compresor a fin de minimizar el consumo de potencia. Esta práctica común se debe principalmente a que el costo de potencia representa una gran porción del costo de operación de muchos procesos que utilizan aire comprimido.

4.

Los servicios de compresores reciprocantes con una alta relación deben dividirse en etapas de compresión múltiple a fin de mantener las temperaturas de descarga del cilindro dentro de los límites impuestos por las consideraciones de lubricación del cilindro.

5.

En las plantas de caucho sintético “Butyl Rubber” el servicio de compresión de cloruro de metilo es dividido en etapas de baja y alta presión a fin de permitir la remoción del agua y del hexano entre etapas, y además permitir la admisión de una corriente lateral de cloruro de metilo en un nivel de presión intermedia.

El término “etapa compresora” describe un montaje de elementos de trayectoria de flujo, diseñados para realizar toda o una parte de la etapa de compresión del proceso. Ejemplos de “etapas compresoras” en varios tipos de mecanismos son: 1.

Para compresores centrifugos, cada álabe guía en la entrada, el impulsor, el difusor y el conjunto de canal de retorno.

2.

Para compresores axiales, cada fila de paletas rotativas y su fila de paletas estacionarias siguientes.


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3.

Para compresores reciprocantes, cada cilindro o conjunto de cilindros ordenados en flujo paralelo.

4.

Para compresores rotativos, la mayoría de las carcazas (con el conjunto de rotor) son de una etapa sencilla. Algunos diseños especiales tienen dos etapas compresoras (con enfriamiento intermedio) dentro de un bloque sencillo.

Equipo Interetapa – El equipo interetapa normalmente está diseñado conjuntamente con el servicio de compresión, y las especificaciones incluidas en las Especificaciones de Diseño. Excepciones de esta regla lo constituyen las plantas en forma de paquetes y compresores de aire de proceso, para los cuales el suplidor diseña y suministra todo el equipo interetapa. Los compresores reciprocantes complejos de etapas múltiples (y servicios múltiples) son manejados comúnmente de ambas maneras, dependiendo principalmente de las preferencias de la organización de la ingeniería de detalle. Ver Prácticas de Diseño (versión 1986) vol.VII Sec. 11H “Montaje de Equipo Interetapa, Accesibilidad y Multiplicidad”. Los elementos de equipos interetapas incluyen enfriadores, tambores, separadores, válvulas de seguridad y tuberías. El uso de válvula interetapas únicamente se requiere cuando volúmenes grandes de líquido almacenado en separadores requieren aislamiento, a fin de mantener una seguridad contra incendios. Las lineas de recirculación manual para cada etapa, frecuentemente se proveen para ayudar en las operaciones de arranque y para ayudar a mantener los niveles de presión interetapa cerca de los niveles normales, bajo condiciones de carga parcial.

4.14

Control Para decidir sobre el sistema de control de una unidad de proceso es importante conocer las variables de proceso que son importantes y las herramientas de control y medición requeridas para efectiva operación de la unidad. En el campo de compresión, la experiencia operacional facilita el análisis del sistema de control requerido, el cual varia con el tipo de compresión. En la especificaciones de ingeniería PDVSA–MID–GB–201–R “Compresores centrifugos”, GB–202–PR “Compresores reciprocantes” GB–203 “Compresores de desplazamiento positivo para aire de servicio e instrumentos”, GB–204–R “Compresores rotatorios”, se muestran las normas de instrumentación y contro de cada uno.

4.15

Cabezal Requerimiento de Servicio – “Cabezal” es un término usado en la determinación de la cantidad de energía que debe ser añadida a cada unidad másica de gas para producir el incremento deseado de presión. Las unidades que normalmente se utilizan son:


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1 x Joules de energía + metros de cabezal g Kilogramos de gas Pie – lb de energía + Pie del cabezal lb de gas El término “cabezal” ha sido tomado del campo de la hidráulica, donde la altura de una columna de liquido en metros (pie) es equivalente a la energía teoricamente requerida para producir la presión estática existente en la base de la columna. El concepto puede ser aplicado al campo de fluidos compresibles si la de presión se sustituye por “presión en la base de la columna” y el peso molecular se sustituye por la gravedad específica del líquido. El requerimiento de cabezal para compresiones de vapor se calcula por: H Poli +

n Ǔƪǒ P Ǔ ǒgg Ǔ Z RMT ǒn–1 P c

1

2 1

n–1 n

–1

ƫ

1 Fo

Ec. (9)

Detalle de esta ecuación son presentados en el Capítulo “Cálculos de Sistemas de Compresión” PDVSA–MDP–02–K–04. El cabezal requerido, es un concepto útil para el diseñador del servicio de compresión, ya que: PG a

WxH Eficiencia

Ec. (10)

donde:

PG = Potencia del Gas

En unidades métricas Kw

En unidades inglesas Hp

Capacidad del Compresor – Los compresores dinámicos, debido a que tienen limitaciones finitas de velocidad periférica, tienen limitaciones en la cantidad de energía que una etapa dada pueda convertir en presión; es decir tienen limitación en la capacidad de cabezal. Esta limitación está definida por una curva característica de cabezal–capacidad la cual difiere para cada diseño de mecanismo centrifugo y axial. Cuando a un compresor dinámico se le imprime una condición de requerimiento de cabezal en exceso de su capacidad, el “oleaje” (flujo en reverso) ocurrirá. El “oleaje” puede causar daños o fallas al compresor. Los mecanismos de desplazamiento positivo no tienen limitaciones de cabezal como tales, pero en cambio poseen limitaciones impuestas por aumento de presión a través de una etapa del compresor, aumento de temperatura, o por la capacidad de fuerza del vástago del pistón.


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4.16

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Condiciones Extremas de Operación Además de la selección de las condiciones normales de operación, el diseñador del servicio tiene que especificar el rango de los puntos de operación alterna que debe ser capaz de aguantar el compresor. Estos puntos de operación alterna son seleccionados, de tal manera que incluyen las condiciones de operación más difíciles o severas para el tipo de compresor seleccionado en particular. En las Prácticas de Diseño (versión 1986), vol. VII secciones 11 E, F, G, H, e I, detallan las limitaciones particulares de cada tipo de mecanismo, pero la tabla siguiente, resume el significado de los parámetros, en sus valores extremos, en general: Factores Afectados Parámetro

Al valor mínimo del Parámetro

Al valor máximo del Parámetro

Flujo volumétrico

Bajo valor para el extremo final del rango de diseño para el mecanismo y los controles del flujo de proceso.

Diseño básico del tamaño de la carcaza y todos los elementos de la trayectoria del flujo.

Flujo másico

Poca significación.

Temperatura de entrada

Selección de materiales para resistencia de impacto; selección de aceite lubricante y/o aceite de sello.

Requerimiento de Cabezal; temperatura de descarga.

Temperatura de descarga

Poca significación.

Presión de entrada

Requerimiento de Cabezal; aumento potencial de temperatura; máxima velocidad de flujo volumétrico; máxima presión diferencial que los elementos mecánicos deben soportar; potencial de ingreso de aire atmosférico (vacío).

Diseño de etapa, Diseño del mecanismo para el control de expansión térmica y espacios muertos críticos; potencial formación de coque e inflamación del lubricante y aceite de sello; selección de materiales. Capacidad de máxima velocidad de flujo másico del compresor, y porsupuesto el requerimiento de potencia; potencial de presión de descarga del mecanismo; diseño del sistema de sello del eje.

Requerimiento de Potencia.


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Factores Afectados Parámetro

Al valor mínimo del Parámetro

Al valor máximo del Parámetro


Potencial de máxima velocidad de flujo volumétrico (compresores dinámicos).

Requerimientos de cabezal; diseño de carcaza y de los pernos; presión diferencial máxima que deben soportar los elementos.

Peso molecular

Máxima capacidad de cabezal de la máquina.

Velocidades permisibles del gas dentro de la máquina debido al nivel de velocidad sónica (compresores dinámi cos); máximo requerimiento de potencia.

El diseñador del compresor debe reajustar las condiciones extremas de operación y además optimizar el diseño de la máquina para las condiciones de operación más frecuentes. Por esta razón el diseño del servicio de compresión deberá incluir alguna indicación acerca del intervalo de tiempo anticipado para cada condición de operación especificada.

4.17

Consideraciones para el Arranque Objetivos de la Prueba Inicial con Aire – Las unidades compresoras para servicios de gas y aire, usualmente son probadas con aire, por un período corto, después de su instalación inicial, después de trabajos mayores de mantenimiento, o antes de comenzar largos períodos de funcionamiento. El principal propósito de esta corrida de prueba es exponer y corregir deficiencias mecánicas que de otra manera podrían parar el proceso. Los objetivos específicos pueden resumirse como sigue: 1.

Verificar la limpieza y operabilidad del aceite lubricante y los sistemas de sello del eje.

2.

Probar todas las señales permisibles de arranque, señales de alarmas y paradas asociadas con la unidad compresora.

3.

Revisión de las partes de desgaste (sellos de contacto, anillo de pistones, empaque del vástago del pistón, acoplamientos, dientes de engranaje, artículaciones del gobernador, etc.) a baja velocidad y carga liviana, con altas velocidades de lubricación, y con paradas frecuentes para enfriamiento e inspección.

4.

Probar el encendido y apagado del accionador y sistemas del control modular y cualquier control integrado de la máquina.

5.

Verificar operabilidad del sistema de suministro de servicio de la planta con una carga tan alta como sea posible, operando con aire del compresor.


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6.

Verificación de alineamientos de acoplamientos y niveles de vibración con el compresor y conductor a temperaturas tan cercanas a la temperatura de operación, como sea posible.

7.

Dar oportunidad de entrenamiento al operador.

8.

Soplado y/o secado de las lineas de proceso y equipos.

Facilidades Requeridas para la Prueba Inicial con Aire – Usualmente se requieren facilidades especiales en el sistema de tuberías de los compresores de tal forma que la prueba inicial con aire pueda realizarse conjuntamente con otros acondicionamientos del equipo del tren de procesos. Estas facilidades son: 1.

Una línea auxiliar corta con bridas en la línea de entrada, dentro de la válvula de bloqueo de entrada, para servir como una toma de aire temporal; una portezuela de acceso para inspección, y un filtro temporal y portezuela removible. Esta línea corta normalmente es parte del diseño del filtro temporal.

2.

Filtros temporales, según las especificaciones de ingeniería PDVSA–MID–GB–201–R y GB–203 son usados durante la prueba inicial con aire y al inicio de la operación del proceso, para proteger al compresor del polvo, objetos y escombros que podrían quedar a la entrada del sistema, ya sea por accidente o por descuido en la inspección.

3.

Una línea auxiliar corta, de aproximadamente la mitad del diámetro de la línea, a la descarga, dentro de la válvula de bloqueo a la descarga, que sirva como una portezuela de descarga.

4.

Facilidades para disminución de ruidos, algunas veces se requerirán a la entrada del aire y en las portezuelas de descarga temporal.


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Circuito Cerrado para la Prueba Inicial 1.

Recirculación de una Mezcla de Gas Inerte – Mientras que casi todos los compresores centrífugos diseñados para servicio de gas, pueden operarse en forma segura y continuamente con aire, otros no pueden hacerlo, debido a que la temperatura de descarga (o la temperatura en alguna etapa intermedia del compresor) excederá la máxima temperatura de trabajo permisible de la máquina. Esto tiende a ocurrir con mayor frecuencia, cuando la temperatura normal de entrada al proceso de servicio está muy por debajo de la temperatura del ambiente, cuando la relación de presión de servicio es muy alta, cuando el cabezal está por encima de 15000 m (50000 pie), cuando la relación de calor específico del gas está muy por de bajo a la del aire, y con accionadores de velocidad constante. Tanto los servicios de gases de alto peso molecular, como los de bajo peso molecular, pueden presentar problemas de temperatura de descarga operando con aire. El accionamiento con velocidad variable, lo cual permite operar a baja velocidad, da alguna flexibilidad para limitar la temperatura de descarga, pero el operar a velocidad parcial no es tan útil como operar a la velocidad de diseño, debido a que en el primer caso se expone a muchos problemas mecánicos potenciales. El ejemplo más común de dificultad de operación es el servicio de refrigeración con etileno. Otro ejemplo es el de gas de alimentación rico en hidrógeno, en el proceso de Hidrotratamiento. En los casos donde la temperatura de descarga en aire pueda predecirse que estará cerca, o ligeramente por encima de la temperatura máxima permisible por la carcaza, pueden hacerse una serie de corridas de prueba muy cortas e intermitentes bajo estricto control para probar la seguridad de una corrida prolongada y para detectar problemas que puedan surgir a velocidad máxima. Cuando haya riesgo de daños al compresor, aún haciendo corridas cortas, se pueden hacer circuitos cerrados temporales a bajo costo y llenados con una mezcla de helio–nitrógeno para recircular. Mezcla de gas y detalles del circuito deberan ser determinados por los ingenieros encargados, con el asesoramiento del suplidor del compresor.

2.

Riesgos al Circular Aire – Los compresores centrífugos con sellos de aceite no deberán operarse en ningún momento en un circuito cerrado usando aire u oxígeno, a menos que se incluyan aspectos especiales de seguridad tales como los descritos más adelante. De otra manera, podría aumentar la fuga de aceite de sello en la corriente circulante de aire, hasta formar una concentración explosiva. Ver también las Prácticas de Diseño (versión 1986), vol. VIII. Sec. 15–B. “Minimizando los riesgos de fuego, explosiones o accidentes”.

Un ejemplo, es el uso de un compresor de gas de reciclo en un Reformador Catalítico (Powerformer) equipado con sellos de aceite en eje para circular aire


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para el secado del sistema de tuberías o para regenerar el catalizador. Para evitar el paso de aceite desde los sellos del eje hacia la corriente de aire circulante, el compresor deberá ser especificado, para inyectar nitrógeno en el laberinto interno del sello del eje. El nitrógeno actúa como una barrera de gas inerte entre el aire caliente a la descarga del compresor y el aceite de sello en las cámaras internas del drenaje de aceite, y provee una atmósfera inerte en el sello interior. El gas amortiguador también sirve como una barrera, que impide la entrada de aceite a las tuberías del sistema. Los sistemas de gas amortiguador deben dotarse de instrumentos de alarmas de baja presión diferencial, para señalar una falla del sistema de protección. Aplicaciones de este tipo deberán ser revisadas con un especialista en máquinas rotativas. Los compresores reciprocantes con cilindros lubricados no debe ser operados nunca en un circuito cerrado usando aire u oxígeno, ya que se podría generar una mezcla explosiva en el circuito. Condiciones de Proceso – El diseño del control y sistemas de reciclo de los compresores deberán considerar dos situaciones anormales de operación que frecuentemente ocurren cuando maquinarias nuevas o reparadas son puestas en servicio de proceso. Primero es deseable, probar el compresor y el accionador bajo flujo total, y condiciones de carga total, incluso cuando el flujo de alimentación a la planta esté muy por debajo de lo normal. Esto requiere que el sistema de reciclo sea diseñado para permitir flujo nominal al compresor. Para esta operación de prueba, no se necesita alta eficiencia del sistema. Luego, pueden ocurrir períodos prolongados de bajo flujo de alimentación a la planta, debido a consideraciones operacionales o de mercado, haciendo deseable la operación eficiente de compresión a carga parcial. Diseñar para ésta condición puede influir en los pasos de control a la descarga, para compresores reciprocantes, y posiblemente el número de unidades paralelas provistas. Con compresores dinámicos, la eficiencia de operación a carga parcial puede ser maximizada especificando y seleccionando el diseño del compresor con estabilidad máxima (flujo mínimo de oleaje) y aplicando y optimizando el sistema de control “anti–oleaje” que considera las características actuales de la máquina asi como también la velocidad de flujo.

4.18

Flexibilidad para Expansión Una estrategia de inversión en medios de manufactura y planificación a largo plazo ocasionalmente justifica una preinversión en el equipo inicial de planta, a fin de permitir una futura expansión de capacidad a bajo costo. Los servicios de compresión, junto con otras operaciones unitarias de planta, pueden ser especificadas inicialmente para el grado deseado de flexibilidad de expansión. Simplemente el dejar un espacio de terreno para operar un compresor adicional en paralelo, es una práctica poco usada, porque el dejar espacios de terreno


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grande, para el equipo del tren de proceso asociado, resulta muchas veces poco económico desde el punto de vista de disposición de equipo. La mejor manera de prepararse para una expansión de servicios de compresión, en la mayoría de los casos, es especificar las condiciones de operación futuras que puedan ser definidas junto con las condiciones iniciales. Luego, especificar que el compresor, el elemento motriz y los equipos auxiliares principales (tales como tambores separadores, tuberías, sistema auxiliares de aceite, etc.) sean diseñados con un criterio de ingeniería para un costo bajo de aumento de capacidad, cuando se requiere por una expansión prevista de la unidad.

4.19

Requerimientos de Potencia Generalidades – Los requerimientos de potencia de los servicios de compresión tienen que ser estimados en la etapa de diseño del servicio, de tal forma que los requerimientos de diseño de los sistemas de servicios puedan ser especificados y los costos de operación estimados. Los cálculos son realizados por métodos y datos presentados en el Capítulo “Cálculos de Sistemas de Compresión” PDVSA–MDP–02–K–04. Después de la selección de los modelos de equipos, los diseños del sistema de servicio deben ser comparados con la garantía de consumo de servicios por parte del suplidor. Reclasificación de la Capacidad del Compresor Operado a Máxima Carga Las turbinas a gas, motores y accionadores de motores eléctricos, son frecuentemente prediseñados para una capacidad normal fija, ocasionando esto que los accionadores seleccionados sean algo más grande, que el tamaño mínimo requerido por las especificaciones de ingeniería PDVSA–MID–GB–201–R, GB–202–PR, GB–203 y GB–204–R. El margen de potencia disponible de esta manera en los accionadores puede ser aprovechado aumentando la capacidad del compresor al nivel de requerimientos de potencia que se ajuste al criterio de selección de tamaño del accionador según las especificaciones arriba mencionadas. Si este incremento en capacidad tuviese un valor económico, y si un leve incremento en la velocidad del flujo de oleaje es aceptable, la Especificación del Diseño estipulará: “Si existe un margen entre el requerimiento de potencia nominal del compresor y aquel permitido según la clasificación del elemento motriz seleccionado, entonces la calibración de la capacidad del compresor debe incrementarse hasta que el accionador quede a carga máxima (según especificaciones de ingeniería PDVSA–MID–GB–201–R, GB–202–PR, GB–203 y GB–204–R)” . El diseño del equipo del tren de proceso debe ser revisado entonces para determinar cómo lo afecta este incremento de capacidad.


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4.20

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Condiciones Ambientales Las siguientes condiciones ambientales afectan el diseño y las instalaciones de los servicios auxiliares para las unidades compresoras, y tienen que ser cubiertas en las Especificaciones de Diseño: Factores que Afectan a todas las Unidades Compresoras: 1.

Altura – La presión barométrica afecta la conversión de un indicador de presión manométrica a valores de presión absoluta.

2.

Rango de Temperatura Ambiente – Esto determina la clasificación climática de la zona (según especificaciones de ingeniería PDVSA–MID–GB–201–R, GB–202–PR, GB–203) e influye en el diseño del rendimiento de compresores, turbinas a gas y motores de combustión interna.

3.

Polvo y Arena – Cantidades excepcionales de polvillo (como partículas de catalizador) y arena, tienen un efecto adverso en aquellas piezas descubiertas, tales como el vástago de las válvulas, laberintos de sellos de eje, articulaciones mecánicas de la turbina, y mecanismos posicionadores de los álabes directores del estator de compresores axiales.

Factores que Afectan a los Compresores de Aire, Turbina a Gas y Motores 1.

Altura –La presión barométrica afecta el volúmen específico del aire y en consecuencia, afecta el diseño del rendimiento de todas la las máquinas que operan con aire.

2.

Sustancias Corrosivas y Sólidas en el Aire – La calidad del aire en los alrededores de la entrada afecta los requerimientos de filtrado y puede afectar la selección de máquinas y materiales del sistema. La presencia de rocío de mar, vapores salados y gases químicos deben ser especificados.

3.

Dirección Predominante del Viento – Esto afecta la ubicación que se seleccionará para las tomas de aire, con respecto a válvulas que descargan a la atmósfera, fuentes de gases aceitosos, fuentes de vapores químicos, rocio de mar, etc.

Factores que Afectan a los Compresores de Gas 1.

4.21

Restricciones de Emisión Atmosférica – El diseño del sistema de sello del eje es afectado por la cantidad permitida de emisión continua de gas.

Líquido en Corrientes Gaseosas Riesgos – La presencia de líquido en la corriente gaseosa perjudica a los compresores en diferentes formas:


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1.

Porciones de líquido pueden causar graves daños a casi todos los tipos de compresores.

2.

El agua en cantidades muy pequeñas se puede combinar con H2S del gas, y producir fractura por corrosión debido a esfuerzos en las partes de acero de gran resistencia.

3.

Cantidades pequeñas de agua pueden combinarse con H2S y CO2 para formar ácidos, los cuales aceleran la fátiga por corrosión y erosión, además de la corrosión de las partes incluidas en la trayectoria del gas.

4.

Hidrocarburos líquidos y agua en la corriente gaseosa, diluyen y lavan la películas lubricantes de los cilindros de los compresores reciprocantes, acelerando grandemente la velocidad de desgaste de las piezas de contacto: anillos de pistones, forros del cilindro, empaque de vástagos, vástagos y válvulas. Los compresores reciprocantes son muy sensitivos al arraste de líquido, ya sea en forma intermitente o en forma continua. Los compresores centrífugos son muy sensitivos a la corrosión por líquidos. Los compresores rotatorios del tipo anillo y tornillos helicoidales tienen la mayor tolerencia a todas las formas de líquido. Si bajo alguna circunstancia predecible, se puede esperar que algún líquido alcance el compresor, esta situación debe ser completamente descrita en la especificación de diseño. Medios para Proteger los Compresores – Para evitar estos riesgos al compresor el sistema de proceso podría proveerse de los siguientes tipos o medios de remoción de líquido. 1.

Proveerse de un tambor separador en la línea de entrada al compresor para remover las porciones de líquido arrastradas en el gas. Además se especificarán alarmas de alto nivel de líquido y disparo automático del compresor.

2.

Se especificarán trazas de calor y aislamiento de la tuberia de entrada cuando el enfriamiento de la misma, debido a la temperatura ambiental sea tal, que pueda condensar parte de líquido de la corriente gaseosa.

3.

Especificar celdas colectoras de líquido, con cristales de nivel y drenaje con válvulas, colocados cerca de la brida de entrada al compresor, y así permitir un arranque seguro y facilitar el control normal de contenido de líquido. Estas instalaciones no son adecuadas para una separación y remoción continua de líquido.

4.

Todos los tramos largos horizontales de la línea de entrada y las celdas bajas deberán estar provistos de drenajes en los puntos bajos.

5.

Ocasionalmente, cuando es problemática la condensación en la tubería, residuos de arrastre, o los productos de corrosión en los sistemas de


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compresores reciprocantes inmediatamente aguas arriba compresores, se instalan una especie de filtros coalescentes.

de

los

Beneficios en el Uso de Inyección de Líquido – Generalmente mientras que el líquido tiene el potencial para hacer mucho más daño que bien en los compresores, ocasionalmente se inyecta en forma deliberada a fin de mejorar, mantener o restablecer el rendimiento del compresor. Por ejemplo:

4.22

1.

Para prevenir el depósito de polímeros en superficie internas en servicios de gas de ensuciamiento, continuamente se inyecta aceite de lavado en la corriente gaseosa y en las etapas individuales del compresor.

2.

El lavado intermitente con solventes fuertes se usa algunas veces para disolver y limpiar depósitos de ensuciamiento.

3.

Ocasionalmente se inyecta agua, para suministrar enfriamiento evaporativo del calor de compresión, como un preventivo del ensuciamiento. Esta técnica reduce el cabezal de compresión, retardando continuamente el aumento de temperatura, aunque el ahorro en potencia se ve disminuido notablemente por el aumento en flujo másico añadido por la inyección. El método de inyección de agua es utilizado comercialmente para retardar la polimerización en compresores que manejan corrientes ricas en acetileno, debido a la gran tendencia de polimerización del acetileno. Esta práctica es efectiva y relativamente segura para compresores rotativos; para compresores centrífugos sólo es aplicada donde el enfriamiento marginal se requiere para evitar un aumento grande en la inversión por ejemplo, para eliminar la necesidad de una etapa de proceso adicional de compresión. Se requiere de agua limpia y tratada para evitar la deposición de sólidos dentro del compresor. Se requiere un diseño individual de los medios de inyección.

4.

La inyección de aceite de enfriamiento se aplica comercialmente en compresores de aire de servicios del tipo rotativo para minimizar el número de etapas y obtener una eficiencia alta. El aceite es separado a la descarga del compresor, es enfriado y luego recirculado a través de la máquina.

Materiales para Maquinarias Generalidades – Especificaciones de materiales para compresores y accionadores se encuentran en las especificaciones de ingeniería (ver referencias) de Maquinarias y sus Complementos de Normas API. Ellas en consecuencia no necesitan presentarse en las Especificaciones de Diseño bajo circunstancias normales. El uso del término “materiales según norma del suplidor” deberá evitarse en las especificaciones, ya que esto implicaría la aceptación de materiales convencionales en lo que podría ser un ambiente de servicio severo o fuera de lo normal.


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Corrosión con Esfuerzo de Acero Super–Templado – Los aceros supertemplados usados en las piezas de compresores centrífugos sometidos a grandes esfuerzos, están sujetos a ruptura por agrietamiento de corrosión con esfuerzo, cuando se exponen a H2S húmedo. Debido a que normalmente resulta impráctico remover el sulfuro de hidrógeno a niveles suficientemente bajos como para evitar este peligro, se brinda protección seleccionando acero con baja susceptibilidad (debido a su limitada resistencia a punto cedente) y minimizando el agua en fase líquida en la corriente gaseosa. Las tuberias de entrada para servicios de compresión conteniendo H2S y vapor de agua a condiciones de saturación deberán especificarse de tal forma de tener trazas de vapor, a fin de prevenir que se forme condensado a lo largo de las paredes de la tubería. Deberá tomarse un cuidado especial en el diseño del tambor separador y los medios de drenaje de la tubería de entrada y además el diseño mecánico de la tubería, ya que ésta puede alcanzar la temperatura máxima generada por la traza de vapor, tan pronto como se pare la máquina. Medidas Especiales para Prevenir la Corrosión – Si por experiencia previa, desarrollos de plantas pilotos o trabajos de pruebas de laboratorio se han desarrollado medidas especiales para evitar problemas de corrosión únicos, éstos deberan mencionarse en las Especificaciones de Diseño. Un ejemplo sería el uso de superficies galvanizadas o aluminizadas en compresores manejando monóxido de carbono para prevenir la corrosión carbonilica. Un segundo ejemplo sería la protección contra el dióxido de azufre en la atmósfera de la planta, pintando con epoxy la superficie interna del equipo interetapa de los compresores y la tuberia.

4.23

Características de los Servicios de Compresión que Afectan los Sellos del Eje Presión – Las siguientes presiones influyen en el diseño del sistema de sellado del eje y deberán ser incluidas en las Especificaciones de Diseño. 1.

Presión de entrada mínima, por períodos breves o prolongados especialmente si está cerca o por debajo de la presión atmosférica.

2.

Máxima presión de entrada para operación.

3.

Presión de ajuste, luego de una parada automática.

Significado de Fuga a la Atmósfera – Varios tipos de sistemas de sello de ejes de compresores, permiten una fuga continua de gas a la atmósfera o a un cabezal de mechurrio a velocidades bajas y controladas. Para encaminar la ingeniería de detalle del sistema se deberán indicar las siguientes características: 1.

Naturaleza peligrosa del gas que sale debido a la toxicidad, inflamabilidad o corrosividad.


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2.

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Valor económico del gas que se pierde.

Implicaciones de Ingreso de Sellador en la Corriente Gaseosa – Varios tipos de sistemas de sello de ejes tienden a permitir fuga de fluidos selladores en la corriente gaseosa. Para encaminar la ingeniería de detalles del sistema, deberá indicarse la sensibilidad del proceso a pequeñas cantidades de los siguientes selladores: 1.

Aire atmosférico, en pequeñas cantidades.

2.

Aceite lubricante, en pequeñas cantidades.

3.

Gas amortiguador.

Disponibilidad de Gas Amortiguador – Algunos diseños de sistemas de sello de ejes se oponen a la fuga de gas y al ingreso de aire/aceite presurizados a la zona de sellado, con un gas “amortiguador” usualmente gas inerte o nitrógeno de servicio. La disponiblidad de tal fuente gaseosa deberá ser anexada en la Especificación de Diseño, junto con los otros servicios.

4.24

Diseño para Mínimo Mantenimiento A pesar de que todas las instalaciones de compresores en los procesos modernos son diseñados para un bajo uso de personal en las funciones de operación y mantenimiento, algunas opciones están disponibles al diseñador a fin de mejorar la seguridad, operabilidad y mantenimiento en situaciones de mínimo uso de personal a cambio de un aumento en la inversión. Las opciones consisten primeramente en las áreas de instrumentación supervisoria y en las facilidades de mantenimientos y éstas son cubiertas en las Prácticas de Diseño (versión 1986), vol. VIII, Sec. 11 “P”.

4.25

Exactitud de la Información de Ingeniería Suministrada por el Suplidor Una gran parte de los datos de ingeniería y costos suministrados por el vendedor son requeridas para planificar, diseñar y ejecutar la aplicación de maquinaria a los servicios del proceso. Esta información tiende a ser menos exacta y confiable durante las fases de planificación y diseño del proceso de un proyecto, que en la fase de ingeniería de detalle. Esto se debe a que los representantes de los suplidores de maquinarias pueden ponerle menos atención a los detalles de ingeniería, antes de que la aplicación entre en la etapa comercial. Por esta razón, la confianza que un diseñador deposita en la información de ingeniería del suplidor debe ponerse en juicio, de acuerdo a la base en que se obtiene. Los datos anticipados por el suplidor son considerablemente más confiables cuando provienen de modelos normales de máquinas prediseñadas y de unidades


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que han sido construidas con anterioridad, que aquellos provenientes de máquinas diseñadas contra pedidos especificos que son usados frecuentemente en aplicaciones de proceso. Los datos de ingeniería provenientes de los suplidores normalmente se disponen como siguen, en orden ascendente de confiabilidad: Los Catálogos de Productos, se emiten rutinariamente a las oficinas principales de ingeniería. Su interpretación puede requerir la asistencia de ingeniería de ventas. No se incluyen con frecuencia, los diseños de máquinas nuevas. Usualmente los datos son breves y generalizados, y algunas veces caducos. Las Investigaciones de Pre–oferta son realizadas por ingenieros de venta en respuesta a requisiciones, para estimados e información de planificación. Los rendimientos y estimados de costos tienden a ser optimistas, ya que en esta etapa no siempre se preveen detalles que reducirán la eficiencia y aumentarán los costos. En raros casos, donde se necesitan muchas licitaciones y/o diseños para asegurar la confiabilidad de la información anticipada para el uso del diseño de proceso, se negocian contratos especiales para este servicio con uno o más suplidores previamente seleccionados. Las Propuestas Comerciales son preparadas como respuesta a un estudio de compra formal al comienzo de la ingeniería de detalles. Las propuestas normalmente son más confiables que los resultados de investigación de prepropuesta para costos y datos de rendimiento, aunque poseen considerablemente menos detalles de ingeniería que los que se aplican a una orden. Las Ordenes de Diseño son realizadas en detalle completo después de que una orden es colocada, y constituye la base para el diseño detallado de la instalación. Los detalles dimensionales no se desarrollan normalmente hasta esta etapa.

4.26

Presión y Temperatura de Diseño Generalidades En los campos de compresores y turbinas, los términos “presión de diseño” y “temperaturas de diseño” no tienen definiciones consistentes y aceptadas uniformemente. En consecuencia, su uso se deberá evitar en los documentos de especificación de maquinarias. Otros términos se usan dentro de cada uno de los campos del tipo de maquinaria a fin de describir los límites dentro de los cuales el suplidor tiene que diseñar el mecanismo para su seguridad estructural. Estos límites de seguridad estructural tienen que ser iguales o mayores que las condiciones de servicio “nominales”, dentro de la cual tiene que operar la máquina. Por ejemplo, el modelo de máquina seleccionada tiene que tener la presión “máxima permisible” y límites de temperatura que igualen o excedan las


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condiciones de servicios especificadas por el diseño del proceso para así garantizar seguridad estructural. La temperatura para la cual, la máquina tiene que ser estructuralmente segura, se refiere a la temperatura del metal a la condición más severa de presión y temperatura coincidentes. La temperatura del metal iguala a la temperatura del fluido en todos los tipos de fluidos comerciales. La presión a la cual la máquina tiene que ser estructuralmente segura se refiere a aquélla utilizada para determinar el espesor mínimo de pared de las cavidades presurizadas. Para estar “estructuralmente seguro” al operar a presiones y temperaturas extremas, los mecanismos compresores tienen que ser capaces de evitar fugas por la bridas o fracturas de la carcaza. El espacio interno libre tiene que ser adecuado para prevenir interferencias entre las piezas movibles y estacionarias causadas por distorsión de la carcaza. El arreglo de los soportes tienen que preservar alineamientos operables en posición adecuada. La envoltura de los sellos y los sellos de eje tienen que ser diseñados para prevenir la falla de piezas y fugas grandes. Compresores Centrífugos Presión de Diseño – La equivalencia de “presión de diseño” para las carcazas de compresores centrífugos es la “presión máxima de trabajo de la carcaza” la cual está definida por la norma API 617 como la máxima presión que pueda existir en el compresor bajo las condiciones más severas de operación. Esta presión es determinada, añadiéndole a la máxima presión de succión que se pueda registrar, la presión diferencial que el compresor está en capacidad de desarrollar en el sistema cuando está operando a las condiciones combinadas más severas. Al establecer el máximo requerimiento de presión de trabajo de la carcaza se deberá tomar en consideración las variaciones en peso molecular, forma de la curva característica de cabezal–capacidad, caballos de potencia del elemento motriz y rango de velocidad, presión de succión y variaciones de temperatura. Normalmente se desea, una válvula de seguridad en la descarga del compresor, calibrada a una presión menor que la máxima presión de descarga posible, a fin de limitar la presión a la cual podría exponerse a la tubería y los equipos corriente abajo. Cuando no se incluye esta válvula de seguridad, el circuito de descarga tiene que ser adecuado para soportar la presión de descarga máxima que se puede generar bajo cualquier circunstancia posible. Cuando por el contrario se incluye su calibración, pasa a ser, la máxima presión de trabajo de la carcaza del compresor. La presión interna máxima para la cual es adecuada la carcaza, sin considerar las condiciones actuales de trabajo o requerimientos, está definida por la norma API 617 como la “presión máxima de diseño de la carcaza”. Este valor es especificado por el suplidor de la máquina de acuerdo al requerimiento de “presión máxima de trabajo de la carcaza” por parte del comprador.


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Consideraciones Especiales de Presión de Diseño 1.

Materiales Para la Carcaza – Deberán usarse materiales de bajo costo. El hierro fundido no deberá usarse por encima de los 1725 KPa man. (250 Psig) para aire o gases no inflamables, o por encima de 525 KPa man. (75 Psig) para tóxicos o inflamables.

2.

Protección de Equipos Corriente Abajo – Un soplador de aire en una planta de craqueo catalítico, puede tener una válvula de seguridad a la descarga, para proteger al regenerador de la presión máxima que un compresor pudiera imponer, a máxima temperatura ambiente. Esta puede ser considerablemente más baja que los 525 KPa man. (75 Psig) de presión de diseño de la carcaza, impuesta por el material de hierro colado. Las válvulas de seguridad en los compresores del termoreactor son calibradas a 175 KPa man. (25 Psig) sobre la presión de descarga obtenida con máximo peso molecular del gas y una presión de succión normal.

3.

Carcaza Dividida Horizontalmente – Esta carcaza está restringida a la presión máxima de 2400 KPa man. (350 Psig) cuando el peso molecular está por debajo de 10 (según norma API 617), como es el caso de una mezcla gaseosa rica en hidrógeno. Una válvula de seguridad calibrada a 2400 KPa man. (350 Psig) o por debajo para un gas de este tipo, podría eliminar la necesidad de construir una carcaza dividida verticalmente, la cual resulta más costosa.

4.

Unidades de Carcaza Múltiple – La calibración de seguridad en la primera carcaza puede llegar a 525 kPa man. (75 psig), cuando sean de hierro colado. Sin embargo, en un compresor de refrigeración usualmente se requieren materiales de baja temperatura (carbón muerto o acero al níquel) permitiendo de esta manera una mayor presión de calibración. Esto evitará la pérdida de refrigerante cuando el compresor sea parado de repente, o durante un período de parada larga cuando el refrigerante líquido continue evaporándose en los enfriadores y en el tambor de vaporización instantánea a baja presión.

5.

General – Las válvulas de seguridad entre etapas y a la descarga, proporcionadas para reducir costos del compresor y de los equipos entre etapas y corriente abajo, deberán ser calibradas lo suficientemente altas, de tal manera que aquéllas abran solamente durante condiciones de emergencia o condiciones anormales.

Temperatura de Diseño – La máxima temperatura de trabajo de la carcaza del compresor (equivalente a la temperatura de diseño) deberá ser la temperatura de descarga máxima, anticipada dentro del rango especificado de operación, e incluyendo un margen adecuado de 30°C (50°F). Los factores que pueden elevar la temperatura de descarga sobre su nivel normal son: temperatura alta a la entrada, operación a un punto de eficiencia bajo, alta relación de presión (por


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ejemplo, debido a velocidad máxima, alto peso molecular) ensuciamiento del compresor, e inter–enfriadores defectuosos. Las temperaturas mayores que se podrían generar, debido a la pérdida completa de agua de enfriamiento en los inter–enfriadores forzarían a una parada del compresor y en consecuencia no deberán considerarse al fijar la temperatura de diseño. Las especificaciones de diseño deberán incluir una temperatura de diseño para cada carcaza del compresor. Para una operación por debajo de los 15° C (60°F) se deberá especificar una temperatura mínima de diseño, de tal manera que los materiales del compresor sean seleccionados con propiedades adecuadas para el impacto. Compresores Axiales Las guías anteriores también son aplicables a compresores axiales. Sin embargo, debido a que la experiencia de aplicación es limitada, deben consultarse especialistas en maquinarias y seguridad. Compresores Reciprocantes Presión de Diseño – Los clientes industriales prefieren el término “presión de trabajo máxima permisible” que “presión de diseño” para los compresores reciprocantes. La especificación de ingeniería–PDVSA–MID–GB–201–R requiere que la presión de trabajo máxima permisible de cada cilindro exceda la presión de descarga nominal por lo menos en un 10% ó 175 KPa (25 Psi) lo que resulte mayor. Ya que la “presión de descarga nominal” es la condición de servicio más alta especificada, la Especificación de Diseño sólo necesitará confirmar que la mayor presión de descarga deberá considerarse “nominal”, y que la presión de trabajo máxima permisible debe estar de acuerdo a la especificación de ingeniería PDVSA–MID–GB–201–R, la cual cubre cilindros de etapa intermedia, así como también la etapa de presión más alta. Temperatura de Diseño – Los clientes industriales prefieren el término “temperatura máxima permisible” que “temperatura diseño” para compresores reciprocantes. Sin embargo, ya que la “temperatura máxima permisible” es especificada por el suplidor como una limitación mecánica del modelo particular de máquina, la especificación de diseño deberá incluir la temperatura máxima permisible, la cual se fija por lo menos 14°C (25°F) por encima de la “temperatura nominal de descarga”. Para establecer valores de temperatura de diseño para tuberías de descarga y diseño de equipos coriente abajo, aplique la suposición convencional de compresión isentrópica a las condiciones de operación más severas, y añada el margen especificado. Ver las Prácticas de Diseño (versión 1986) Subsección 11–H para un resumen de las condiciones que tienden a que la temperatura de descarga actual sea diferente del estimado isentrópico. Compresores Rotatorios Presión de Diseño – La presión de diseño para compresores rotatarios es definida formalmente de la misma manera que para los centrífugos, ya que la


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norma API 617 es invocada por la especificación de ingeniería PDVSA–MID–GB–201–R. Sin embargo, debido a que el compresor rotativo es un mecanismo de desplazamiento positivo, el valor deberá ser seleccionado de la misma manera como para los reciprocantes; o sea, 10% sobre la presión normal de descarga o 175 KPa (25 Psi), el que resulte mayor. Temperatura de Diseño – La temperatura de diseño para compresores rotativos se define formalmente de la misma forma que para los compresores centrífugos, y deberá ser calculada como la temperatura de descarga estimada a la temperatura de entrada máxima, presión normal de entrada, y la presión de calibración de la válvula de seguridad a la descarga, más un margen nominal de 14°C (25°F). Calibración de las Bridas de Tuberías La especificación de Diseño de los Servicios de Compresión deberán indicar las presiones y temperaturas de diseño de las tuberias conectadas, la calibración de las bridas, y los revestimientos y dimensiones de las líneas de entrada y descarga.

4.27

Especificaciones del Compresor En la especificación de un compresor, lo primero que debe definirse es el tipo más adecuado a los requerimientos del proceso; de acuerdo a los criterios de selección del tipo de compresor tratados en éste capítulo. Una vez escogido el tipo de compresor y diseñado, se procede a llenar la hoja de especificaciones correspondiente: • Compresor centrifugo • Compresor reciprocante • Compresor rotatorio A continuación se presentan las hojas de especificaciones de los primeros, los cuales son los más utilizados a nivel industrial. Para mayor información de hojas de especificación para todo tipo de compresores, véase el Manual de Calidad de Servicios Tecnológicos vol. VII. El Ingeniero de Proceso (IP) debe llenar la información señalada en los anexos con el indicativo “IP”. De manera general se debe llevar la información referente a datos generales del compresor, condiciones de operación para el servicio que va a cumplir, tipo de gas alimentado y composición del mismo, datos del sitio, y condiciones de los servicios. El resto de la información debe ser llevada por el Ingeniero Mecánico, Instrumentista y el especialista.

4.28

Requerimientos de Servicios del Compresor A continuación se presenta la información referente a los servicios del tren del compresor.


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Compresores Reciprocantes • Agua de enfriamiento Turbinas de Vapor y Expansores de Gases • Flujo de Vapor Actual. • Sello de Ejes (empleando el eyector de vapor del condensador de agua fría). • Unidad de separación Aceite Lubricante – Agua. • Condensadores para Turbinas a Vapor. Motores Reciprocantes y Turbinas a Gas • Combustibles Gaseosos • Combustibles Líquidos • Agua de Enfriamiento

Motores

• Aire de Arranque • Combustibles • Arranque • Agua de Enfriamiento

Turbinas

Tuberías de la Unidad del Compresor y Equipos de Tren de Proceso • Separadores de Aceite Lubricante • Tambores Separadores • Potencia para los Sistemas de Lavado del Compresor • Condensadores en Turbinas a Vapor • Lavado de Turbinas a Vapor. Auxiliares de la Unidad Compresora y Facilidades para Instalaciones • Potencia para Sistemas de Aceites Lubricantes y de Sello • Requerimientos de Potencia y Agua de Enfriamiento (para sistemas auxiliares compresor–turbina) • Enfriamiento del Compresor. Información adicional en el Manual de Diseño de Proceso (versión 1986), Vol.VII sec. 11–M.

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CENTRIFUGAL COMPRESSOR DATA SHEET

Item No. For Site Service Manufacturer Information to be Completed by Manufacturer

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6

Model Unit. Serial No. No. Required Driver by Purchaser OPERATING CONDITIONS

(ALL DATA ON PER UNIT BASIS)

NORMAL

RATED

OTHER CONDITIONS B C

A

D

Gas Handle (Also See Page ____________ ) Weight Flow, kg/s INLET CONDITIONS: Pressure (bar abs) Temperature (°C) Cp (kj/kg °K) Molecular Weight (M) Cp/Cv(k1) or (K avg) Inlet Volume (L/S) Compressibility (Z1) or (Z AVG) DISCHARGE CONDITIONS: Pressure (bar abs) Temperature (°C) Cp/Cv(k2) or (K AVG) Compressibility (Z2) or (Z AVG) kw Required (All Losses Incl) Speed (RPM) Estimated Surge, m3/h (At Speed Above) Polytropic Efficiency (%) Polytropic Head (%) Guarantee Point Performance Curve No. PROCESS CONTROL: Method:

By Pass From______________________________________________ To _________________________________ Anti Surge By Pass: Manual Auto Suction Throttling From _______________________________________ To ________________________________ Speed Variation From ________________________________________ To ________________________________ Other

Signal:

Source Type Range For Pneumatic Control Other

RPM @

bar &

RPM @

barg

REMARKS:

By: Rev. 029–1–a

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date: Rev.:0–5/91

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1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55


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Of:

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OTHER CONDITIONS NORMAL

Mol % 0 Air Oxygen Nitrogen Water Vapor Carbon Monoxide Carbon Dioxide Hydrogen Sulfide Hydrogen Methane Ethylene Ethane Propylene Propane i–Butane n–Butane i–Pentane n–Pentane Hexane Plus NH3

Requisition Nº

RATED

A

B

C

Remarks D

M.W. 28.966 32.000 28.016 18.016 28.010 44.010 34.076 2.016 16.042 28.052 30.068 42.078 44.094 58.120 58.120 72.146 72.146 99.640 17.030

Total Avt. Mol. Wt. LOCATION: Indoor Outdoor Grade

Heated Unheacted Mezzanine

Under Roof Partial Sides

Electrical Area Class Gr. Div. Wenterization Reqd. Tropicalization Reqd. SITE DATA: Elevation m Barometer bar abs Rang of Ambient Temps. DRY BULB WET BULB Site Rated °C Normal °C Maximun °C Minimun °C

NOISE SPECIFICATIONS: Applicable to Machine: See Specification Applicable to Neighborhood See Specification Acoustic Housing:

Yes

No

APPLICABLE SPECIFICATIONS: API 617 Centrifugal Compr. for Gen. Refinery Services Other:

PAINTING: Manufacturer’s Std.

UNUSUAL CONDITIONS Other:

Dust

Fumes

Others SHIPMENT: Domestic Export Export Boxing Reqd. Outdoor Storage Over 3 Months

REMARKS ON REVISIONS

By: Rev. 029–2–a

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.


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1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55


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3

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Of:

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CONSTRUCTION FEATURES SPEEDS: Type (Open, Enclosed, etc.) __________________________________ Max. Cont.___________RPM_______Trip__________RPM Type Fabrication ________________________________________ Max. Tip Speeds:___________m/s @ Max.______Speed MATERIAL ____________________________________________ ___________m/s @ Max. Cont. Speed Max. Yield Strenght (bar) _________________________________ Brinnel Hardness: Max.__________________mm______________ LATERAL CRITICAL SPEEDS: First Critical ____________________________________RPM Smallest Tip. Internal Width (mm)___________________________ Damped_______________Undamped_______________ Max. Mach No. @ Impeller Eye____________________________ Mode Shape___________________________________ Max. Impeller Head @ Rotated Speed (m)___________________ Second Critical _________________________________RPM Damped_______________Undamped_______________ SHAFT Mode Shape___________________________________ Material________________________________________________ Dia.@Impellers (mm) ___________Dia. @Coupling (mm)_________ Third Critical ___________________________________RPM Damped_______________Undamped_______________ Shaft End: Cylindrical_________________________ Tapared Mode Shape___________________________________ Max. Yield Strenth (bar)___________________________________ Fourth Critical __________________________________RPM Damped_______________Undamped_______________ BALANCE PISTON: Mode Shape___________________________________ Material________________Area______________________(mm 2) Lateral Critical Speed – Basis:___________________________ Fixation Method _________________________________________ Damped Unbalance Responde Analysis Shop Test Other Type Analysis SHAFT SLEEVES: TORSIONAL CRITICAL SPEEDS: At Interstg. Clear. Pts. Matl. ___________________________ First Critical ___________________________________ RPM At Saft Seal_________ Matl. ___________________________ Second Critical _______________________________ RPM Third Critical __________________________________ RPM

VIBRATION: Allowable Test Level_______________________________ (Peak to Peak) ROTATION, VIEWED FROM DRIVEN END: CASING: Model__________________________________________ Casing Split _____________________________________ Material_________________________________________ Thickness (mm) __________________________________ Max. Work Press._____barg Max. Design Press.____barg Test Press (barg):Helium___________Hydro____________ Max. Oper. Temp. ______°C Min. Oper. Temp._______°C Max. No. of Impellers for Casing______________________ Max. Casing Capacity (m3/h) ________________________ Radiograph Quality Yes_________ No_________ Casing Split Sealing ______________________________ DIAPHARAGMS: Material_________________________________________ IMPELLERS: No.__________________ Diameters: _________________ No. Vanes Ea. Impeller_____________________________

LABYRINTHS: Interstage Type________________________Material______________ Balance Piston Type________________________Material______________ SHAFT SEALS: Type___________________________________________________ Seal System Type___________________________________ Setting Out Pressure_________________________________ Inner Oil Leskage Guar. (L/Day/Seal): ______________________ Type Buffer Gas ____________________________________ Buffer Gas Flow (PerSeal):_______________________________ Normal_________kg/h @____________bar p_______ Normal_________kg/h @____________bar p_______ Buffer Gas Required For:______________________________ Start - Up________________________________________ Air Run - In_______________________________________ Other _____________________________________________ Buffer Gas Control For: ________________________________ System Supplied By ___________________________________ BEARING HOUSING CONSTRUCTION: Type (Separate, Integral) _______________________________ Material


By: Rev. 029–3–a

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.


Project Nº

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55


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Item No.

Of:

6

CONSTRUCTION FEATURES, (Continued) RADIAL BEARINGS: OTHER CONNECTIONS: SERVICE Type________________________Span (mm)______________ No. SIZE TYPE Area (mm2)____ Loading (bar):_____Act_________Allow._____ Lube Oil Inlet Center Pivot_________________________________________ Lube Oil Outlet Offset Pivot__________________________________________ Seal Oil Inlet %_________________________________________________ Seal Oil Outlet Pad Material_________________________________________ Casing Drains Type Babbitt_________________________________________ Stage Drain Babbitt Thickness_____________________________________ Vents Cooling Water TRUST BEARING: Pressure Location____________________Type____________________ Temperature Mfr._____________________Area (mm2)__________________ Purge For: Loading (bar):________ Actual_______Allowable____________ Brg. Housing Gas Loading (kg)____________ CPLG. Slip Load (kg)________ Between Brg. & Seal CPLG. Coeff. Frict.____________________________________ Between Brg. & Gas Bal. Piston Compensating Load____________________RPM Solvent Injection Center Pivot_________________________________________ Offset Pivot VIBRATION DETECTORS: %_________________________________________________ Type _____________________ Model _________________ Pad Material_________________________________________ Mfr_______________________________________________ No. at Each Shaft Bearing______________Total No.________ Type Babbitt_________________________________________ Oscilator Detectors Supplied By ________________________ Babbitt Thickness_____________________________________ Monitor Detector Suppliedd By _________________________ MAIN CONNECTIONS: Location___________________Enclosure________________ Mfr_______________________ ANSI FLANGE Model _________________ SIZE FACING POSITION RATING VEL. m/s Scale Range_________ Set @__________MILS Alarm Shutdown: Time Delay____SEC Set @_________MILS Inlet AXIAL POSITION DETECTORS: Discharge Type _______________________ Model _________________ Mfr___________________________No. Required _________ Oscilator – Demodulator Supplied By ____________________ Mfr_______________________ Model _________________ Monitor Suppliedd By ________________________________ ALLOWABLE PIPING FORCES AND MOMENTS: INLET Axial Vertical Horiz. 90°

FORCE kg

Location__________________

DISCHARGE

MOMT FORCE kg-m kg

MOMT kg-m

FORCE kg

MOMT kg-m

Mfr_______________________ Model _________________ Scale Range_________ Set @__________MILS Alarm Shutdown: Time Delay____SEC Set @_________MILS COUPLING:

FORCE kg

MOMT FORCE kg-m kg

MOMT kg-m

FORCE kg

Axial Horizontal Horiz. 90°

MOMT kg-m

Enclouse_______________

Driver Comp

Gear Comp

Make Model Lubrication Mount CPLG. Halves


By: Rev. 029–4–a

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.


Project Nº

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55


Requisition Nº

Pag.:

5

Item No.

Of:

6

CONSTRUCTION FEATURES, (Continued) COUPLINGS. Cont'd Disassemble Reassemble Comp. Driver Comp Gear Comp After Test Spacer Reqd. Check Brgs & Seals After Test Limited End Float Reqd. Noise Level Test Idling Adaptor Reqd. Residual Electrical/Mech Runout CPLG. Rating (kw/100 RPM) Keyed (1) or (2): or Hydr. Fit

Baseplate & Soleplate: Compressor Gear Driver Soleplates Fore Baseplate Common (Under Comp. & Driver)_______________________ Under Comp. Only Other______________________ Decked with Nom Skid Deck Plate Open Constr. Drip Rin With Open Drain Horiz. Adjusting Screws for Equipment Suitable for Point Support Suitable for Perimeter Support Stainless Shims: Thickness ________________________ Grouting: Type_____________________________________ SHOP INSPECTION AND TESTS:

Reqd

Witness Observed

Shop Inspection Hydrostatic Helium Leak Mechanical Run Mech. Run Spare Rotor Fit in Spare Rotor Performance Test (Gas) (Air) Comp. With Driver Comp. Less Driver Use Shop Lube & Seal Sys. Use Shop Lube & Seal Sys. Use Shop Vibration Probes. etc. Use Job Vib. & Axial Disp. Probes Oscilator Detectors & Monitor Pressure Comp. to Full Oper. Press

WEIGHTS (kg): Comp.________Gear______ Driver_______ Base_________ Rotor: Compr.____________ Driver_______ Gear_________ Compr. Upper Case_________________________________ L.O. Console____________S.O. Console________________ Max. for Maintenance (identify)_________________________ Total Shipping Weight________________________________

Space Requirements (kg & mm) Complete Unit: L_________W__________H___________ L.O. Console L_________W__________H___________ S.O. Console L_________W__________H___________ MISCELLANEOUS Recommended Straight Run of Pipe Diameters Before Suction___________________________________ Vendor’s Review & Commentes on Purchaser’s Piping & Foundation______________________________ Optical Aligment Flats Required on Compressor, Gear & Driver___________________________________ Provision for Water Washing Before Opening Casing By______________________________________ Torsional Analisys Report Required


By: Rev. 029–5–a

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.


Project Nº

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55


Requisition Nº

Pag.:

6

Item No.

Of:

6

UTYLITIES UTYLITY CONDITIONS: STEAM DRIVERS HEATING Inist Min__________ barg_______C______barg________C Norm_____________ barg_______C______barg________C Max______________ barg_______C______barg________C Exhaust Min______ barg_______C______barg________C Norm_____________ barg_______C______barg________C

INTRUMENTATION AIR: Max Press barg

Min Press

bar

Max______________ barg_______C______barg________C ELECTRICITY

DRIVERS

HEATING

CONTROL SHUTDOWN

Voltage____________

TOTAL UTILITY CONSUMPTION:

Hertz______________

Cooling Water Steam, Normal Steam, Max Intrument air kw (Driver) kw (Auxiliaries)

Phase_____________ COOLING WATER: Temp. Inlet__________C___________Max

Return__________C

Press Norm__________barg_________ Design_____________barg Min Return__________barg_________ Max Allow

m3/h kg/h kg/h m3/h kw kw

P_____bar


By: Rev. 029–6–a

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.


Project N

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56

RECIPROCATING COMPRESSOR DATA SHEET

Applicable To: Proposals Prchase As Built Item No. For____________________________________________________ Site____________________________________________________ Note: Information to be completed by Manufacturer

Requisition No.

Pag.:

1

Item No.

Of:

5

Service_________________________________________________ Model___________________________Serial No.____________ Unit____________________________________________________ No. Reqd._____________________________________________ Information to be completed by Purchaser

GENERAL Manufacturer_________________Type_______________RRPM: Max __________________Rated_________________Min__________ Compressor Throws: No. Furnished_______Max. No. Possible_______Max. Frame H.P:______@ Max. RPM______@ Rated RPM____ Driver Type __________________Driver Rated HP______RPM_______Driver Furn. By _____________ Compr . Mfr._________ RATED OPERATING CONDITIONS (EACH MACHINE) Service / Item No. Stage

APPLICABLE SPECIFICATIONS API Recip. Compr. Spec. 618 _____________________________________________________ _____________________________________________________ _____________________________________________________

Gas Compressed Corrosive due to Relive Humidity (%) Mol. Wgt. At Intake Cp/Cv Value at suction Cp at suction (Kj/Kg °K) Inlet Temp. °C Inlet Pressure (bar abs) Min Dp between stgs bar Actual Disch. Temp (°C)

ACCESORIES COMP. MFR. SHALL FURNISH Pulsation (Dampers) (Volume Bottle) For__________________________________________________ Interstage Piping & Relief Valves Moisture Separators W/Traps Thermosiphon Cylander Cooling Water Piping Single Inlet - Outlet Manifold W/Valves Self Contained Closed Coolant System Intercoolers W/Cooling Water Piping Single Inlet - Outlet Manifold W/Valves _____________________________________________________ _____________________________________________________ _____________________________________________________

Discharge Press. (bar abs)

Z @ Suction Z @ Discharge EXPECTED (Capacity Tolerance + 3% BHP Tolerance + 3% Kg/Hr. Wet Inlet m3/h (Correted) MM m3/d/m3/h std.(1 bar & 15°C)

WEIGHTS AND DIMENSIONS

Horsepower (Kw) Total BHP (W/V-Belt Loss)

**RATED PER API (Capacity Tolerance-0% BHP Tolerance +0% Kg/Hr. Wet INLET m3/h (Correted) MM m3/d/m3/h std.(1 bar & 15°C)

Brake Horsepower / Stage Total Bhp (W/V-Belt Loss)

Max. Erection Weight Kg.______________________________ Max. Maintenance Weight Kg.___________________________ Total Wt. Less Driver & Gear, Kg._________________________ Approx. Floor Space ___________________________________ L__________m W_______________m H_______________m Rod Removal Distance________________________________m

Total HP Required By Driver (W: Gear Loss Incluided) CAPACITY CONTROL Stage - % Capacity Inlet m3/h Pockets/Valves Open * Inlet Pressure, Bar Abs Dischage Pressure, Bar Abs

Actual Disch. Temp. °C Power BHP Actual Rod Load. T________________________________________ Actual Rod Load, C________________________________________ Degrees Rod Reversal _____________________________________ REMARKS:

Capacity Control Shell Be By: Variable Speed To_____________% Rated________________ Purchaser By - Pass Mfr. Standard Automatic Control Stop/Stop (2) (3) (5) Step Piloted By Rec. Press Piloted By Purch. Instr. W/___________________barg Air Signal Clearence Pockets,__________________Cyl. Fixed Variable Manual Manual Pneu Auto Suct. Valve Unicaders._______________Cyl Type Plug Finger _________ Manual Manual Pneu. Auto On Air / Power Failure Compressor Shall

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.

Unload Appr.: Date:

Load By: Rev.

Appr.: Date: Rev.:0-8/91

Project N

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56


Requisition N

Pag.:

2

Item No.

Of:

5

RATED OPERATING CONDITIONS

GAS ANALYSIS

REMARKS

Mol % M.W. 28.966 32.000 28.016 18.016 28.010

Air Oxigen Nitrogen Water Vapor Carbon Monoxide Carbon Dioxide Hydrogen Sulfilde Hydrogen Methane Ethylene Ethane Propylene Propane i-Butane n-Butane i-Pentane n-Pentane Hexane Plus

M.W.

44.010 34.076 2.016 16.042 28.052 30.068 42.078 44.078 58.120 58.120 72.146 72.146 99.640

Total Avg. Mol. Wt. SKETCH:

NON LUBRICATED PISTON RIDER RING DATA Stage Piston Rider Ring Quantity Width, mm. Allowable Wear, mm.

BEARING DATA Quantity

Act. Load. bar

Rated Ld. bar

Main Bearing - Plain Main Bearing - Trust Crankpin Bearing Crosshead Pin Bearing in Connecting Rod Crosshead Pin Bearing in Crosshead

Diameter, mm

Length, mm

Diameter, mm

Length, mm

Width, mm

Crosshead Shoe PIPING RESPONSE DATA Vendor Mechanical Response of Piping Required

Vendor Analog Study Required Analog To Consider: 100%

75%

50%

25%

Load Each Machine Machine Operating in Parallel By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.


Project N

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55

RECIPROCATING COMPRESSOR DATA SHEET CYLINDER DATA

3

Item No.

Of:

5

Cylinders Cylinder Liners Pistons Piston Rings Rider Rings Piston Rods Piston Rod Hard (Rockwell C") Valve Seats / Seat Plate Valve Stops Valve Valve Springs Rod Packing Main Bearing Crank Pin Bearing Cross Head Bearing C.A. Cross Head Bearing C.H. Cross Head Cross Head Shoes LUBRICATION FRAME Splash System Pressure System INCLUDE THE FOLLOWING: Main Oil Pump Driven By (Comp. Shaft) (Elect. Mat.) Aux. Oil Pump Driven By Electric Motor Hand Operated Pump For Staring Separately Packaged Lube System Type Main Bearing Sleeve Roller Outboard Bearing Incluided CYLINDERS Non Lubricated Lubricator Driver By. Compressor Shaft Electric Motor Chair Single Plunger / Feed Type Lubricator Divider Block Lubricator make Model No. Of Comp. No. Of Spare Lubricator Block Barring Device Manual Pneu.

Normal Piston Speed, m / min

Rod Diameter, mm Max. Allow. Rod Loading T Max. Allow. Road Loading C Actual Road Load, T (Gas Load) Actual Road Load, C (Gas Load)

Actual Road Load, T (Gas & Intertial) Actual Road Load, C (Gas & Inertial)

Degress Rod Reversal Max. Allow. Cyl. Press, Barg Max. Allow. Cyl Temp. °C Recom. Relief Valve, Barg Hidrostatic Test. Barg Suction Size / Rating

Facing Disch SIze / Rating Facing Position From Driver End COMPRESSOR PACKING Full Floating Vented Packing W/stainless Steel Springs Forced Feed Lubricated Teflon Carbon Non-Lubricated Water Cooled Provisional For Future (Water) (Oil) Cooling Vented To DISTANCE PIECE Standard Extra Long Single Compartment Two Compartment Solid Cover Vented To Design Press. Barg Appr.: Date:

Pag.:

COMPRESSOR MATERIALS

Item No./Service Stage No. Of Cyl. Per Stage Type Cyl. Cooling Reqd. Type Cyl. (Step) (Tandem) Single/Double Acting Cylinder Liner yes/no Cylinder Liner Wet/Dry Outside Diam. Liner, mm Bore, mm Stroke, mm Piston Displacement, m3/min Clearence, % Volumetric Efficiency, % API Valve Gas Velocity, m / Min. No. Inlet/Disch. Valve cYL. Type of Valves Inlet / Disch. Valve Lift, mm Mx. Allow. Piston Speed, m / min

By: Rev.

Requisition No.

By: Rev.

Appr.: Date:

Coupling - Low Speed Mfr.

Model

Type Coupling - High Speed Mfr.

Model

Type Coupling - (Main) (Aux) Oil Pump, Jacket Water Pumps Mfr. Model Type Type Guards Code Standar Non-Spark Static Cond. V-Belts Tot End. V-Belt Grd.

REMARKS:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date:

Project N

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56


Requisition No.

Pag.:

4

Item No.

Of:

5

SITE DATA

UTILITY CONSUPTION

Altitude_________________m.Barometer______________Bar abs Design Temp °C____________Summer_____________W inter-Min. Design Wet Bulb Temp °C_________________________________ Winterization Reqd. Tropicalization Reqd. Unusual Conditions: Fumes Dust Other_______________________________________________ EQUIPMENT SHALL BE SUITABLE FOR Indoors Heated Unheasted Outdoors Under Roof Without Roof Electrical Equipment Hazzard Class__________Gr.______Div.____ COOLING WATER FOR COMP. CYLINDER Type Water_____________________________________________ Press. Barg_______________Supply______________Return Min. Temp. °C ________________Supply_______________Return Max. COOLING WATER FOR INTERCOOLERS & AFTERCOOLERS Type Water_____________________________________________ Press. Barg_______________Supply______________Return Min. Temp. °C ________________Supply_______________Return Max. ELECTRIC POWER FOR HEATER: ___________________Volts_____________Phase__________Hertz STEAM FOR HEATERS: Normal_____________Barg @_____________°C TT____________ Max._______________Barg @_____________°C TT_________ INSTRUMENT AIR SUPPLY: Press. Barg__________Max.__________Normal____________Min

INSPECTION AND SHOP TEST REQUIRED

WITNESS

Shop Inspection Mfr. Standard Shop Test Valve Leak Test Cyl. Hydro. Test Cyl. jacket water hydro. test @______Barg Cyl. Helium Leak Test @ MWP Bar Over to Check Runout, etc. Mech. Run Test W/Job Driver Mech. Run Test W/Job Driver Aux. Equip. Oper. Test Dismantle - Reassamble Inspection Kerosene Leak Test

H.P.

ELECTRIC

Locked Rotor Amps

Full Load Amps

Main Driver Main Lube Oil Pump Aux. Lube Oil Pump Pkg Coolant Oil Pump Mech. Lubricator Frame Oil Heater ________Watts__________Volts_________Hz Lubricator Heater ________Watts__________Volts_________Hz ________Watts__________Volts_________Hz Farme Heater STEAM Main Driver ____Kg/Hr.____Barg_____°C Lubr. Heater ____Kg/Hr.____Barg_____°C Farme Heater ____Kg/Hr.____Barg_____°C _________________Kg/Hr.____Barg_____°C

TT TT TT TT

to_____Barg to_____Barg to_____Barg to_____Barg

COOLING WATER Comp Cyl. Jk ts.

Rod L.O. Inter PKG. Cooler Cooler Other

Quantity M3/H Inlet Temp. °C Outlet Temp. °C Inlet Press, Barg Outlet Press, Barg Max. Press, Barg Total C. W., m3/h

JACKET WATER COOLANT SYSTEM System to be Console Mounted with Deck Plate Suitable For Perimeter Support And Grouting Two Centrifugal (one) (two) Shell & Tube Heat Exchanger -W/Tranfer Valve (One) Air Cooled Heat Exchanger

PAINTING Manufacturer's Standard Other___________________________________________________ SHIPMENT Domestic Export Export Boxing Reqd. Outdoor Storage Over 6 Months____________________________

One Console For Each Compressors One Console For _________________ Compressors Jacket Water To Be _________% Ethylene Glycol

REMARKS:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.


Project N 6700


1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55

Requisition N

Pag.:

5

Item No.

Of:

5


DESIGN NOTES

By: Rev. 007-3-a

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.

Appr.: Date:

By: Rev.


Project Nº

POSITIVE DISPLACEMENT ROTARY COMPRESSOR (PAGE 1 OF 7) DATA SHEET

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52

Applicable to: For Site Service Manufacturer: Note:

Proposal

Purchase

Requisition Nº

Pag.:

Item No.

Of:

As Built Unit.: Driver: Model:

Serial No. By Manufacturer

Indicates Information to be Completed by Purchaser

OPERATING CONDITIONS ALL DATA ON PER UNIT BASIS Gas Handle (Also See Page 2 of 7 )

NORMAL

RATED

Other Conditions B C

A

D

MMSCFD/SCFM (14,7 Psig & 60 °F Dry ) Weight Flow, kg/MMS (Wet) – (Dry) INLET CONDITIONS: Pressure (Barg) Temperature (°C) Relative Humidity (%) Molecular Weight (M) Cp/Cv (k) or (avg) Compressibility (Z1) or (Zavg) Inlet Volume (CFM) (Wet) DISCHARGE CONDITIONS: Pressure (Bar abs) Temperature (°C) (Estimated) Cp/Cv(k2) or (kavg) (Estimated) Compressibility (Z2) or (Zavg) (Estimated) Reqd Power (kw) (All Lesses Incluided) (Estimated)

Speed, (rpm) Pressure Ratio (r) Volumetric Efficiency (%) Silencer DP Performance Curve No. Method:

Signal:

PROCESS CONTROL: By Pass From: Speed Variation from: Other:

to

Bypass

Manual

Auto

Source: Type: Range for Pneumatic Control: Other:

rpm

Barg & rpm

Barg

Compressor Unit Arragement

Cod. Arch.: 3049/ds07a

POSITIVE DISPLACEMENT ROTARY COMPRESSOR (PAGE 2 OF 7)

Project Nº

DATA SHEET 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52

Pag.:

Item No.

Of:

Other Conditions

GAS ANALYSIS

Normal

Mol % Air Oxygen Nitrogen Water Vapor Carbon Monoxide Carbon Dioxide Hydrogen Sulfide Hydrogen Methane Ethylene Ethane Propylene Propane i–Butane p–Butane i–Pentane p–Pentane Nexane Plus

Requisition Nº

Rated

Mol wt 26.966 32.000 28.016 18.016 28.010 44.010 34.076 2.016 16.042 28.052 30.088 42.078 44.094 58.120 58.120 72.146 72.146

A

B

C

Remarks D

TOTAL Avg. Molecular Weight LOCATION: Indoor Outdoor Grade

Heated Unheated Mezzanine

Under Roof Partial Sides

Elec. Area Class Gr. Div. Winterization Reqd. Tropicalization Reqd. SITE DATA: m Barometer Bar abs Elevation Rang of Ambient Temps.: Dry Bulb Wet Bulb SiteRated °C Normal °C Maximun °C Minimun °C UNUSUAL CONDITIONS Other:

Dust

Fumes

NOISE SPECIFICATIONS: Applicable to Machine: See Specifications Applicable to Neighborhood See Specifications Acoustic Housing: Yes Sound Level db@ db RE: 0.0002 Microbar

No Ft.

APPLICABLE SPECIFICATIONS: API 619 Positive Displacement Rotary Compressors

PAINTING: Manufacturer’s Std. Others SHIPMENT: Domestic

Outdoor Storage Over 6 Months

Export

Export Boxing Reqd. Cod. Arch.: 3049/ds08a

Project Nº


1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52

Requisition Nº

Pag.:

Item No.

Of:

CONSTRUCTION FEATURES Speeds: Bearing Housing Construction: Max. Allow. Rpm Trip Rpm Type (Separate, Integral) Split Critical: Ist m/s 2nd. Rpm Material: Tip Speeds (Max.) m/s Rated Speed Radial Bearing: Max. Allow Speed Type Area mm2 Span mm Rotation (Viewed from Driven End): Loading: Act Allow Casign: Model Thrust Bearing: Location Type Casign Split Area Material Mfr Allow Loading, (Bar): Act Thickness, (mm) Max. Allow Work Press., (Barg) Gas Load, (kg) CPLG Slip Load, (kg) Test Press., (Barg) Cplg Coeff. Friction Max. Allow Temp. Cplg. Gear Pitch Dia mm Bal Piston Compensating Load, (kg) Max. Casign Capacity, (m3/h) Main Connections: ANSI Radiograph Quality Yes No Size Rating Facing Position Inlet Rotors: Discharge Diameter mm No. Labes: Male Female Type Type Fabrication Material Max. Yield Strength, (Bar) Allowable Piping Forces and Moments: Min. Brinell Hardness: Max. INLET DISCHARGE Rotor Length to Diameter Ratio (L/d) Force Momt. Force Momt. Force Momt. kg kg–m kg kg–m kg kg–m Max. mach. No @ Impeller Eye Axial Rotor Clearance, (mm) Vertical Max. Deflection, (mm) Horiz. 90_C Shaft: Force Momt. Force Momt. Force Momt. Material kg kg–m kg kg–m kg kg–m Axial Dia Rotors, (mm) Dia@ CPLG (mm) Vertical Shaft End: Tapered Cylindrical Horiz. 90_C

Shaft Sleeves: At Shaft Seals

Timing Gears: Size, (mm) Type Material Shaft Seals: Type Seal System Type Inner Oil Leak. Guar. (gal/d/seal) Type Buffer Gas Buffergas Flow (per seal) Normal kg/h @ Max. kg/h @

Other Connections: Service ,

Matl

Bar DP Bar DP

No.

Size

Type

Lube Oil Inlet Lube Oil Outlet Seal Oil Inlet Seal Oil Casign Drains Vents Cooling Water Pressure Temperature Purge For Bearing Housing Between Brg. @ Seal Between Seal @ Gas


Project Nº


1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52

Vibration Detectors: Model Type Mfr Nº at Each Shaft Bearing Total Nº Oscillator Detectors Supp By Mfr Model Monitor Supplied By Location Encl Model Mfr Alarm Set @ Scale Range Set @ Mils Shutdown Time Delay Axial Movement Detector: Model Type Mfr Nº Req’d Oscillator Detectors Supp By Mfr Model Monitor Supplied By Location Encl Model Mfr Scale Range Alarm Set @ Shutdown Set @ Mils Time Delay Couplings:

Driver–Comp. Gr Driver Gear

Requisition Nº

Pag.:

Item No.

Of:

Shop Inspection and Test: Req’d

Mils Sec.

Mils

Witness

Shop Inspection Hydrostatic Helium Leak Mechanical Run Mech. Run Spare Rotor Fit in Spare Rotor Performance Test (Gas) (Air) Comp. With Driver Comp. Less Driver Use Shop Lube & Seal System Use Job Lube & Seal System Use Shop Vibration Probes, etc. Use Job Vibration & axial Disp. Probes. Oscill. Detector & Monitor Pressure Comp. to Full Oper. Press. Disassemble Reassemble Comp. After Test Check Brgs. & Seals After Test Noise Level Test

Sec. Gear–Comp.

Make Model Lubrication Mount Cplg. Halves Spacer Req’d. Ltd. End Float Req’d Idling Adaptor Req’d Cplg. Rat’g. (kw/100rpm) Keyed (1) or (2) Hydraulic Fit Baseplate & Soleplates: Gear Driver Sole Plates For Comp. Base Plate: Common (Under Comp. Gear & Driver) Under Comp. Only Other Decked With Non–Skid Deck Plate Open Constr. Drip Rim With Open Drain Horizontal Adjusting Screws For Equipments Suitable For Point Support Suitable For Perimeter Support Total Utility Comsumption: Cooling Water m3/h Inst. Air m3/h Steam Normal kg/hr kg/hr Max. Driver kw Aux. kw Note: For utility Characteristics See Lube & Seak Oil Data Sheets.

Weight (kg) Compresor Gear Base Driver Rotors: Compressor Driver Compr. Upper Case L.O. Console S.O. Console Max for Maintenance (Identify) Total Shipping Weight Space Requirements (kg & mm) Complete Unit: L W W L.O. Console: L S.O. Console: L W

H H H

Miscellaneous: Recommended Straight Run of Pipe Diameter’s Before Suction Vendor’s Review & Comments on Purchaser’s Piping & Foundation Optical Alignment Flats Required on Compressor Gear & Driver Provision for Water Washing Before Opening Casign by Torsional Analysis Report Required Condensate Removal Equipment Required Yes No Silences Furnished by


POSITIVE DISPLACEMENT ROTARY COMPRESSOR (PAGE 5 OF 7)

Project Nº

DATA SHEET 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52

Requisition Nº

Pag.:

Item No.

Of:

Instrumentation Vendor Must Furnish All Pertinent Data For This Specification Sheet Before Returing Reference Specifications: Area Classification: Class Group Motor Control & Instrument Voltage: Phase V Alarm & Shutdown Voltage: V Phase

Division Hz Hz

Local Control Panel: Furnished by Vendor Purchaser Others Free Standing Weatherproof Totally Enclosed Extra Cutouts Vibration Isolators Strip Heaters Purge Connections Vendor Purchaser Others Annunciator Furnished by: Local Panel Main Control Board Annunciator Located on Customer Connections Brought Out to Terminal Boxes by Vendor Instrument Suppliers: Pressure Gages Temperature Gages Level Gages Diff Pressure Gages Pressure Switches Diff Pressure Switches Temperature Switches Level Switches Control Valves Pressure Relief Valves Thermal Relief Valves Sight Flow Indicators Gas Flow Indicator Vibration Equipment Tachometer Solenoid Valves Annunciator

Note:

MRF MRF MRF MRF MRF MRF MRF MRF MRF MRF MRF

Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Size & Type Range & Type Size & Type Model & Nº Points

MRF MRF MRF MRF MRF MRF

Supplied by Purchaser

Supplied by Vendor

Pressure Gage Requirements: Function Lube Oil Pump Discharge Lube Oil Filter D P Lube OIl Supply Seal Oil Pump Discharge Seal Oil Filter D P Seal Oil Supply (Each Level) Seal Oil Differential Reference Gas Balance Line Seal Eductor Buffer Seal

Locally Mounted

Local Panel

Function Gov. Control Oil Gov. Control Oil DP Coupilng Oil DP Main Steam ln 1st. Stage Steam Steam Chest Exhaust Steam Extraction Steam Steam Ejector Compressor Suction Compressor Discharge

Locally Mounted

Local Panel


Project Nº


1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52

Requisition Nº

Pag.:

Item No.

Of:

Instrumentation Vendor Must Furnish All Pertinent Data For This Specification Sheet Before Returing Temperature Gages Requirements: Temperature Gage Requirements: Locally Local Mounted Panel Function Function Cooler Oil Inlet & Outlet Lube Oil Discharge from Each Seal Oil Outlet Compressor Journal Bearing Driver Journal Bearing Compressor Suction Gear Journal Bearing Compressor Discharge Lube Oil Reservoir Compressor Thrust Bearing Driver Thrust Bearing Gear Thrust Bearing

Locally Mounted

Local Panel

Miscellaneous Instrumentation: Sight Flow Indicators, Each Journals & Thrust Bearing & Each Coupling Oil Return Line Sight Flow Indicators, Each Seal Oil Return Line Level Gages, Lube and/or Seal Oil Reservoir, S.O. Drain Traps & S.O. Overhead Tank Vibration and Shaft Position Probes & Proximitors Vibration and Shaft Position Readout Equipment Vibration Readout Located on: Local Panel Separate Panel Main Board Turbine Speed Pickup Devices Turbine Speed Indicators Turbine Speed Indicators Located on: Remote Hand Speed Changer–Mounted on Local Panel Alarm Horn & Acknowledgement Switch Alarm & Shutdown Switches: Fuction Pre–Alarm Low Lube Oil Pressure Hi Lube Oil Filter DP Hi Seal Oil Filter DP Low Lube Oil Reservoir Level Low Seal Oil Reservoir Level Hi Seal Oil Level Low Seal Oil Level Hi Seal Oil Pressure Low Seal Oil Pressure Aux. Seal Oil Pump Start Aux. Lube Oil Pump Start Hi Seal Oil Outlet Temp (Cooler) Hi Liq. Level–Suct Separator Compr. Hi Discharge Temp Hi Lube Oil Outlet Temp (Cooler)

Trip

Fuction Compressor Vibration Compressor Axial Position Turbine Vibration Turbine Axial Position Gear Vibration Gear Axial Position Compressor Motor Shutdown Trip & Throttle Valve Shut Hi Turb. Steam Seal Leakage Hi Comp Thrust Brg. Temp. Hi Driver Thrust Brg. Temp. Compr. Balance Drum P

Pre–Alarm

Trip

Switch Closures: Alarm Contacts Shall: Open Close to Sound Alarm & be Normally Energized De–Energized Shutdown Contacts Shall: Open Close to Trip & be Normally Energized De–Energized Note: Normal Condition is When Compresor in Operation Miscellaneous: Pre–Alarm and Shutdown Switches Shall be Separate. Purchasers Electrical and Instrument Connections Within the Confines of the Baseplate and Console Shall be: Brought Out to Terminal Boxes Made Directly by the Purchaser Comments Regarding Instrumentation Cod. Arch.: 3049/ds13a

Project Nº


1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52

Requisition Nº

Pag.:

Item No.

Of:

Utilities Utility Conditions: Steam Drivers Inlet Min. Barg Norm. Barg Max. Barg Barg Inlet Min. Norm. Barg Max. Barg Instrument Air Max. Press. Page Nº

Heating °C °C °C °C °C °C

Barg Min. Press. Line Nº

Barg Barg Barg Barg Barg Barg

°C °C °C °C °C °C

Barg

Cooling Water: Temp. Inlet Presss Norm Min Return Water Source

°C Barg Barg

Max. Return Desing Max. Allowap

°C Barg Barg

Electricity: Drivers

Heating

Control

Shutdown

Voltage Hertz phase

Remarks



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FECHA

0

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5

Indice manual

Indice volumen

Indice norma

NOMENCLATURA Símbolo

Parámetro



a1

=

Velocidad sónica a las condiciones de entrada

m/s

pie / s

BP

=

Requerimientos de potencia al freno

kW

HP

Cp

=

Calor específico a presión constante

KJ / Kg °K

BTU / lb °R

Cp°

=

Capacidad calórica del gas en estado ideal a presión constante (o capacidad calórica a cero presión)

KJ / Kg °K

BTU / lb °R

Cv

=

Calor específico a volumen constante

KJ / Kg °K

BTU / lb °R

c

=

Espacio muerto en compresores reciprocantes, parte fraccional de calibre por recorrido del piston, expresado en porcentaje

adim.

adim.

D

=

Desplazamiento del pistón calibre por recorrido por recorrido/segundo

m3 / s

pie3 / min

e

=

Eficiencia

adim.

adim.

Fo

=

Factor que depende de las unidades usadas (ver tabla al final)

Fi

=

Factor que depende de las unidades usadas (ver tabla al final)

PG

=

Potencial del gas

kW

HP

g

=

Aceleración de gravedad

9.80665

m s2

gc

=

Constante Dimensional

9.80665

kg m kgf s2

H

=

Cabezal

m

pie

Cabezal adiabático politrópico

m

pie

H AP

+

32.1742 32.1742

h

=

Entalpía

kJ / kg

BTU / lb

K

=

Relación de calor específico, Cp/Cv

adim.

adim

M

=

Peso Molecular

Kg / Kmol

lb / lbmol

mreal

=

flujo volumétrico medido a las condiciones reales de presión y temperatura de entrada

m3 / s

pie3 / min

m

=

Exponente politrópico de aumento de temperatura

adim.

adim

n

=

Exponente de compresión politrópica usado para cálculo de cabezal y caballaje

adim.

adim.

Pc

=

Presión crítica

KPa abs

psia

pie s2 lbm pie lbf s 2




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FECHA

0

MAY.96


Símbolo

Indice manual

Indice volumen

Parámetro


Indice norma


Pf

=

Requerimientos de potencia al freno

kW

HP

Pr

=

Presión reducida = P1 / Pc o P2 / Pc

adim.

adim.

Pot

=

Potencia

kW

HP

P1

=

Presión de entrada

KPa abs

P2

=


KPa abs

psia

Q1

=

Flujo volumétrico a las condiciones de entrada

m3 / s

pie3 / min

Q

=

Flujo volumétrico a las condiciones de descarga

m3 / s

pie3 / min

R

=

Constante gaseosa para un gas en particular

8314.34 J M 5Kkg

R

=

Constante universal de los gases

RZ

=

8314.34 (19872) x factor de compresibilidad

J / °K Kmol

BTU / lbmol °R

r

=

Relación de presión = P2/P1

adim.

adim.

(rr)

=

Elevación de la relación de presión entre el punto normal y de “oleaje” a velocidad normal, en % de r normal

%

%

S

=

Estabilidad de un compresor centrífugo, rango estable de flujo activo entre normal y y de “oleaje” a velocidad normal, en % del normal

%

%

SCFM

=

Flujo volumétrico en pie cúbicos normales por minuto, medidos a 14.7 psia y 60°F

8314.34

J 5K kmol

psia

3 2 1545.3 pie (lbńpie ) M lb °R 3 pie (lbńpie2) 1545.3 lbmol °R

pie3 / min

SCMS =

Flujo volumétrico en metros cúbicos normales por segundo, medidos a 101.325 KPa y 15°C

m3 / s

s

=

Entropía

J / Kg °K

BTU / lb °R

Tc

=

Temperatura crítica

°K

°R

Tr

=

Temperatura reducida = T1 / Tc o T2/Tc

adim.

adim.

T1

=

Temperatura de entrada

°K

°K

T2

=

Temperatura de salida

°K

°K

V1

=

Volumen específico a las condiciones de entrada

m3 / Kg

pie3 / lb

V2

=

Volumen específico a las condiciones de salida

m3 / Kg

V2/V1

=

Relación de volumen

adim.

adim.

W

=

Velocidad de flujo másico

kg / s

lb / h

pie3 / lb


PDVSA



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0

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Símbolo

Indice manual

Indice volumen

Parámetro


Indice norma


Zprom

=

Factor de compresibilodad promedio (Z1+Z2) / 2

adim.

adim.

Z1

=

Factor de compresibilidad de entrada

adim.

adim.

Z2

=

Factor de compresibilidad a las condiciones de descarga

adim.

adim.

DCp

=

Efecto isotérmico de presión sobre la capacidad calórica

KJ / Kg °K

BTU / lb °R

DT

=

Elevación de temperatura

°K o °C

°R o °F

DTreal

=

Elevación actual de temperatura

°K o °C

°R o °F

DTad

=

Elevación adiabática (isentrópica) de temperatura

°k o °C

°R o °F

adim.

adim.

g

+

h

+

Eficiencia de Compresión

adim.

adim.

+

Eficiencia Volumétrica

adim.

adim.

Cambio de Z con cambio de Tr a Pr constante

adim.

adim.

h

v

ƪnnTZrƫ

Fracción molar

+ Pr

Subíndices a = Aire abs = Absoluta ad

= Adiabática

BEP = Mejor punto de eficiencia c

= Crítica

e

= Específica

est

= Estimado

g

= Barométrica

gas = Gas is

= Isentrópica

m

= Mecánica

p

= A presión constante

poli = Politrópico prom= Promedio r

= Reducida

real = real


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0

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Indice manual

s

= Estática

t

= Teórica

v

= A volumen constante

1

= Condiciones de entrada

2

= Condiciones de descarga

Indice volumen

Indice norma

Factores que dependen de las unidades usadas En unidades métricas


Fo Ec. (9)

9806

1

F1 Ec. (8–A)

1

1/60

F2 (D)

1000

144

F3 (D)

102

33000

F4 (D)

0.178

0.1

F5 (D)

0.0098KJ / Kg m

BTU / 778 lb pie

F6 (E)

8314.34

49750

10–4

1 / 1.203 x 106

F7 Ec. (2–G)

5.0 x

F8 Ec. (3–G)

3.492

1.325

F9 Ec. (4–G)

1

1.57 x 10–4

F10 Ec. (7–G)

1.2014

0.075

F11 Ec. (3–H)

1

4.36 x 10–3

F12 Ec. (4–H)

0.000147

0.001

F13 Ec. (4–H)

23277

3375

F14 Ec. (4–H) (4–M) (5–M)

102

33000

F15 Ec. (J)

37

2.3

F16 Tabla (3–J)

2208 kJ / kg

950 BTU / lb

F17 Tabla (3–J)

4.186 kJ/kg°C

1 BTU/lb°F

F18 Ec. (L)

0.0045

0.0685

F19 Ec. (L)

9.6

308

F20 Ec. (M)

3600

2544.1

F21 Ec. (5–M)

102 kgm/kJ

778 lb pie / BTU

F22 Ec. (1a–N)

101.325 1 97.699 0.9028

14.7 1 14.7 0.9055


PDVSA N °

MDP–02–K–03

0

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REV.

FECHA

APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

SELECCION DEL TIPO DE COMPRESOR

APROBADO


PAG. REV. APROB.


ESPECIALISTAS


PDVSA



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Indice volumen

Indice norma

Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 TIPOS DE COMPRESORES Y APLICACIONES . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4.1 4.2 4.3 4.4

Clasificación del Tipo de Compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Selección del Tipo Optimo de Compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipos de Compresores que Requieren Atención Especial . . . . . . . . . . . . . Condiciones de Servicio que Afectan la Selección del Tipo de Compresor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Gráficos de Rango de Aplicación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Comparación de Características de Varios Tipos de Compresores . . . . . Tipos de Compresores para Servicio en Vacío . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipos de Compresores para Servicio de Aire de Planta . . . . . . . . . . . . . . .

4 6 7 8 10

5 GUIA PARA LA SELECCION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

12

4.5 4.6 4.7 4.8 5.1 5.2 5.3

2 3 4

Incentivos para la Selección de Compresores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Principios de Operación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Limitaciones Críticas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

12 16 18

6 PROGRAMA DE COMPUTACION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

22


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1

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Indice volumen

Indice norma

OBJETIVO El objetivo de este capítulo es presentar los tipos de compresores disponibles comercialmente, sus aplicaciones y las bases para hacer la selección del mismo.

2

ALCANCE En este capítulo se muestra la información básica y consideraciones relevantes para la selección óptima del compresor. Se presenta la amplia variedad de compresores disponibles, sin embargo sólo tres de ellas son mostradas en detalles: centrífugos, flujo axial y reciprocantes.

3

REFERENCIAS Prácticas de Diseño (versión 1986) Vol.1, Sec. 1 “Consideraciones Económicas de Diseño” Vol. VI, Sec. 11 “Compresores” Normas Nacionales (USA) e Intrernacionales API Standard 618 “Reciprocanting Compressors for General Refinery Services” Otras Referencias Perry, Robert H., et. al., “Chemical Engineers Handbook”, 5th ed. Mc Graw Hill Book Company, 1983. (Subsection on Pumping of Liquids and Gases). Gibbs, C.W. “Compressed Air and Gas Data”, Ingersoll–Rand Company, New York, 1971. Ludwig, E.E., “Applied Process Design For Chemical and Petrochemical Plants”, Volume II, Gulf Publishing Company, 1983.

4

TIPOS DE COMPRESORES Y APLICACIONES 4.1

Clasificación del Tipo de Compresor Los principales tipos de compresores se muestran en la Fig. 1; en la misma se observan dos grandes grupos: dinámicos y de desplazamiento positivo. Los compresores dinámicos son máquinas rotatorias de flujo continuo en la cual el cabezal de velocidad del gas es convertido en presión. Los compresores dinámicos se clasifican de acuerdo al flujo que manejan en centrífugos (flujo radial), axial (flujo axial) y flujo mezclado.


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Los compresores de desplazamiento positivo son unidades de flujo intermitente, donde sucesivos volúmenes de gas son confinados en un espacio y elevado a alta presión. Se dividen en dos grandes grupos: reciprocantes y rotatorios. Los primeros son máquinas en las cuales la compresión y el elemento desplazado es un pistón con un cilindro. Los compresores rotatorios son máquinas en la cual la compresión y el desplazamiento es afectado por la acción positiva de los elementos que rotan. Dentro de este capítulo nos limitaremos a estudiar los tipos de compresores más comunes usados a nivel industrial, tales como centrífugos, axiales y reciprocantes.

4.2

Selección del Tipo Optimo de Compresor La selección del tipo de compresor puede ser realizada por el ingeniero de proyecto. Para lograr una selección satisfactoria se deben considerar una gran variedad de tipos, cada uno de los cuales tiene ventajas peculiares para aplicaciones dadas. Entre los principales factores que se deben tomar en consideración, dispuesto hasta cierto punto en orden de importancia, se encuentran la velocidad de flujo, la carga o presión, las limitaciones de temperatura, el consumo de potencia, posibilidades de mantenimiento y el costo. En la Fig. 2 se muestra el intervalo de operación de los tipos más comunes. La selección del tipo de compresor puede ser realizada de la siguiente manera: 1.

Compare el nivel de potencia requerida con el rango de capacidad normal de potencia incluido en este capítulo, para así eliminar algunos tipos y juzgar si la aplicación es de rutina o si por el contrario es excepcional.

2.

Usando los criterios de la Fig. 2 de Rango de Aplicación del compresor, es posible seleccionar el tipo de compresor “económico ó factible”. Para ello sólo se requiere del flujo de entrada m3/s (pie3/s) y el valor de la presión de descarga.

3.

Eliminar los tipos que resulten técnicamente inadecuados debido a los requerimientos del servicio en particular.

4.

Para los tipos de compresores “económicos”, decida cuantas unidades y de que capacidad serían instalados, y que equipos auxiliares principales serían requeridos.

5.

Determine que tipos de compresores han sido aplicados a este servicio en proyectos recientes, observando cuales han sido las variaciones de flujo en los otros proyectos.

6.

Haga una breve comparación económica de los casos competitivos, el procedimiento es ilustrado en las Prácticas de Diseño (versión 1986) vol I, Sección 1, “Consideraciones Económicas de Diseño”.

7.

Si el breve estudio económico muestra una fuerte competencia entre dos o más tipos, obtenga asesoría de un especialista en maquinarias para


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Indice volumen

Indice norma

conseguir costos actuales y datos de rendimiento de por lo menos dos suplidores de cada tipo de compresor. La experiencia que haya adquirido una refinería en particular o un área geográfica con un tipo particular de compresor puede influenciar la selección en casos marginales. Experiencias previas favorable o desfavorable con un tipo de compresor pueden estar relacionadas a:

4.3

1.

La selección del tipo de compresor apropiado para la aplicación previa.

2.

El modelo particular previamente aplicado.

3.

La proximidad de facilidades de servicio del suplidor y del personal.

4.

El tamaño y recursos especializados del personal de mantenimiento de la planta.

5.

La disponibilidad de las herramientas adecuadas para el mantenimiento y los servicios disponibles.

Tipos de Compresores que Requieren Atención Especial Los siguientes tipos de compresores son rara vez usados en servicios de refinería y en consecuencia no son cubiertos extensivamente en esta Práctica de Diseño. La Asistencia de especialistas en maquinarias deberán en consecuencia emplearse en la selección de estos tipos en especial:

4.4

1.

Compresores centrífugos de alta velocidad y de una sola etapa.

2.

Compresores axiales para servicios de gas.

3.

Ventiladores para servicios de gas.

4.

Compresores reciprocantes de muy alta presión (por encima de 40000 KPa (6000 psi)).

5.

Compresores de diafragma.

6.

Compresores rotatorios diferentes al tipo de alta presión de tornillo helicoidal.

Condiciones de Servicio que Afectan la Selección del Tipo de Compresor Los siguientes aspectos del diseño de servicio de compresión influyen grandemente en la Selección del tipo de compresor óptimo, estilo de construcción y aspectos de diseño: Disponibilidad Comercial de Modelos de Compresores 1.

Flujo volumétrico – Ver gráficos de Rango de Aplicación, Fig. 2.

2.

Presión de Descarga – Ver gráficos de Rango de Aplicación.


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3.

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Indice volumen

Indice norma

Nivel de Potencia – Ver “Capacidad Normal de Potencia” en este capítulo.

Confiabilidad de los Tipos de Compresores 1.

Requerimientos de tiempo de operación entre períodos de mantenimiento.

2.

Potencial de Disponibilidad, lo cual afecta la multiplicidad seleccionada.

Este tema se cubre ampliamente en las Prácticas de Diseño (versión 1986), vol.VI, secc. “11C” “Durabilidad de máquinas compresoras y uso de auxiliares”. Características del Gas y del Sistema de Proceso. 1.

Inyección de aceite lubricante en las corrientes de proceso – Los compresores que requieren lubricación interna (reciprocante lubricado y el de aletas deslizantes) son insatisfactorios para servicios de oxígeno y para ciertos servicios de alimentación a reactores donde la formación de depósitos de aceite contaminan seriamente a los catalizadores. La lubricación interna al compresor no es deseable (a pesar de que es usada frecuentemente) para servicios de aire de instrumentos y de refrigeración.

2.

Arrastre de líquido en gas de proceso – Los compresores de anillo líquido son los menos sensibles, seguido por compresores de alta presión de tornillo helicoidal. Los tipos más sensibles son el de aletas deslizante, los reciprocantes lubricados, y los centrífugos de alta velocidad.

3.

Sólidos en gas de proceso – Los compresores de anillo líquido son los menos sensibles, seguidos por los compresores a alta presión de tornillo helicoidal. Los tipos más sensibles son los de aletas deslizante, los reciprocantes no–lubricados, y los centrífugos de alta velocidad.

4.

Oscilaciones en peso molecular – Los compresores de desplazamiento positivo son relativamente insensibles; los compresores dinámicos tienen que ser diseñados anticipadamente para el rango completo, y no son adecuados para variaciones amplias en operación normal.

5.

Sensibilidad a la temperatura de descarga del gas – Todos los tipos pueden ser diseñados con etapas múltiples para limitar la elevación de temperatura. Los tipos de tornillo rotativo y de lóbulo recto pueden ser diseñados para enfriamiento por inyección de líquido. Los compresores de anillo líquido mantienen la temperatura de descarga cercana a la temperatura de entrada del líquido de compresión.

6.

Temperatura de entrada alta – Los compresores centrífugos y ventiladores pueden ser diseñados especialmente para temperaturas de entrada en un rango entre 110 y 540°C (230 y 1000°F). Los compresores de tornillo helicoidal de alta presión pueden ser diseñados para temperaturas hasta de 230°C (450°F), por medio del uso de rotores enfriados con aceite.


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7.

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Indice volumen

Indice norma

Tendencia de ensuciamiento del gas – Los compresores axiales y de alta velocidad, y los centrífugos de etapa sencilla, no son adecuados para servicios sucios. Un sistema de lavado permite a los compresores del tipo de tornillo helicoidal y a los compresores centrífugos ser usados en un servicio sucios.

Factores Técnicos que Favorecen Ciertos Tipos de Compresores 1.

Requerimiento de Cabezal – Los compresores de desplazamiento positivo tienden a ser mas económicos que los tipos dinámicos para requerimientos de alto cabezal.

2.

Relación de Presión – Los compresores reciprocantes de etapas múltiples tienden a ser más económicos para altas relaciones de presión.

3.

Tipo de Elemento Motriz – Las turbinas a gas o a vapor tienden a favorecer los tipos de compresores dinámicos y de tornillo helicoidal de alta presión sobre los reciprocantes, porque el engranaje de trasmisión es eliminado o simplificado.

Factores que Incluyen Directamente sobre las Comparaciones Económicas

4.5

1.

Precios de Máquina – Consulte a especialistas en maquinarias para estimados suplementarios.

2.

Nivel de costo de instalación que resulta del tamaño físico, complejidad mecánica y requerimiento de multiplicidad. Los compresores dinámicos y de tornillo helicoidal de alta presión tienen costos significativamente menores que lo compresores reciprocantes.

3.

Eficiencia – Influye en los costos de operación. Ver datos de eficiencia en el capítulo PDVSA–MDP–02–K–04.

4.

Requerimientos de mantenimiento – Ver “Costos de Mantenimiento de Maquinarias para compresores”, Prácticas de Diseño (versión 1986), vol.VI, Sec. “11C” “Durabilidad de Máquinas Compresoras y Uso de Auxiliares”.

Gráficos de Rango de Aplicación En la Fig. 2 de este capítulo se incluyen gráficos de rango de aplicación para cada uno de los tipos principales de compresores y estilos de construcción, usando el flujo volumétrico actual a la entrada y nivel de presión a la descarga como parámetros distintivos. Observe que se indican dos rangos para cada tipo y estilo. 1.

El rango “Factible”, en el cual se ofrecen modelos comerciales de por lo menos un suplidor mayor, indicando factibilidad técnica.

2.

El rango “Económico”, en el cual cerca del 90% de las solicitudes son actualmente hechas, y para las cuales se ofrecen modelos de por lo menos dos suplidores, indicando la competencia económica con otros tipos.


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Para el campo de aplicación que queda dentro del rango de factibilidad pero fuera del rango económico la experiencia de operaciones a menudo muy limitada, las fuentes de suministro usualmente son limitadas, y se requiere de algún grado de diseño especial (en vez de normalizado) para la mayoría de los suplidores. Para servicios donde el flujo volumétrico y la presión de descarga caen dentro del rango económico de un tipo de compresor solamente, el proceso de selección del tipo de compresor es directo. Para servicios donde el flujo volumétrico y la presión de descarga caen dentro del rango económico de más de un tipo de compresor, se requiere un estudio de selección del tipo de compresor.

4.6

Comparación de Características de Varios Tipos de Compresores Capacidades Normales de Potencia – Las Capacidades Normales de Potencia en kW (HP) (por carcaza o estructura) de los tipos de compresores más aplicados comúnmente, pueden resumirse como sigue:

Tipo de Compresor

Capacidad Máxima Normal de Potencia Actualmente Factible

Menor Capacidad Normal de Potencia Común

Mayor Capacidad Normal de Potencia Comúnmente Aplicada

kW (HP)

kW (HP)

kW (HP)

Centrífugo Multi etapa

900 (1200)

15000 (20000)

26000 (35000)

Centrífugo de Alta Velocidad

20 ( 25 )

150 ( 200)

300 ( 400 )

Axial

3750 (5000)

20000 (28000)

60000 (80000)

Reciprocante

40 ( 50 )

3000 ( 4000)

9000 (12000)

Diafragma

1 ( 1)

Tornillo Helicoidal de Alta Presión

225 ( 300)

Tornillo Helicoidal de Baja Presión

7.5 ( 10)

375 ( 500)

Tornillo Espiral de Baja Presión

40 ( 50)

600 ( 800)

Lóbulo Recto

1 (1)

340 ( 450)

Alabe Director Deslizante

1 ( 1)

325 ( 430)

Anillo Líquido

2 ( 3)

375 ( 500)

45 ( 60) 1100 ( 1500)

4500 ( 6000)


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Características Mecánicas – Refiérase a la Tabla 1 para una comparación de las características mecánicas de los tipos de compresores usados más frecuentemente en las plantas de proceso. La Tabla 2 describe las formas en que las condiciones de servicio influyen en el diseño mecánico de los compresores. Características de Eficiencia del Cabezal – Capacidad – Una comparación general de las formas de las curvas características de cabezal (o relación de presión) contra capacidad para los diferentes tipos de compresores se muestran en la Fig. 3. Las formas de las curvas son importantes en el diseño de sistemas de control, determinando las calibraciones de las válvulas de seguridad; seleccionando el tamaño del elemento motriz, etc. Detalles sobre las formas de las curvas de compresores axiales y centrífugos se incluyen en las Prácticas de Diseño (versión 1986), vol.VI, Sec. “11E y F” “Compresores Centrífugos y Compresores Axiales”.

4.7

Tipos de Compresores para Servicio en Vacío Tipos Aplicables – El término “Bomba de Vacío” se refiere a cualquier tipo de compresor con una presión de entrada por debajo de la atmosférica. Para obtener una presión absoluta de entrada muy baja (“altos vacíos”). Por ejemplo, por debajo del 13.5 KPa (4 pulg Hg) absoluta, se colocan en serie dos o más bombas de vacío, con frecuencia de diferentes tipo. Por ejemplo, un equipo de bomba de vacío comercial consiste en un eyector trabajando con aire atmosférico descargando a un compresor de anillo líquido. La Fig. 4 muestra los rangos de presión en que los diferentes tipos son aplicados. Características Especiales – Los servicios al vacío tienen varias características significativamente diferentes de otros servicios de compresión, algunas son: 1.

Los compresores son físicamente grandes para un flujo másico dado, debido a la baja densidad del gas a las condiciones de entrada a vacío.

2.

Silenciadores a la entrada, filtros y tuberías deben ser dimensionados holgadamente para caídas de presiones muy bajas debido al efecto significativo de la relación de presión y el requerimiento de cabezal.

3.

Los sellos de ejes de los compresores tienen que prevenir la fuga de aire hacia la máquina, como también prevenir la fuga de gas a la atmósfera.

4.

La masa y la inercia de las partes movibles tienden a ser altas en relación con la capacidad normal requerida por el elemento motriz, porque la baja densidad del gas origina que el requerimiento normal de potencia sea bajo. Frecuentemente se requiere sobredimensionar el elemento motriz a fin de proporcionar suficiente torque y así poder acelerar la unidad a máxima velocidad.


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5.

Para los compresores reciprocantes, el enfriamiento de la chaqueta del cilindro tiende a ser poco efectivo en la remoción del calor de compresión, debido al bajo flujo másico de gas con respecto al flujo de agua de enfriamiento.

6.

El dimensionamiento del elemento motriz tiene que permitir máxima carga durante el período de evacuación del sistema de arranque, este período también es conocido como “bombeo disminuido” o “barrido inicial”. A medida que disminuye la presión de entrada durante la evacuación, el caballaje requerido alcanza un pico entre la condición de entrada atmosférica y la condición de entrada de operación. Esta característica de potencia contra presión de entrada tiene que ser evaluada por el suplidor de bombas de vacío para determinar el tamaño del elemento motriz mínimo permisible.

El servicio de evacuación para eyectores es cubierto en el documento MDP–02–J–01 “Eyectores” Selección del Tipo de Compresor para Servicio en Vacío – La selección del tipo de compresor para servicios en vacío es algo más difícil que para otros servicios, ya que existe una amplia variedad de selección entre eyectores y varios tipos de compresores rotativos, reciprocantes y centrífugos. Los conjuntos de equipos–paquetes normales están comercialmente disponibles para varias capacidades y niveles de vacío. La selección final del tipo de compresor puede no ser práctica, antes de que sean solicitadas las propuestas completas al suplidor. El siguiente procedimiento se recomienda: 1.

Use la Fig. 4 para determinar los tipos aplicables, basados en la presión de entrada. Para presiones de descarga mayores que la atmosférica, seleccione los tipos de compresores aplicables, en base a la relación de comparación de presión.

2.

Elimine tipos inadecuados técnicamente, por razones tales como:

a.

Compresores reciprocantes y los de álabe director deslizante. No son adecuados donde el arrastre de líquido pueda ser posible.

b.

El vapor, la electricidad, o el agua de enfriamiento podrían no estar disponibles en el sitio de instalación.

c.

El requerimiento de capacidad puede estar fuera del rango factible para algunos tipos (ver gráficos de Rango de Aplicación).

d.

Una variación grande en el peso molecular no es adecuada para compresores dinámicos.

e.

Características de ausencia de aceite podrán requerirse.

f.

Los eyectores multietapa no condensantes son ineficientes para servicios continuos.


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Las características de cada tipo de compresor se presentan en detalle en las Prácticas de Diseño (versión 1986),vol. VII 11F hasta 11J. 3.

Decida entre eyectores y compresores basandose en:

a.

Necesidades de confiabilidad y uso de auxiliares.

b.

Costos de inversión preliminar.

c.

Consumo de servicios y costos.

Los eyectores son muy confiables y tienen bajo costo inicial, pero las bombas mecánicas de vacío, son de 3 a 10 veces más eficiente. 4.

4.8

Si la selección no resulta obvia sobre esta base, haga una comparación económica detallada de inversión y costos de operación de los tipos que sean aplicables.

Tipos de Compresores para Servicio de Aire de Planta Selección del Tipo de Compresor: Debido a la amplia variedad para elegir, la tecnología cambiante y la gran competencia entre los tipos de compresores, usualmente resulta más ventajoso hacer la selección final del tipo de compresor para servicio de aire de planta durante la ingeniería de detalle, basándose en las propuestas comerciales competentes, en vez de hacerlo durante la fase de diseño de planta. Vea los gráficos de Rango de Aplicación para determinar los tipos más propensos a ser competitivos. Un tipo de compresor libre de aceite es preferido al reciprocante lubricado cuando cualquier porción del aire comprimido sea usado como aire de instrumento, de tal manera que la limpieza del sistema de aire de instrumento de la planta no depende del mantenimiento y del rendimiento del equipo de remoción de aceite. Tipos Aplicables – Los siguientes seis tipos de compresores compiten ahora para aplicaciones de servicios de planta y servicio de aire de instrumento (760 a 900 Kpa. barométrica (110 a 130 psia)) de acuerdo a los rangos de capacidad comúnmente necesitados para grandes refinerías y plantas químicas: 1.

Reciprocantes Lubricados – Este fue por mucho tiempo el tipo más frecuente, hasta 1965. Los modelos están bien desarrollados y altamente normalizados; la eficiencia y la confiabilidad son altas. Las desventajas son:

a.

Las facilidades para la remoción de aceite lubricante del pistón deberán ubicarse en la parte de la descarga, cuando se alimente el sistema de distribución de aire para instrumentos; este equipo requiere de un mantenimiento frecuente y no es por lo general completamente efectivo.

b.

Las paradas para mantenimiento de estos compresores son más frecuentes que para los rotativos y centrífugos.


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c.

Los costos son elevados para flujos altos.

2.

Reciprocantes no Lubricados con Anillos de Presión de Teflón – Los diseños de los materiales y las paredes de desgaste han mejorado a tal punto, que el requerimiento de mantenimiento de los modelos comerciales completamente desarrollados es moderadamente mayor que para los modelos reciprocantes lubricados convencionales.

3.

De Tornillo Helicoidal de Alta Presión – Este tipo ha sido usado ampliamente en Europa para plantas y servicios de aire de proceso desde finales de la década del cincuenta . Los costos son bajos para capacidades altas; la operación es libre de aceite.

4.

Unidad Paquete Centrífugo de Aire de Planta – Este tipo es de multietapas y de velocidad muy alta. La mayoría de los modelos usan carcazas separadas para cada impulsor, montadas sobre una caja de engranajes común e impulsadas por multiples piñones. El compresor viene en el paquete con un sistema de interenfriamiento pre–entubado. La mayoría de los fabricantes de estos compresores tienen modelos comerciales con un gran número de instalaciones que van desde 0.85 m3/s (1800 pie3/m) hasta 7 m3/s (15000 pie3/min). Modelos para flujos mayores y menores se están desarrollando actualmente. Las unidades son interenfriadas para lograr una eficiencia alta; ellas son de bajo costo para grandes volúmenes; la operación es libre de aceite. Los registros de confiabilidad no han alcanzado a los de los centrífugos de procesos convencionales.

5.

Centrífugos Interenfriados de Gran Volumen – Son de carcaza sencilla dividida horizontalmente, de baja velocidad. Desarrollados en los años cincuenta, para la compresión de baja potencia de grandes volúmenes de aire en los servicios de proceso (licuefacción, plantas de amoníaco, etc.), pero aplicables y económicos para servicios de aire de planta en refinerías grandes.

6.

Reciprocante de Pistón Tipo Laberinto (Sulzer) – Libre de aceite, de costo más alto y eficiencia marginalmente más baja que los de estilo no lubricados de anillo plástico; pero más bajos en requerimientos de mantenimiento. El alto costo inicial es difícil de justificar para servicios de aire de planta, a pesar de los bajos requerimientos de mantenimiento.

Práctica del uso de Auxiliares para Compresores de Aire de Planta – Todos los tipos de compresores mencionados anteriormente a excepción del tipo centrífugo interenfriador de gran volumen, requieren un mínimo de dos unidades iguales instaladas. El centrífugo interenfriador de gran volumen, requiere de un auxiliar parcial (con cualquier tipo de compresor) para cubrir las necesidades mínimas de aire de planta durante las paradas poco frecuentes para


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mantenimiento. Este grado de conservacionismos en compresores auxiliares de aire de planta se requiere a fin de proveer un suministro de aire continuo mientras el otro compresor este recibiendo mantenimiento. Esto permite que el mantenimiento de los compresores de aire de planta sea realizado mientras la planta está operando, en vez de realizarse durante las paradas de planta, cuando el consumo de aire de servicio puede estar a su máximo. Las refinerías que son expandidas frecuentemente tendrán unidades compresores de aire colocadas en paralelo con las unidades originales. El dimensionamiento de las unidades incrementales esta basado en un mínimo de 100% de capacidad disponible con cualquier compresor parado.

5

GUIA PARA LA SELECCION Los tipos de compresores usados en la industria son: Centrífugos, de flujo axial y reciprocantes. Los compresores rotatorios sólo son usados en servicios especiales. A continuación se presenta una guía para la selección del tipo de compresor basados en ventajas y desventajas, principios de operación y limitaciones críticas de cada uno.

5.1

Incentivos para la Selección de Compresores Compresores Centrífugos Aunque los compresores centrífugos ocasionalmente compiten con los compresores axiales y rotatorios, como también con los reciprocantes, los incentivos para la selección de este tipo de compresor puede ser usualmente relacionada a su principal o más frecuente competidor: el compresor reciprocante. Las principales ventajas y desventajas con respecto a los reciprocantes pueden ser sintetizadas como sigue: Ventajas 1.

Continuos y largos tiempos de funcionamiento (típicamente 3 años) son posibles con una alta confiabilidad, eliminando la necesidad de múltiples compresores y la instalación de equipos de reserva.

2.

Por las mismas condiciones de operación, los costos del equipo son bajos dado los altos flujos manejados.

3.

Los compresores centrífugos son pequeños y livianos con respecto a su capacidad de flujo, por lo que requieren poca área para su instalación.

4.

Los costos de instalación son bajos debido a su pequeño tamaño, ausencia de fuerzas recíprocas y porque generalmente se requiere la instalación de una sola unidad.


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5.

Costos más bajos por atención y por mantenimiento total.

6.

Cuando se selecciona una turbina a vapor como equipo motriz, los rangos de velocidad alcanzados permiten un acople directo (no requiere unidad reductora) por lo tanto se minimizan los costos por equipo, reduciendo los requerimientos de potencia e incrementando la confiabilidad de la unidad.

7.

El control de flujo es simple, continuo y eficiente en un amplio rango.

8.

No existe contaminación con aceite lubricante del gas de proceso (o aire) como ocurre en el caso de los compresores reciprocantes.

9.

Características de flujo suave, sin pulsaciones de presión (por encima del punto de oleaje (surge)).

Desventajas 1.

Menor eficiencia (de 7 a 13%) que la mayoría de los tipos de compresores de desplazamiento positivo al mismo flujo y relación de presión, especialmente con relaciones de presiones mayor que 2.

2.

La operación no es eficiente por debajo del punto de oleaje, puesto que la recirculación es necesaria.

3.

La presión diferencial es sensible a los cambios en las propiedades del gas, especialmente en el peso molecular. Esto hace que el diseño de compresores sea muy crítico para corriente de gases con pesos moleculares variables debido a que este tipo de maquinaria tiene una definida limitación de cabezal.

4.

Para gases con bajos pesos moleculares, la relación de presión por etapa es baja, teniendo que requerirse un largo número de etapas por maquinaria, creando por tanto complejidad mecánica.

5.

Los modelos centrífugos convencionales generalmente no están disponibles para manejo de flujos a condiciones de descarga bajo 0.15 m3/s (300 pie3/min), real.

Compresores Axiales Los compresores axiales compiten directamente con los centrífugos en el rango de 24 a 90 m3/s real (50000 a 190000 pie3/min real). Usualmente, es necesario una comparación económica específica en dicho rango, por debajo de 33 m3/s real (70000 pie3/min real) el compresor centrífugo es más atractivo, por encima de 61 m3/s real (130000 pie3/min real), el axial es más atractivo desde el punto de vista económico y de experiencia de diseño. Los resultados tienden a depender de las circunstancias específicas del caso, más que de comparaciones generalizadas de los dos tipos de equipo. La siguiente lista de ventajas y desventajas generales pretende servir de guía para el estudio de cada caso:


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Ventajas 1.

Capacidades muy altas de flujo por cada compresor: de 140 a 190 m3/s real (300000 a 400000 pie3/min real). Por encima de los 61 m3/s real (130000 pie3/min real) más diseños de compresores axiales que centrífugos están disponibles.

2.

La eficiencia puede ser hasta 10% mayor que la de los centrífugos, resultando en menor consumo energético, al igual que el motor o turbina y un sistema de suministro de servicios más pequeños.

3.

Menor tamaño físico y menor peso que los centrífugos, permitiendo menores costos de instalación; por ejemplo, menor tamaño del resguardo techado, grúas más pequeñas, menos espacio requerido, fundaciones menores, menores esfuerzos de manejo e instalación, etc.

4.

Si se mueve con una turbina de gas o vapor, la mayor velocidad usualmente permite acoplamiento directo (sin caja reductora) y diseños eficientes de turbina.

5.

El diseño de rotor y carcaza puede proveer flexibilidad para hacer modificaciones menores de comportamiento de manera un poco más conveniente (agregando, quitando o cambiando etapas y ajustando los ángulos de los álabes del estator) que en los compresores centrífugos.

6.

Mayor relación de compresión por carcaza debido a mayor eficiencia, según la limitación de temperatura de descarga.

7.

Más fáciles de operar en paralelo con compresores de cualquier tipo que los centrífugos, debido a su empinada curva cabezal–capacidad.

Desventajas 1.

Rango más estrecho de flujo para operación estable, especialmente con impulso de velocidad constante, a menos que se use un costoso diseño de álabes de estator de ángulo variable.

2.

Los sistemas de control de flujo y los controles de protección anti–oleaje son más complejos y costosos que para los centrífugos. El control anti–oleaje debe ser muy confiable, pues el oleaje puede dañar un compresor axial muy rápidamente.

3.

El deterioro de su desempeño debido a ensuciamiento en la ruta del gas y a erosión es más severo que en los centrífugos. Esto requiere mayor filtración en la succión y hace a los compresores axiales no aptos para corridas continuas largas en servicios sujetos a ensuciamiento.

4.

Los daños por objetos extraños succionados tienden a ser más extensos que en los centrífugos.


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5.

Hasta el presente, los modelos desarrollados para la utilización en procesos tienen generalmente un límite de presión más bajo que los centrífugos (sin embargo, los axiales tienen el potencial para ser desarrollado para niveles de presión por lo menos tan altos como los de los centrífugos).

6.

La experiencia en servicios diferentes al del aire es muy limitada hasta la fecha, haciendo difícil la justificación de su utilización para un nuevo gas.

7.

Si se considera necesario un rotor completo de repuesto para el axial en lugar de un juego de álabes sueltos del rotor, el costo de los repuestos principales (incluyendo los álabes de estator) tiende a ser mayor en el axial que en el centrífugo, aproximadamente 37 a 43% del precio base del equipo vs. 26 a 32% para el centrífugo. Si, por otra parte, se compran etapas sueltas del rotor como repuestos para el axial en lugar de un rotor completo, el costo del rotor de repuesto, y los álabes del estator totalizará sólo de 19 a 24% del costo base del axial, con una ventaja neta sobre el centrífugo.

8.

Niveles de ruido más altos que el centrífugo, requiriendo tratamiento acústico más extensivo y severo.

Compresores Reciprocantes Los compresores reciprocantes compiten con el resto de los compresores excepto con los compresores centrífugos y axiales a flujos muy grandes. Sus principales ventajas y desventajas son las siguientes: Ventajas 1.

Disponible para capacidades por debajo del rango de flujo económico de los compresores centrífugos.

2.

Son económicos para altos cabezales típicos de gases de servicio de bajo peso molecular.

3.

Disponibles para altas presiones; casi siempre son usados para presiones de descarga por encima de 25000 KPa man. (3500 psig).

4.

Son mucho menos sensitivos a la composición de los gases y a sus propiedades cambiantes que los compresores dinámicos

5.

Apropiado para cambios escalonados de flujo de 0 a 100%, a través del espacio muerto y las válvulas de descarga con un mínimo desgaste de potencia a bajos flujos.

6.

La eficiencia total es mayor que la de los compresores centrífugos para una relación de presiones mayor que 2.

7.

La intensidad del flujo cambia para los diferentes niveles de presión de descarga.


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8.

Presentan una temperatura de descarga menor que los compresores centrífugos debido a su alta eficiencia y a su sistema encamisado de enfriamiento.

9.

Son mucho menos sensitivos a desalineamiento en el acoplador y a esfuerzos en la tubería que los compresores centrífugos, axiales y rotatorios, los cuales operan a velocidades de rotación mayores.

Desventajas

5.2

1.

Fundaciones mucho más grande para eliminar las altas vibraciones debido a las fuerzas reciprocantes.

2.

En servicios continuos, se requieren múltiples unidades para impedir paradas de planta debido al mantenimiento de compresores.

3.

Los costos de mantenimiento son de 2 a 3 veces mayores que los costos para compresores centrífugos.

4.

El potencial de funcionamiento continuo es mucho más corto que el de los compresores centrífugos, la frecuencia de paradas es mucho mayor, debido a fallas en las válvulas.

5.

Los compresores reciprocantes son sensitivos al arrastre de sólidos, debido a la fricción presente de las diferentes partes del equipo.

6.

Las máquinas lubricadas son sensitivas al arrastre de líquido, debido a la destrucción de la película lubricante.

7.

Es necesario un área de ubicación mayor que la utilizada por los compresores de tipo rotatorio y centrífugo.

8.

Las máquinas lubricadas inyectan aceite de lubricación en la corriente de gas; mientras que las máquinas no lubricadas requieren el cambio frecuente de partes desgastadas.

9.

Comparado con otros tipos de compresores se requiere una inspección más continua, debido a la susceptibilidad a fallar en las válvulas y en el sistema de lubricación.

Principios de Operación Compresores Centrífugos Los compresores centrífugos generan un cabezal de descarga por desarrollar altas velocidades del gas en un impulsor centrífugo, convirtiendo una porción de esta velocidad en presión en el impulsor y completando la conversión en el pasaje del difusor, este modo de operación clasifica el equipo como un compresor “dinámico”. Los compresores y ventiladores centrífugos desarrollan la más alta


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velocidad en un plano perpendicular al eje, mientras que los compresores y ventiladores axiales, los cuales también pueden operar según el principio dinámico, desarrollan velocidad en la misma dirección del eje. La cantidad de energía que un compresor es capaz de impartir a cada unidad de masa de gas es limitada por la velocidad periférica de los álabes del impulsor. De esta manera el compresor centrífugo tiene un máximo cabezal de capacidad, siendo limitado por la velocidad giratoria del rotor, la cual a su vez es limitada por el esfuerzo permisible del impulsor. Para permitir la operación de impulsores sometidos a esfuerzos que pueden llegar tan alto como 400 a 590 MPa (60000 a 85000 psi) se utilizan aceros de alta dureza en la fabricación de éstos. Compresores Axiales Los compresores axiales son máquinas “dinámicas” por cuanto desarrollan presión acelerando el gas y convirtiendo (por difusión) la alta velocidad resultante en presión. Mientras el compresor centrífugo (que también es una máquina de tipo “dinámico”) desarrolla velocidad por medio de “fuerza” centrífuga, con flujo en la dirección radial, el axial emplea álabes especialmente construidos para forzar el flujo en una dirección predominantemente axial. La energía es transmitida al gas usando los álabes del rotor para incrementar el impulso en la dirección tangencial. La función primaria de los álabes del estator es redireccionar el flujo de una hilera de álabes rotatorios hacia la siguiente con un ángulo eficiente. La conversión de velocidad a presión (difusión) es compartida entre los álabes rotatorios y los álabes estacionarios en la mayoría de los diseños de compresores comerciales. Máquinas de una sola etapa que aplican este principio de diseño son llamados sopladores axiales de aspas. Las versiones multietapas son llamados “compresores axiales”. Pueden ensamblarse hasta 17 etapas en una sola carcaza, con colocación alternada de álabes rotatorios y estacionarios. Los compresores axiales son enfriados sólo por radiación superficial nominal, y este efecto menor es usualmente anulado por el aislamiento acústico. Los compresores axiales tienen volutas grandes y de baja velocidad en los extremos de entrada y de descarga para permitir el flujo en dirección axial hacia y desde el rotor, así como para minimizar disturbios de flujo en cada extremo del rotor, manteniendo bajas las caídas de presión en las boquillas. La velocidad del gas entrando a los álabes de la primera etapa es típicamente dos veces la velocidad comparable del gas a la entrada de la primera etapa impulsora de un compresor centrífugo, en el orden de 120 a 150 m/s (400 a 500 pie/s). Esto resulta en una reducción de presión estática tan significativa en el plano donde el gas entra al rotor que la presión diferencial entre ese plano y la brida de entrada provee un medio bastante preciso para la medición de flujo, una vez efectuada una calibración adecuada.


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Compresores Reciprocantes Los compresores reciprocantes son máquinas de “desplazamiento positivo” los cuales operan mediante una reducción positiva de un cierto volumen de gas atrapado dentro del cilindro mediante un movimiento reciprocante del pistón. La reducción en volumen origina un alza en la presión hasta que la misma alcanza la presión de descarga; y ocasiona el desplazamiento del fluido a través de la válvula de descarga del cilindro. El cilindro está provisto de válvulas las cuales operan automáticamente por diferenciales de presión, al igual que válvulas de retención (check valves), para admitir y descargar gas. La válvula de admisión abre cuando el movimiento del pistón ha reducido la presión por debajo de la presión de entrada en la línea. La válvula de descarga se cierra cuando la presión acumulada en el cilindro deja de exceder la presión en la línea de descarga luego de completar el golpe de descarga, previniendo de esta manera el flujo en sentido reverso. La teoría de compresión en el cilindro de compresores reciprocantes es tratada más a fondo en los libros técnicos. Refiérase a “Compressed Air Gas Data” para un resumen más detallado.

5.3

Limitaciones Críticas Compresores Centrífugos Temperatura de Descarga – La temperatura permitida de descarga de los compresores centrífugos está limitada de las siguientes maneras: Temperatura permitida de descarga: 1.

Consideraciones de Proceso – Debido a que el funcionamiento del compresor centrífugo es sensible a las restricciones de flujo, el ensuciamiento por polimerización se debe evitar. Esto limita la temperatura permitida a 120°C (250°F) en la descarga a aquellas corrientes ricas en diolefinas y olefinas.

2.

Limitaciones del Material – El hierro fundido, el cual se emplea normalmente en carcazas de baja presión, limita la temperatura del compresor a 230°C (450°F). El plomo se usa en algunos compresores centrífugos en los laberintos opuestos del pistón de balance, limitando así la máquina a más o menos 195°C (380°F).

3.

Limitaciones Estructurales – Las formas complejas de carcazas usadas en modelos de compresores centrífugos para servicios de volumen alto, presión baja y boquillas múltiples tienden a distorsionar excesivamente cuando están expuestos a gradiente de temperatura mayor de 175°C (350°F). Las tolerancias muy pequeñas, radiales y axiales, que se requieren para alta eficiencia son adversamente afectadas por las distorsiones de la carcaza.


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Los diseños especiales de compresores centrífugos están disponibles para temperaturas a la descarga tan altas como 425 a 540°C (800 a 1000°F). Para servicios de regeneración en caliente hasta 260°C (500°F), se usan comúnmente construcciones de etapa simple suspendida con modificaciones solo a los sellos de ejes y se han aplicado para servicios mayores de 425°C (800°F). Temperatura de Entrada – Temperaturas de entrada tan bajas como –115°C (–175°F) pueden ser manejadas por diseños convencionales con la selección de materiales adecuados. Para servicios de más bajas temperaturas, debe consultarse a especialistas. Presión de Descarga – Los diseños de compresores centrífugos están disponibles comercialmente para presiones de descarga de 38000 kPa man. (5500 psig), y están siendo desarrollados para presiones de 48000 a 62000 kPa man. (7000 a 9000 psig). Cabezal – Muchos de los diseños de compresores centrífugos se limitan de 8 a 9 impulsores por carcaza. Unos pocos diseños comerciales pueden acomodar 10, 11 ó 12 etapas. El cabezal que cada etapa del compresor puede desarrollar es típicamente de 3000 m (10000 pie) para gases cuyos pesos moleculares están en el rango del aire, 2600 m (8500 pie) para gases con M = 55 y 3500 m (11500 pie) para gases con M = 5. El cabezal promedio por etapa es usualmente menor que el máximo cabezal desarrollado por etapa. El cabezal total por carcaza rara vez excede los 30000 m (100000 pie). Muchos modelos tienen limitaciones muy por debajo de este nivel. Los compresores de etapa simple y alta velocidad se pueden especificar para cabezales tan altos como 8500 m (28000 pie). Las etapas de los compresores centrífugos, paquetes que manejan aire de planta, alcanza de 6100 a 6700 m/etapa (20000 a 22000 pie / etapa). Los impulsores especiales de alto desempeño que se utilizan en compresores multietapas desarrollan cabezales tan altos como 5200 m (17000 pie). Flujo Volumétrico a la Entrada – El mínimo para máquinas convencionales está cercano a 0.17 m3/s (350 pie3/min) real para gases limpios y 0.24 m3/s (500 pie3/min) real para gases sucios. El máximo de unos pocos fabricantes está en el rango de 71 a 90 m3/s (150000 a 190000 pi3/min) para el aire y cerca de la mitad de este nivel para gases. Este nivel ha sido alcanzado por arreglos tanto de flujo sencillo como de flujo doble. Flujo Volumétrico a la Descarga – El mínimo es ligeramente más bajo que la limitación a la entrada, típicamente entre 0.14 y 0.19 m3/s (300 a 400 pie3/min) real, actuando a condiciones de descarga. El máximo no es significante. Sensibilidad Mecánica – Los compresores centrífugos son especialmente sensibles a las siguientes condiciones mecánicas: 1.

Deficiencia de aceite lubricante en los cojinetes.


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2.

Sucio en el aceite lubricante.

3.

Desalineación del acoplamiento.

4.

Desbalanceo del rotor debido a cuerpos extraños que se alojan en el impulsor o por pérdida irregular de metal en los impulsores.

5.

Líquido entrampado.

Compresores Reciprocantes Sensitividad a los Líquidos – Los compresores reciprocantes están especialmente propensos a dañarse por líquidos en la corriente de gas. Ver Capítulo PDVSA–MDP–02–K–02 “Principiuos Básicos”, Líquidos en Corrientes Gaseosas. El arrastre de líquido en forma de neblina tiende a quitar la película lubricante en el cilindro y en los anillos del pistón, acortando por consiguiente drásticamente la vida de servicio entre paradas. Una gota de líquido llevada dentro del compresor a través de la boquilla de entrada, puede ser extremadamente peligroso debido a que ésta es no comprimible; muchas de las explosiones e incendios han ocurrido por la rotura de cilindros. Cilindros de compresores horizontales deben tener descargas en el tope y en la parte inferior de la succión cuando el gas que se maneja es saturado, según API Standar 618, de tal manera que cualquier líquido que entre sea drenado en la menor oportunidad posible para evitar acumulación de depósitos. Limitaciones en la Relación de Compresión – En general la relación de presión en compresores de aire de una sola etapa está limitada entre 4.4 y 5.0 a presiones relativamente bajas, y de 2 a 2.5 en la succión para presiones por encima de 7000 KPa (1000 psig). La relación de compresión está limitada por el diseño mecánico del compresor; es decir la máxima carga que un brazo puede llevar debido al diferencial de presión que actua en el pistón y por la baja eficiencia volumétrica que acompañan los aumentos en la relación de compresión. También, una alta relación de compresión está normalmente acompañada por un incremento grande de temperatura, el cual puede causar problemas de lubricación. Como una excepción al criterio arriba indicado los compresores de una sola etapa, de bajo costo, hasta 75 Kw (100 HP), son usados para cocientes de compresión tan altos como 7.8 (700 KPa man. (100 psig) de descarga), aunque las altas temperaturas y los diferenciales de presión llevan a factores de servicio más bajos en este tipo de equipos. Estos altos cocientes no deben ser especificados cuando el servicio es continuo y se requiere un alto grado de confiabilidad; etapas adicionales deben agregarse para reducir la relación de compresión por etapa. Limitaciones en la Temperatura de Descarga – Ver la Tabla 3, donde se indican las temperaturas de descarga permitidas para compresores reciprocantes para varios gases y diseños. Los factores que limitan la temperatura de descarga en compresores reciprocantes son:


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1.

En todos los compresores lubricados, el mantenimiento de una adecuada viscosidad en la película lubricante y la prevención de la degradación del aceite lubricante en depósitos de coque.

2.

En aire y otros servicios ricos en oxígeno, la prevención de la ignición de depósitos de aceite lubricante en el sistema de descarga.

3.

En servicios de bajo peso molecular, un valor de diseño conservador debe usarse para permitir compensación por el deterioro debido a la inevitable fuga en válvulas y paso de gases de combustión al pistón.

4.

En servicios de alta presión de polietileno, prevención de polimerización de los gases.

5.

Cilindros fundidos en compresores registrados para presiones superiores a 2100 kPa man. (300 psig) y todos los cilindros forjados los cuales tienen paredes y recubrimientos gruesos, por consiguiente un enfriamiento muy pobre del aceite lubricante, requieren por lo tanto límites de temperatura de descarga más bajos.

6.

La temperatura de descarga de compresores no lubricados y con sellos de teflón, está limitada por el teflón el cual esta expuesto al calor generado por la fricción al mismo tiempo que al calor generado por la compresión.

Pequeños compresores reciprocantes (potencias por debajo de 75 hasta 115 kW (100 a 150 HP)), diámetro de cilindro 300 mm (12 pulg) producen temperaturas de descarga por debajo de la isentrópica debido al alto cociente de enfriamiento de la superficie, al flujo de enfriamiento y al flujo de la masa de gas. Por consiguiente los mismos son aplicados a los valores de temperatura de descarga isentrópicos por encima del valor de temperatura de descarga permitido. Se recomienda consultar al especialista en la maquinaria. Donde existe alarmas indicadoras de temperaturas de descarga, las mismas deben ser calibradas a 14°C (25°F) más que la temperatura de descarga normal (real) para iniciar la investigación. Un incremento de 22°C (40°F) sobre lo normal garantiza una parada para inspección interna. Diseño de Etapas para Limitar la Temperatura de Descarga – Gran parte del enfriamiento del gas en un cilindro de un compresor reciprocante enfriado se realiza a medida que el gas fluye hacia afuera, a través de la cámara de la válvula de descarga, en la vía hacia la boquilla de descarga luego de que el tiempo de compresión es completado. (Esta es la razón por la cual el enfriamiento tiene sólo un efecto muy pequeño en el desempeño del compresor). La temperatura pico alcanzada por el gas (y la máxima temperatura a la cual está expuesta la película lubricante) es por consiguiente mucho más grande que la que se pueda medir a la descarga.


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La temperatura a la cual hay un efecto adverso en el desgaste del cilindro, debido a la reducción en la viscosidad del lubricante, es la verdadera temperatura pico, en lugar del estimado isentrópico de la temperatura de descarga, a la temperatura a la que el gas sale de la boquilla de descarga. Por consiguiente, cuando existe una condición que tiende a colocar la temperatura de descarga significativamente más alta que la temperatura isentrópica de descarga, o la temperatura pico del cilindro significativamente mayor que la temperatura de descarga de la boquilla, debe ponerse un especial cuidado en la realización del diseño de las etapas. Las pruebas del suplidor, y las experiencias de servicio son los recursos más preciados para datos sobre funcionamiento y recomendaciones para el diseño de las etapas para el manejo de servicios donde el punto de temperatura de descarga es crítico. Limitaciones en la Temperatura de Entrada – La mínima temperatura permisible para cilindros de hierro gris fundido es –45°C (–50°F). La resistencia al impacto del hierro fundido no cambia con bajas temperaturas. La temperatura más baja para compresores lubricados es de –48 °C (–55°F). El aceite lubricante debe ser seleccionado muy cuidadosamente para temperaturas de entrada bajo cero. Se requieren compresores no lubricados en el caso de que la temperatura de succión se encuentre por debajo de –48 °C (–55°F), o si el aceite lubricante no se tolera en el gas. El uso de compresores no lubricados para gases se debe evitar (especialmente gases secos e inertes) cuando sea posible, ya que los requerimientos de mantenimiento son casi el doble que para las máquinas lubricadas. Para temperaturas de entrada por debajo de 15°C (60°F), la temperatura mínima de entrada debe ser especificada en el diseño. Características de Servicio – Ver Prácticas de Diseño (versión 1986), vol. VI, Secc. “11C” para datos sobre el tiempo de trabajo o tiempo entre paradas, practicas de disponibilidad, costos de mantenimiento, y factores de utilidad.

6

PROGRAMA DE COMPUTACION INTEVEP, S.A dispone de un programa que permite la selección de compresores centrífugos, reciprocantes o axiales basado en la presión de descarga y el flujo que manejan. Este programa se encuentra disponible en la base de cálculo Procalc.


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TABLA 1. CARACTERISTICAS MECANICAS DE LOS TIPOS PRINCIPALES DE COMPRESORES Velocidad de rotación Rev/min (Rev/s)

Relación de presión o limitación de cabezal por etapa de compresión

Rango común de eficiencia de comprensión

Convencional

3000–18000 (50–300)

40000 m

0.70–0.80

Alta Velocidad, Bajo flujo

15000– 33000 (50–170)

8500 m

Tipo Com – presores

Sensibilidad relativa a ensuciamiento y particulas de solidos

niveles de generación de ruido relativo

Sensibilidad relativa al contenido de humedad

Requerimientos relativos de mantenimiento

0.99

Media

Alto

Media

Bajo

0.45–0.60

0.96 (Incluye engranaje)

Muy alta

Muy alta

Muy alta

Muy alta

23000 m

0.75–0.85

0.99

Alta

Muy alto

Alta

Bajo

Rango Rendicomún de miento eficiencia total mecánica

Centrifugo

3000–10000

Axial

(50–170)

Ventilador Axial Tipo Intercambiador de calor

150–750 (2.5–12)

0.25 kpa

––

––

0.30–0.50 (Estático)

Baja

Medio (atenuación impractica)

Baja

Medio

Ventilador centrifugo

600–3600 (10–60)

7.5 kpa

––

––

0.50–0.90 (Estático)

Media

Alto

Bajo

Medio

300–1000 (5–15)

r=5

0.75–0.90

0.95

Alta

Bajo

Muy alta

Alto

0.75–0.90

0.94

Muy alta

Bajo

Alta

muy alto

Alta

Bajo

Bajo

alto

Reciprocante Lubricado No Lubricado Diafragma Rotatorio Tornillo Helicoidal de alta Presión

3500–9000 (60–150)

Tornillo Helicoidal de baja Presión Tornillo espiral de baja presión

r=4a5

0.74–0.78

0.96

Bajo

Muy alto

Bajo

Media

1750–3500 (30–60)

r=2a3

0.70–0.78 (Aumenta a medida que r decrece)

0.95

Media

Alto

Media

Medio

1600–4500 (25–75)

r = 30

0.7

0.95

Media

Alto

Media

Medio

r = 1.7

0.66–0.70

0.95

Media

Alto

Media

Medio

Muy alta

Alto

Muy alta

Muy alto

Baja

Medio

Ninguna

Medio

Lóbulo Recto Alabe Directo Deslizante

450–1800 (7–30)

r = 4.4

0.90

0.95

Anillo Líquido

200–3500 (3–60)

r = 2.5 Diseño especial para servicio de aire (r=8.0)

––

––

0.35–0.50

NOTA: Factores de conversión de m a pie, multiplique por 3.2808 de kpa a pulg H2O multiplique por 4.0161.


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TABLA 2. SIGNIFICADO DE LOS PARAMETROS DE RENDIMIENTO EN EL DISEÑO DE MAQUINAS COMPRESORAS Parámetro

Compresores Dinámicos

Compresores Reciprocantes

Compresores Rotatorios Tamaño del rotor, velocidad

Velocidad de flujo volumétrico

Dimensionamiento de cacaza y boquilla, selección de impulsor

Diámetro interior del cilindro, recorrido y velocidad, volumen de espacio muerto provisto; dimensionamiento de válvula

Presión de Entrada

Diseño del sistema de sellado de eje

Diseño de válvula; factibilidad Diseño de sistema de de válvulas des cargadoras a sellado de eje la entrada y cavidades de espacio muerto accionadas por vástagos de válvulas

Aumento de Carga del cojinete de Presión empuje

Tensión del vástago del pistón

Presión de Descarga

Estilo de conexión de la descarga, clasificación de boquillas

Material de cilindro y métodos Selección entre varios tipos rotativos de fabricación; diseño del empaque del vástago del pistón

Cabezal

Número de etapas. Diámetro de rotor, velocidad

No significativo

No significativo

Mantenimiento de la película lubricante; tendencia del lubricante a la formación de Coque y a la combustión; mantenimiento del espacio muerto adecuado entre el pistón y el cilindro con características de expansión térmica diferente

Juegos de punta del rotor; necesidad para enfriamiento del rotor

Temperatura Fuerzas resultantes sobre de tuberías y momentos sobre Descarga boquillas; juegos internos; arreglos para conservar la alineación de acoplamiento; distorsión de carcazas de forma irregular

Empuje axial, longitud de tornillo doblamiento de rotores

Requerimie nto de Potencia

Diámetro de eje

Clasificación del bastidor (Carter)

Clasificación de bastidores estandard

Tipo de Accionador

El accionamiento de turbina normalmente permite pulsión directa; la velocidad óptima de turbina puede influenciar la optimización de velocidad / diámetro / etapas del compresor

La propulsión de motores a gas permite la construcción integral; la propulsión del motor permite montaje del rotor del motor directamente sobre una extensión del cigüeñal

La propulsión de la turbina normalmente permite la propulsión directa; la velocidad óptima de la turbina puede influir en la optimización de: velocidad / diámetro de rotor del compresor


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TABLA 3. TEMPERATURAS DE DESCARGA PERMISIBLES PARA COMPRESORES RECIPROCANTES (1)

Gas

Presión de Descarga(6)

Método de Lubricación

Temperatura de Descarga Permitida °C (7) Máxima (2)

Simple predicción Isentrópica (3)

aire

< 2100 kPa

aceite de hidrocarburo

175

160

Aire

> 2100 kPa


160 (5)

150 (5)

Aire

< 2100 kPa

aceite sintético

190

175

Cualquiera

< 7000 kPa

no lubricado

200 (4)

–––

Hidrógeno rico M 15

cualquiera


150

135

Gas Síntesis amoníaco

cualquiera


150

135

Etileno

> 140000 kPa


120

–––

NOTAS: 1. Por encima de 75 KW (100 HP), compresores por debajo de 75 KW (100 HP) requieren atención especial, se deberán utilizar los consejos del suplidor. 2. Real, en una situación de operación; o predicción basada en el trabajo de enfriamiento del modelo específico del cilindro, si los datos están disponibles; o la predicción isentrópica, usando el cociente total de presiones, incluyendo las pérdidas de presión en las válvulas (asumiendo que los detalles de diseño de la máquina están disponibles). 3. Excluyendo las pérdidas permitidas en válvulas. 4. Ver el contenido del texto en lo referente a limitaciones en el diseño de anillos de teflón para compresores. 5. 14°C (25°F) menos para cilindros de acero forjado, debido al deficiente enfriamiento de las paredes del cilindro. 6. Para convertir KPa en psig, multiplique por el factor 0.14504. 7. Para convertir °C a °F = °C x 1.8 + 32

HACIA ADELANTE

ALABES INCLINADOS

UNA SOLA ETAPA

DE AIRE

DE PROCESO

(2) CONFIGURACION DE LA CARCAZA COMO EN LOS CENTRIFUGOS

PAQUETE TIPO PLANTA

2–4 ETAPAS

(HASTA 100 kPa man 15 psig)

ALTA PRESION (ROTORES FUNDIDOS)

LUBRICADO *

PISTON

(250 psig)

(PERFIL DEL ROTOR ”SRM”) (HASTA 1725 kP man)

HELICOIDAL

BAJA PRESION * (ROTORES FUNDIDOS)

CUADRADO)

ENGRANAJE INTEGRAL)

TIPO

TORNILLO

ESPIRAL AXIAL (FILETE DE BORDE

DE LOBULOS)

(ROTORES AXIALES

TIPO LOBULAR (RAICES)

TIPO MULTIETAPA (ROTOR MULTIPLE/

ALTA VELOCIDAD

ANILLO DE LIQUIDO ( o PISTON DE LIQUIDO)

DOS ROTORES

man (570 A 1000 psig)

DIAFRAGMA

(50000 A 100000 psig)

350000 A 700000 kPa man

EXTREMADA ALTA PRESION DE

ACCION)

EMBOLO BUZO (DE UNA SOLA

ALTA PRESION * (DE 40000 A 70000 kPa

NO LUBRICADO

ACCION DIRECTA

Indice volumen

(1) UN ASTERISCO (*), INDICA LOS TIPOS MAS FRECUENTEMENTE USADOS EN LAS PLANTAS DE PROCESOS.

ALABES RADIALES

VENTILADORES CENTRIFUGOS

VENA DESLIZANTE

UN SOLO ROTOR

RECIPROCANTES


NOTAS:

HACIA ATRAS

ALABES INCLINADOS

TIPO MULTIETAPA DOBLE CARCAZA (BARRIL)

TIPO EN VOLADIZO

UNA SOLA ETAPA

TIPO TUBERIA

MULTIETAPA

CARCAZA CON DIVISION VERTICAL

MULTIETAPA

ROTATORIOS

DESPLAZAMIENTO POSITIVO

Indice manual

UNA SOLA ETAPA (DOBLE SUCCION)

CARCAZA CON DIVISION HORIZONT AL

AXIAL

MAYOR QUE LA ATMOSFERICA)

COMPRESORES TERMICOS (PRESION DE SUCCION

.Menú Principal

TIPO DE ALABE AXIAL

VENTILADORES DE UNA SOLA ETAPA

FLUJO MEZCLADO (UNA SOLA ETAPA)(2)

EYECTORES DE VACIO

EYECTORES

PDVSA

TIPO DE PROPELA

CENTRIFUGOS (FLUJO RADIAL)

DINAMICO

MECANICOS

COMPRESORES

MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO PDVSA MDP–02–K–03

REVISION FECHA

0 MAY.96

Página 26

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Fig 1. CLASIFICACION DE LOS TIPOS DE COMPRESORES(1)


PDVSA



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Pie3/min

Fig 2. GRAFICOS DE RANGOS DE APLICACION DE COMPRESORES CENTRIFUGOS ROTATIVOS Y DE PAQUETES


PDVSA



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Indice norma

Fig. 2 (cont.) GRAFICOS DE RANGOS DE APLICACION DE COMPRESORES CENTRIFUGOS ROTATIVOS Y DE PAQUETES


PDVSA



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Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Pie3/min

Fig. 2 (cont.) GRAFICOS DE RANGOS DE APLICACION DE COMPRESORES Y VENTILADORES CENTRIFUGOS DE DIAFRAGMAS Y CONVENCIONALES


PDVSA



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Indice volumen

Indice norma

Fig. 2 (cont.) GRAFICOS DE RANGOS DE APLICACION DE COMPRESORES CENTRIFUGOS DE ALTA VELOCIDAD AXIALES Y RECIPROCANTES


PDVSA



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Fig 3. COMPARACION DE LAS CURVAS CARACTERISTICAS DE CABEZAL / CAPACIDAD DE LOS TIPOS PRINCIPALES DE COMPRESORES


PDVSA



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Fig 4. RANGO DE APLICACION DE VARIOS TIPOS DE BOMBAS DE VACIO


PDVSA N °

MDP–02–K–04

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REV.

FECHA

APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

CALCULOS EN SISTEMAS DE COMPRESION

APROBADO


PAG. REV. APROB.


ESPECIALISTAS


PDVSA



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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2


2

4.1 4.2 4.3

Cálculos Manuales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cálculos Mediante Programas de Computación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Objetivos del Cálculo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2 3 3

5 GUIA PARA EL DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

5

5.1 5.2 5.3

Ecuaciones Básicas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Datos de Eficiencia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ajuste de Eficiencia para Compresores Centrífugos con Reciclo a la Línea de Balance . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pérdidas Mecánicas y Requerimientos de Potencia al Freno . . . . . . . . . . Propiedades Promedio de los Gases . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Comparación de los Métodos de Cálculos de Compresión para el Diseño de Servicio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Aplicabilidad de los Métodos de Cálculos de Compresión para el Diseño de Servicio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Detalles del Método Isentrópico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Detalles del Método Politrópico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compresión Isotérmica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Comparación de los Valores de Eficiencia de Compresión . . . . . . . . . . . . Fuentes de Ineficiencia en Diferentes Tipos de Compresores . . . . . . . . . Problemas Tipo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Programas de Computación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

10 10 13 17 17 18 18 24

6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

25

7 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

26

5.4 5.5 5.6 5.7 5.8 5.9 5.10 5.11 5.12 5.13 5.14

5 7 7 7 8 9


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OBJETIVO El objetivo de este capítulo es presentar los procedimientos de cálculos típicos en los sistemas de compresión.

2

ALCANCE Este capítulo presenta los procedimientos de cálculo para servicio de compresión, recomendados para los tipos de compresores comúnmente utilizados comercialmente. Se incluye una breve explicación de la teoría de cálculo de compresión para ayudar a entender la terminología y abordar los tipos de compresores y situaciones de cálculo no encontrados normalmente.

3

REFERENCIAS 3.1

Manual de Diseño de Proceso PDVSA–MDP–02–K–02

3.2

“Principios Básicos”

Prácticas de Diseño Vol. VII Sec. 11H “Compresores Reciprocantes” (1978)

3.3

Otras Referencias International Critical Tables of Data: physics, chemestry and technology, National Research Council, Washington, D.C., 1923–1933. National Bureau of Standards circular No. 564 (1955). Keenan, J.H., Kaye, J. John Wiley, “Gas Tables” New York, 1979. Edmister, W.C., “Applied Hydrocarbon Thermodynamics”, Gulf Publishing Company, Vol. 1, 1961, Vol. 2, 1974. “Elliott Multistage Centrifugal Compressors”, Elliott Division of Carrier Corporation, 1966. Gibbs, C.W., “Compressed Air and Gas”, Ingersoll Rand Company, 1969. Engineering Data Book, Gas Processors Suppliers Association, 9th ed. Tulsa, Oklahoma, 1972, with 1974 and 1976 Revision.

4

CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO 4.1

Cálculos Manuales para cálculos rápidos a mano se utiliza el método isentrópico (adiabático) y datos de relación de calor especifico del gas o diagramas de propiedades de los gases


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(Mollier). Para cálculos a mano se recomienda una forma corta del método de Edmister en la que se omite el procedimiento iterativo para la determinación de la temperatura de descarga. Si se desean resultados más refinados, utilice la base politrópica y el método de Edmister para estimar temperaturas de descarga y el exponente de compresión.

4.2

Cálculos Mediante Programas de Computación Los programas para compresores centrífugos usan la base politrópica y el método Edmister; los programas para compresores reciprocantes usan el método isentrópico (adiabático). La elección de una de estas categorías depende del tiempo disponible, la precisión requerida y la disponibilidad de un computador y de los programas necesarios. Variaciones específicas de cada una de estas categorías se resumen en las Tablas 1A y 1B para cubrir la situación práctica encontrada con frecuencia.

4.3

Objetivos del Cálculo Los cálculos de compresión se desarrollan con los objetivos siguientes: Parámetro

Símbolo

Flujo volumétrico a la entrada

Q1

Uso del Resultado Suministra bases para la selección del tipo de compresor y para la estimación del tamaño físico y del costo Dimensionamiento de la línea de entrada Datos para el diseño de la válvula de estrangulamiento.

Flujo volumétrico a la descarga

Q2

Dimensionamiento de la línea de descarga Factibilidad de uso de un compresor centrífugo

Cabezal

His

Suministra bases para estimar el número de etapas requeridas; y para compresores dinámicos, estima el tamaño físico, así como los costos

Hpoli

Usado en cálculos de requerimiento de potencia. Usado como base para la especificación de requerimientos de la forma de la curva de un compresor centrífugo.


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Parámetro

Símbolo

Temperatura de descarga de punto normal, estimado

T2

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Uso del Resultado Usado para calcular n en cálculos politrópicos Influye sobre la preparación de diseño. Suministra el estimado de la temperatura del gas para el estimado de la carga requerida del post–enfriador. Suministra bases para establecer criterios de posible ensuciamiento por polimerización. Para compresores enfriados, este cálculo suministra bases de comparación con el caso sin enfriamiento, a fin de verificar el calor requerido del cilindro enfriador

Temperatura máxima de descarga

T2max

Selección de la temperatura de diseño de la camisa. Influye sobre la preparación de diseño

Requerimiento de potencia de compresión, o “potencia de gas”

PG

Cálculo de requerimientos de potencia

Requerimiento de potencia de impulso total, o “potencia al freno”

PF

Estima la capacidad requerida del elemento motriz Estima los requerimientos de servicio del elemento motriz. Estudio de optimización del tamaño de la línea. Evalúa el efecto de los cambios de diseño del sistema de proceso sobre el requerimiento de potencia

Relación de presión y flujo volumétrico en el punto de oleaje (estimado, para compresores centrífugos).

r+

P 2máx P1

Diseño del sistema de control de oleaje.

Q1

Especificaciones de la válvula de estrangulamiento a la succión. P2 máxima para la selección de la presión de diseño de la camisa o cuerpo del compresor


PDVSA


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GUIA PARA EL DISEÑO 5.1

Ecuaciones Básicas

Para la nomenclatura, ver capítulo PDVSA–MDP–02–K–02. Parámetro

Ecuación

Flujo Volumétrico,real

Comentarios Zi RT i Pi M F 2

Q1=WV1 m3/sec (pie/min)

Vi +

Q2=WV2 m3/sec (pie/min)

R + 8314.34

J

°K Kmol

ǒ1545 °Rpielb Ǔ lbmol

T = °K (°R) P = kPa (psia) W = Kg/s (lb/min) F2 = 1000 (144) Cabezal Base Isentrópica

ƪ ƫƪ

g H is + 1 gc Fo

ZRT 1 M

ƪ ƫƪ

Para hidrocarburos H + 1 g c poli Fo g r<3 Para hidrocarburos r>3 Para Z 1.0

ƫ

ZRT 1 M

Sustituir m por

ȱ k ƫ ƪk–1 ȧ Ȳ

ƫ

ƪ ƫ P2 P1

ȱ n ƪn–1ƫȧ Ȳ

k–1 k

ƪ ƫ P2 P1

ȳ Z y K son valores –1ȧ promediados entre la ȴ entrada y la descarga

k–1 k

ȳ –1ȧ ȴ

Igual al anterior

n–1 n en la anterior ecuación

k–1 por k hpoli en la anterior ecuación Sustituir

ǒn–1 Ǔ n

Z y K son valores promediados entre la entrada y la descarga

Temperatura de descarga Sin enfriamiento, Z01.0 Cálculos rápidos a mano

T2 + T1

ǒ Ǔ P2 P1

m1

T = °K (°R)


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Parámetro Sin enfriamiento, Z 0 1.0 Cálculos afinados por computadora

Ecuación T2 + T1

Sin enfriamiento, Z 1.0, hpoli disponible

Sin enfriamiento, Z 1.0, his disponible Enfriado, Z 1.0, elevación de la temperatura debido a pérdidas = efecto de enfriamiento

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ȱ ȧ T 2 + T 1ȧ1 ȧ Ȳ

Comentarios

ǒ Ǔ

T2 + T1

P2 P1

m prom

ǒ Ǔ

)

T2 + T1

P2 P1

ǒ Ǔ P2 P1

ȳ ȧ ȧ ȧ ȴ

k–1 k

–1

ǒ Ǔ P2 P1

mprom y T2 verificados por una serie de iteraciones.

k–1 k hpoli

his

Evaluar k y T1 para mayor brevedad o promediar k1 y k2 para mayor exactitud. Igual a la anterior

k–1 k

Igual a la anterior

Potencia de compresión o requerimiento de potencia de gas.

PG +

Requerimiento total de potencia de impulso.

PF + Pgas ) pérdidas mecánicas

Relación de calor específico

Bases de estimación de la caída de presión interetapa para compresores reciprocantes

K+

W H poli g F 3 h poli gc

+

W H is g F 3 h is gc

Cp (C p ° ) DC p) + Cv (C p ° ) DC p)–(C p–C v)

DP = F4 p0.7

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Donde: F3 = 102 (33000)

Use datos del apéndice para evaluación a las condiciones específicas de presión y temperatura.

Para estimaciones antes de que el equipo interetapa esté diseñado F4 = 0.178 (0.1)


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5.2

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Datos de Eficiencia S Para compresores centrífugos use la Figura 1 y corrija las pérdidas internas debidas a fugas del balance hidráulico. S Para compresores axiales, use 8% más de lo indicado por la Figura 1 con valores hasta 50 m3/s (100000 pie3/min) real, y 6% más para valores por encima de 50 m3/s (100000 pie3/min) real, antes que sean obtenidas las estimaciones especificas por el suplidor. S Para compresores reciprocantes, utilice la Figura 2. S Para compresores de tornillo helicoidal de alta presión, utilice hmecánico=0.96 y hpoli = 0.75 antes de obtener las estimaciones por el suplidor. (ver figura 3) S Para eficiencia mecánica de unidades de engranaje use la Figura 4. S Para conversión entre eficiencia politrópica e isentrópica, use la Figura 5.

5.3

Ajuste de Eficiencia para Compresores Centrífugos con Reciclo a la Línea de Balance El método de balance de empuje hidráulico empleado en el diseño de compresores centrífugos da por resultado algo de fuga continua de la descarga de gas a través del laberinto del tambor de balance y a través de la “línea de balance hidráulico”, de regreso hacia la entrada de la etapa de baja presión. Este flujo de fuga interna varía con la capacidad de la máquina y la elevación de la presión a través de la máquina. Esto no está permitido para el valor de eficiencia politrópica básica, pero posee el efecto de reducir la eficiencia global de compresión. Para cálculos a mano y para propósitos de diseño de servicio, las siguientes reducciones deben hacerse en la eficiencia politrópica de manera de permitir este reciclo interno. Aumento de Presión

Flujo Volumétrico < 3.75

5.4

m3/s

(8000 Pie3/Min) real

> 3.75 m3/s (8000 Pie3/Min) real

DP < 1000 kPa (150 psia)

2%

1%

DP >1000 kPa (150 psia)

4%

3%

Pérdidas Mecánicas y Requerimientos de Potencia al Freno El requerimiento total de potencia del impulsor, o requerimiento de “potencia al freno” del compresor es la suma de: S Requerimiento de potencia de compresión, o potencia de gas. S Pérdidas mecánicas del compresor.


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S Pérdidas de transmisión del elemento motriz. El requerimiento de potencia de compresión es calculado sobre una base tanto politrópica como isentrópica, dependiendo del tipo de compresor y de la situación de diseño. Las pérdidas mecánicas para compresores centrífugos y rotativos de más de 750 KW (1000 HP) pueden ser estimados para propósitos de diseño de servicio como: S 25 kW (35 HP) para cojinetes. S 25 kW (35 HP) para sellos de eje de tipo aceite. S Las pérdidas de potencia para los sellos de eje de tipo laberinto pueden ser despreciados en la etapa de diseño de servicio. Por debajo de 750 kW (1000 HP) las pérdidas por sellos y cojinetes son más bajas. Las pérdidas mecánicas estimadas por el suplidor para los modelos específicos son más confiables que las estimaciones generalizadas. Las pérdidas mecánicas para compresores reciprocantes son atribuidas a las pérdidas por fricción en el engranaje de marcha y pueden ser estimadas dividiendo el requerimiento de potencia de compresión entre una eficiencia mecánica de 0.88 a 0.95 según la Figura 2. Para una estimación rápida del requerimiento de potencia de compresores reciprocantes, vea la Figura 6. Las pérdidas de potencia en unidades de engranaje de marcha pueden ser estimados usando la Figura 4.

5.5

Propiedades Promedio de los Gases Mezcla de Gases – Los cálculos de compresión efectuados en mezclas de gases requieren el cálculo del promedio o de seudo valores de diferentes propiedades para la mezcla de gases. Los valores de las propiedades requeridas para inclusión en las especificaciones de diseño son: 1. Peso molecular, M. 2. Factor de compresibilidad, Z. 3. Relación de calor específico, k= Cp/Cv Los valores requeridos para evaluación del exponente de aumento de temperatura, m, son: 1. Presión reducida, Pr= P/Pc. (Ver Capítulo PDVSA–MDP–02–K–02 valores “efectivos” o seudo–críticos del hidrógeno y helio). 2. Temperatura reducida, Tr= T/Tc. 3. Capacidad calorífica de gas ideal a presión constante, Cp°.

para


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El método recomendado para promediar cada uno de los valores de una mezcla de gases es el método de la fracción molar ponderada. El valor de cada componente en la mezcla sobre el número total de moles en la mezcla. El total de los valores de fracciones molares será el promedio para la mezcla. El método es ilustrado en el problema tipo N° 1. Debe tenerse en cuenta que este método de cálculo de valores promedio de la mezcla no es el método más exacto disponible, sin embargo representa el compromiso más práctico posible entre exactitud y conveniencia para propósitos de cálculos a mano. Condiciones de Entrada y Descarga – Cuando el factor de compresibilidad, Z, aparece en los cálculos de la elevación de temperatura del cabezal, el valor técnico correcto, es el correspondiente a las condiciones de entrada. Sin embargo, para propósitos de diseño de servicios de compresión, se considerará más confiable usar un promedio del factor de compresibilidad a las condiciones de succión y descarga, en lugar de usar únicamente el valor de entrada. Cuando la relación de calor específico, k, aparece en los cálculos, se refiere a la compresión a lo largo de la trayectoria completa, PVk=C. En consecuencia, el mayor estimado es el promedio de los valores a las condiciones de entrada y salida. Una aproximación aceptable puede ser obtenida usando k1 solamente en cálculos a mano. Cuando el exponente de aumento de temperatura, m, es evaluado, los valores a las condiciones de succión y descarga son calculados separadamente y luego promediados. Sin embargo, una vez que el procedimiento iterativo ha convergido, el valor final de m describe el proceso global de compresión. T2 = T1 (P2/P1)m, más que una propiedad del gas a la condición final m puede definirse: m+

log (T 2ńT 1) log (P 2ńP 1)

Lo mismo es verdadero para el exponente de compresión, n, ya que: n+

5.6

log (P 2ńP 1) log (V 2ńV 1)

Comparación de los Métodos de Cálculos de Compresión para el Diseño de Servicio Ver tabla 1A


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5.7

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Aplicabilidad de los Métodos de Cálculos de Compresión para el Diseño de Servicio Ver tabla 1B

5.8

Detalles del Método Isentrópico Generalidades Dos métodos básicos de cálculos son aplicados ampliamente para los cálculos prácticos de compresión isentrópico (también llamado adiabático) y politrópico cada uno describe el tipo de trayectoria de compresión usado como base de referencia a fin de calcular el cabezal , requerimiento de potencia y temperatura de descarga. El método isentrópico primeramente estima la trayectoria de descarga sobre la base de compresión a lo largo de una trayectoria a entropía constante, y luego ajusta el aumento estimado de temperatura de acuerdo al tipo de máquina, efectividad de enfriamiento y eficiencia de compresión (isentrópica). El trabajo de entrada (o aumento de entalpía) se calcula también sobre la base de entropía constante para calcular el “cabezal isentrópico”, y luego esto es dividido por la eficiencia “isentrópica” a fin de obtener el trabajo real total de entrada por unidad de masa de gas. La Entropía Constante Caracteriza al Proceso Adiabático Reversible La trayectoria a entropía constante ofrece una base de referencia conveniente ya que esta trayectoria es seguida por un proceso perfectamente reversible “adiabático”. “Adiabático” se refiere a un proceso durante el cual no se presenta transferencia de calor. Las desviaciones a partir de un proceso reversible adiabático son relativamente pequeñas en la práctica para los compresores y se pueden predecir con suficiente exactitud para propósitos de diseño y operación de compresores. Esta aproximación se denomina frecuentemente compresión “adiabática” tanto en la literatura como en la práctica industrial; sin embargo el hecho de asumir una trayectoria a entropía constante (isentrópica) es más representativo para un ingeniero que aplica el método que el hecho de asumir que no se transfiere calor durante el proceso. Por esta razón el término compresión “isentrópica” se prefiere en lugar del término “adiabático”. Cuando el proceso adiabático es reversible (es decir que la entropía es constante a lo largo de la trayectoria de compresión) la trayectoria para un gas ideal (Z= 1.0) se describe mediante la relación: PVk= constante, donde k=Cp/Cv. Cuando se usa el método de cálculo isentrópico, la compresión puede ser asumida como enfriada, lo cual es el caso normal en los compresores reciprocantes; o


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también sin enfriamiento en el caso de los compresores dinámicos. La suposición convencional en la compresión enfriada es que la energía añadida en exceso al gas por encima de la energía que refleja una trayectoria a entropía constante (debido a algo de irreversibilidad) es igual, precisamente, al calor retirado por el cilindro de enfriamiento, determinando la caída de T2 al final del ciclo de compresión en la trayectoria PVk= C. Debe reconocerse, sin embargo, que lo anterior es una suposición convencional conveniente, y no una verdad teórica (esto contradice la definición de un proceso adiabático), y no siempre es una suposición exacta. Muchos diseños actuales de compresores reciprocantes determinan que S2 (entropía) sea significativamente mayor o menor que S1. Asumir que el exponente de compresión, k, sea igual a Cp/Cv, normalmente produce buenos resultados. Sin embargo a altas presiones, especialmente cerca del punto crítico (por ejemplo en servicios de compresión de C02), los valores de Cp/Cv resultan extremadamente grandes, y no reflejan la trayectoria de compresión realizada por la máquina. Ya que los valores de Cp y Cv han sido determinados de una manera confiable y exacta, lo que está en duda es la validez de la suposición de que el exponente de compresión es siempre igual a Cp/Cv para gases reales. W.C Edmister ha descrito esta materia a su “Applied Hydrocarbon thermodynamics”, Gulf Publishny Co. (pp. 53 hasta 62) y además ha propuesto un método de cálculo alternativo, el cual está descrito en el “Polytropic Method Details”. Cálculos Cuando la compresión simula realmente la trayectoria isentrópica, como en el caso de un compresor enfriado con una efectividad promedio de enfriamiento.

T 2real + T 2is + T 1

ǒ Ǔ P2 P1

k–1 k

La relación de calor específico, k, puede evaluarse a las condiciones de entrada solamente, dentro del nivel de exactitud alcanzable mediante cálculos isentrópicos. Cuando el método isentrópico es aplicado a un compresor sin enfriamiento, el aumento real de temperatura es estimado dividiendo el aumento isentrópico de temperatura por la eficiencia isentrópica (o “adiabática”). T2is – T 1 T 2real + T 1 ) DTis + T 1 ) his his


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ȱ ȱ P ȳȳ ǒ Ǔ –1 ȧ ȧȧ ȧ Ȳ P ȴȧ ȧ T 2real + T 1 ȧ1 ) ȧ, donde : his ȧ ȧ ȧ ȧ Ȳ ȴ 2

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k–1 k

1

T + °K (°R)

Usando el método isentrópico, se puede demostrar que el cabezal requerido para ambos compresores, enfriados y no enfriados, es:

ǒ Ǔ

ȱ ǒ Ǔ ȧǒPP2Ǔ Ȳ 1

gc H is + g (P1 V1) k k–1

k–1 k

ȳ gc Z R T1 k ȱ P 2 ǒk–1Ǔȧ ǒP Ǔ –1ȧ + ǒ g Ǔ 1 M ȴ Ȳ 1

k–1 k

ȳ1 ȧ Fo ȴ

–1

Las expresiones anteriores contienen solamente unidades SI coherentes. De esta manera, la longitud es expresada en metros (pie), el tiempo en segundos y la cantidad de velocidad en metros por segundo (pie/s). La presión viene dada en Newtons por metro cuadrado, para el cual se usa la unidad denominada pascal (psi). Sin embargo, a través de este manual la unidad de presión es el kilopascal, simbolizado como kPa. Siempre y cuando se usen las anteriores ecuaciones para cálculos reales que involucren la presión, los valores de pascal deben ser multiplicados por 103 para obtener resultados correctos. Esto es mostrado en los problemas tipo contenidos en esta sección. El requerimiento de cabezal es igual al incremento de entalpía a lo largo de la trayectoria de compresión a entropía constante. Para calcular la energía total de entrada requerida para compresión, el requerimiento de cabezal isentrópico debe ser dividido por la eficiencia isentrópica. Cuando se dispone de un diagrama de propiedades de los gases (Mollier) para el gas que se comprime, el mismo puede ser usado para determinar His en términos de incremento de entalpía y Tis, y se prefiere sobre el uso de las fórmulas de compresión anteriores. El método isentrópico es mayormente aplicado a los tipos de compresores enfriados en los cuales las velocidades, turbulencias y deslizamientos (lo cual causa ganancia de entropía) son bajos. Esto se asemeja muy bien la operación de los compresores reciprocantes. Para cálculo de diseño de proceso las caídas de presión, a través de la succión del compresor y la válvula de descarga, son despreciadas. Para situaciones de simulación o de diseño especial, las pérdidas de las válvulas pueden ser estimados a partir de mediciones (carta indicadora) de rendimiento o análisis de diseño de válvulas, y son usadas para estimar la relación de máxima presión. Esto permite un estimado más exacto de la temperatura real de descarga alcanzada precisamente cuando la válvula de descarga comienza a abrir.


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Efectividad de Enfriamiento del Compresor Un medio adecuado de apreciar la efectividad de enfriamiento de un compresor es comparar la reducción de temperatura real, debida al enfriamiento del cilindro, con la suposición convencional para compresores enfriados, por ejemplo, con la diferencia de las temperaturas de descarga isentrópicas y sin enfriamiento. La relación es descrita mediante el “coeficiente de efectividad de enfriamiento del compresor”, Kc en la ecuación. T 2real + T 1 )

ƪ

T 2is –T 1 – kc T 1 ) his

ǒ

T2is –T 1 –T 2is his

Ǔƫ

Para un compresor sin enfriamiento, Kc=o Para un enfriamiento al límite de una compresión isentrópica, Kc=1.0 Si 0 < Kc < 1, el enfriamiento es menos eficaz que la suposición isentrópica convencional para un compresor reciprocante enfriado (como en los cilindros de acero forjado y también como con las válvulas de alta caída de presión). Si Kc > 1, se presenta mayor enfriamiento que en la suposición isentrópica (como en los compresores de servicio al vacío y los cilindros de pequeño diámetro). Mientras que el rendimiento observado para el enfriamiento de un compresor puede ser usado a fin de evaluar Kc, los medios generalizados de predecir Kc no han sido desarrollados todavía. Ver Subsección 11–H Prácticas de Diseño, Vol. VII (versión 1986) para la discusión de varios factores que influyen directamente en la efectividad de enfriamiento del cilindro. Temperatura de Descarga Isentrópica para Compresores de Aire La temperatura real de descarga de los compresores de aire de desplazamiento positivo está usualmente muy cerca de la predicción de la temperatura de descarga sobre una base isentrópica. La Figura 7 permite determinar rápidamente la temperatura de descarga isentrópica para el aire atmosférico entre –18° y 52° C (0° y 125°F) hasta una presión absoluta de descarga de 4200 kPa (600 Psia) y para una, dos o tres etapas del proceso de compresión (interenfriado).

5.9

Detalles del Método Politrópico Determinación de los exponentes m y n El método politrópico admite que el nivel de entropía cambia realmente durante la compresión de los gases reales en compresores comerciales, debido a la ineficiencia del proceso de compresión y a la desviación del comportamiento del gas perfecto. La trayectoria de compresión se describe mediante la relación:


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PV n + Constante, donde n 0 k P 1 V n1 + P2 V n2 El exponente, n, puede ser evaluado como: log n +

ǒPP Ǔ 2 1

log

V1 V2

Donde solamente se desconoce V 2

El volumen específico de la descarga, V2 depende de T2

ǒ Ǔǒ 1 P2

V2 +

Z2 R T 2 M

Ǔ

La temperatura real de descarga, T2, es estimada según el método Edmister mediante: T2 + T1

ǒ Ǔ P2 P1

m

donde m +

log (T2ńT 1) Log (P 2ńP 1)

Usando el método Edmister, m es evaluado a partir de los datos de propiedades de los gases y de la eficiencia politrópica como:

m +

RZ hpoli

) RT r )

ƪēTēZ ƫ

Cp° DCp

r

Pr

a las condiciones dadas de y presión

Para encontrar un valor de m el cual describe perfectamente el proceso de compresión completo, será necesario comenzar promediando los valores de m evaluados a las condiciones de succión y descarga. m prom +

m1 ) m2 2

Sin embargo, para evaluar m2 a las condiciones de descarga, debe establecerse una suposición para T2, y luego la suposición debe ser verificada contra el valor de T2 que resulta de: T2 + T1

ǒ Ǔ P2 P1

mprom


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Normalmente se requiere varias iteraciones antes de que la suposición de la temperatura de descarga y el resultado, converjan satisfactoriamente. Cuando en los cálculos manuales sea muy necesario la brevedad en la exactitud, podrá evitarse el proceso de iteración evaluando solamente m y T1, y usando el valor de T2 estimado a fin de evaluar V2 y por lo tanto, n. Puede ahorrarse tiempo adicional con una pérdida pequeña de exactitud usando m directamente para calcular Hpoli en lugar de (n–1)/n. Si el tiempo lo permite y si se desea más exactitud del exponente de elevación de temperatura m2, puede ser evaluado el valor de T2 estimado, mprom puede ser calculado, y un estimado más exacto de T2 puede ser obtenido. Normalmente son suficientes tres iteraciones para converger la suposición de T2 dentro de un rango de 5°C (10°F) Detalles del Procedimiento de Iteración

Paso 1.

Paso 2.

m +

m prom

RZ hpoli

) RT r )

ƪēTēZ ƫ Pr r

Cp° DCp

m ) m2 + 1 2

T 1, P 1; T r +

T1 P , Pr + 1 Tc Tc

Use las tablas de datos para la evaluación. Paso 3. Asuma T2 (comience con 120°C (250°F) o T1, +95°C (170°F)) Paso 4. Evalue m2est T2asumido y P2 m 2est + Tr +

RZ hpoli

) RT r )

ƪēTēZ ƫ Pr

Cp° DCp

@ P 2 y T 2asumido

T 2asumido P , Pr + 2 Tc Pc

Paso 5. (mprom) 1er estimado + Paso 6.

r

T 2est + T 1

ǒ Ǔ P2 P1

m 1 ) m 2est 2

mprom est

Paso 7. Si T2est T2 asumido reevaluar m2@T2est’ por lo tanto: T r +

T 2est Tc


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Paso 8. Paso 9. Paso 10.

Paso 11.

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m 1 ) m 2 2do est 2

(m prom) 2do est + T 2 2do est + T 1

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ǒ Ǔ P2 P1

m prom 2do est

Continúe la interacción hasta que T2 converge cerca de 5 °C (10°F) para propósitos de diseño de servicio Usando el T2 resultante, calcule V2 +

ǒ Ǔ ǒǓ 1 (Z ) R 2 M P2

(T 2) y use V 2 en

ǒPP Ǔ n+ v log ǒV Ǔ log

2

1

1

2

Paso 12.

Evalue n–1 para usarlo en el cálculo de cabezal 1

Exponentes para Gases Perfectos y Relaciones a Baja Presión Para los inertes y otros gases a las condiciones en las cuales se aproximan a los gases ideales (Z 1.0), el procedimiento usado para evaluar el exponente de compresión, n, puede ser abreviado por la aplicación directa de la definición de eficiencia politrópica: h poli +

ǒk–1 Ǔ k ǒn–1 Ǔ n

Si no es necesario tanta precisión, evalúe k a las condiciones de entrada. Cabezal Politrópico El cabezal politrópico es calculado como:

ǒ

Ǔ ǒn–1n ǓȱȧǒPP21Ǔ Ȳ

gc P 1 V 1 H poli + g

n–1 n

ȳ –1ȧ + ȴ

ǒ Ǔ

ǒ

gc Z 1 R T 1 n c n–1 M

ȱ ǓȧǒPP2Ǔ Ȳ 1

n–1 n

ȳ1 ȧ Fo ȴ

–1

Este valor no incluye las pérdidas por compresión y debe ser dividido por la eficiencia politrópica para obtener la energía total de entrada por unidad de masa del gas referido para la compresión.


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La entalpía a las condiciones de P2 y T2 reales. h p2, T2 + h 1 ) F 5

5.10

ǒ Ǔ

H poli h poli donde : F 5 + 0.0098 KJńkgm (BTUń778 lb pie)

Compresión Isotérmica Muy pocos compresores del tipo comercial remueven rápidamente el calor generado por la compresión, ya que la temperatura del gas permanece constante a los aumentos o incrementos de presión. Como ejemplo están los compresores de anillo líquido, los compresores de tornillo helicoidal enfriados por una inyección de aceite, y pequeñas bombas reciprocantes de vacío. El incremento de la entalpía a lo largo de un proceso isotérmico puede ser calculado por: H isotérmico +

ǒgcgǓ ǒMRǓT

1

log

ǒ Ǔ

P2 1 P1 F o

Los datos de eficiencia para convertir este incremento de entalpía a trabajo total realizado son únicos para cada máquina y no pueden ser generalizados. Los vendedores de estos tipos especiales de compresores proveen la mejor fuente de información en cuanto a temperatura de descarga y requerimiento de potencia.

5.11

Comparación de los Valores de Eficiencia de Compresión La Figura 5 puede ser usada para convertir indistintamente eficiencias politrópicas y eficiencias isentrópicas. Cabe destacar que: hpoli (o Dh poli) H is (o Dh is) + + Energía total de compresión requerida h is h poli El valor His es típicamente de 2 a 5% más bajo que el valor de Hpoli, para idénticas condiciones de servicio, el valor de is es típicamente de 2 a 5% más bajo que el valor del poly. La selección de la eficiencia básica no tiene ningún efecto sobre la energía total de compresión requerida. Cuando se escoge el camino isotérmico como la referencia básica para expresar el rendimiento del compresor, se debe usar el valor de la eficiencia isotérmica. Este valor es típicamente de 6 a 9% más bajo que la eficiencia isentrópica, lo cual está reflejado por: Dhisotérmico < Dhisentrópico Nuevamente, esto no tiene efecto sobre los requerimientos totales de energía para la compresión.


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5.12

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Fuentes de Ineficiencia en Diferentes Tipos de Compresores Mientras más se comprenden las fuentes de ineficiencia en cada tipo de compresor, mejor se entenderán los cálculos de compresión y el análisis de los problemas más comunes relativos a rendimiento. Cada tipo de máquina tiene como ejemplo las clasificaciones principales en cuanto a pérdida de energía hidráulica y mecánica, pero el fenómeno específico de trabajo y la división entre las pérdidas mecánicas e hidráulicas difieren principalmente en cada tipo de máquina. En la Tabla 2 se resume en términos cualitativos las principales fuentes de pérdidas mecánicas e hidráulicas.

5.13

Problemas Tipo Problema 1 El problema N° 1 ilustra los cálculos para evaluar la compresión de una mezcla de C3 con trazas de otros dos hidrocarburos, etano y isobutano. La composición del gas ha sido dada en base de fracción molar. Si el hidrógeno está presente, se deben usar los valores de de Tc y Pc (46°K y 2255kPa (83°R y 327 psi) respectivamente). Si se tienen otros inertes presentes, sus propiedades también deberán ser mezcladas sobre la misma base de fracción molar para mayor simplicidad, a pesar de que algunos errores pueden ser cometidos. Se ilustran dos iteraciones, lográndose una convergencia de 2°C (3°F). Dado: W=14.5 Kg/s (115000 lb/h), T1 = 21°C (70°F), Tipo de compresor: centrífugo

P1 = 219 kPa abs (31.8 Psia) P2 = 1725 kPa abs (250 Psia) Elemento motriz: turbina a vapor

Composición de Gas Componente

Moles/m

Propiedades del Gas Fracción Molar, y

M

(1) Tc,°k

(2)

(3)

Pc. kPa abs Cp° T1

Etano

No especificado

0.01

30

306

4881

52.3

Propileno

No especificado

0.34

42

365

4599

63.2

Propano

No especificado

0.64

44

370

4254

72.8

Isobutano

No especificado

0.01

58

408

3647

95.9

Total No especificado 1.

Para convertir de °K a °R, use °R = (°K–273) 1.8 + 492


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2.

Para convertir de kPa a Psia, divida entre 6.894757

3.

Para convertir Kj/Kg °K en BTU/lb °R, divida entre 4.1868

Encontrar: Temperatura de salida, T2 y la potencia. Solución. Propiedades de la Mezcla de gases: Componente

(y) (M)

(y) (Tc)

(y) (Pc)

(y) (Cp°)

Etano Propileno Propano Isobutano

00.30

3.05

48.8

0.523

14.30

130.50

1565.1

21.480

28.20

236.90

2723.4

46.600

0.58

4.08

36.5

0.958

Mezcla Final Valor Redondeado

43.38

374.5

4373.8

69.561

43.4

375

4374

70.0

T r1 +

T1 (273 ) 21) °K + 0.786 (a las condiciones de entrada) Tc 374°K

Pr1 +

P1 219 kPa abs + 0.0501 (a las condiciones de entrada) Pc 4374 kPa abs

De la tabla 5

ǒ Ǔ

RZ + 7996.7; RT r ēZ ēT r

+ 921.0; DCp + 3.62 Pr

Z 1 + RZ + 7996.7 + 0.961 8314.3 R V1 +

RT 1Z1 + P1 M

ǒ8314.3 Ǔ ǒ294 Ǔ + 0.247 m ńkg (3.96 npie ńlb) Ǔ ǒ0.96 43.4 219 10 3

3

3

Q 1 + W x V 1 + 14.5 kgńs x 0.247 + 3.58 m3ńs (7580 pie 3ńmin)

condiciones de entrada

De la Figura 1, se obtiene que la eficiencia politrópica para un compresor centrífugo con este flujo es de hp = 0.74


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(Una reducción del 4% normalmente debe ser hecha ya que m3/s real < 3.75 y P > 1000 kPa (pie3/min real > 8000 y P > 150 psia), pero esta corrección fue omitida para este ejemplo).

m1 + *

ǒēTēZ Ǔ pr

) RT r

RZ hp

r

Cp° ) DCp

+

ǒ7996.7 Ǔ 0.74

) 921.0

(70 ) 3.62) x 10 3 (*)

+ 0.16

El factor 103 se usa dado que el calor específico está generalmente expresado en k Joul/kg°K, mientras que la constante de gas emplea. Joul/kg °k (ésto es válido sólo en unidades métricas).

1er Tanteo para T2 Estimar T2 con base a m1 T2 + T1

ǒ Ǔ P2 P1

m1

ǒ

+ 294 1725 219

Ǔ

0.16

+ 409°k + 136°C

T r + 409 + 1.09; P r + 1725 + 0.395 374 4371 De la Tabla 5

ǒ Ǔ

RZ + 7339; RT r ēZ ēT r

m 2est +

7339 0.74

+ 3504.3; Cp + 6.95 Pr

) 3504

(91.0 ) 6.95) x 10 3

+ 0.137

mprom est + 0.16 ) 0.137 + 0.148 2

ǒ

T 2est + 294 1725 219

Ǔ

0.148

+ 399°k + 126°C (10° menor por el valor de 136°C)

719°R + 259°F (18° menor por el valor asumido de 277°F) 2do. Tanteo para T2 Asuma T2 = 126°C = 399 K (259°F = 719°R) Calcule Cp° @126°C (259°F) (de la Tabla 4 A)


PDVSA


FECHA

0

MAY.96



Indice manual

Componente

Indice volumen

Cp° @126°C(1)

Indice norma

y

y Cp°(1)

(kj/kg°K) Etano

65.7

0.01

0.7

Propileno

80.0

0.34

27.2

Propano

94.2

0.64

60.3

Isobutano

124.3

0.01

1.2 89.4

(1) para convertir kj/kg°K en BTU/lb°R divida entre 4.1868 T r + 399 + 1.07 P r + 1725 + 0.394 374 4374 De la Tabla 5

ǒ Ǔ

RZ + 7264; RT r ēZ ēT r

m 2est +

ǒ7264 Ǔ 0.74

) 3852

(89.4 ) 8.37) x 10 3

+ 3852; DCp + 8.37 Pr

+ 9816 ) 3852 + 0.140 97770

m prom + 0.16 ) 0.14 + 0.15 2

ǒ

Ǔ

T 2est + 294 x 1725 219

0.150

+ 294 x (7.88) 0.150 + (294) (1.363) + 401°K + 128°C (722°R + 262°F)

2°C (3°F) por encima del valor asumido de 126°C (259°F), la exactitud es aceptable, puesto que T2 converge dentro de un rango aceptable, mprom = 0.150 Z 2 + RZ + 7264 + 0.874 8314 R V2 +

ƪ

Z 2 R T2 + 0.874 1725 P2 M Z avg +

401 ƫ + 0.039 m ńkg (0.625 pie ńlb) ƪ ƫ ƪ8314 ƫ 43.4 10 3

3

Z1 ) Z2 + 0.960 ) 0.874 + 0.917 2 2

Si P2/P1 > 3, m es recomendado para el cálculo del cabezal.

3


PDVSA


FECHA

0

MAY.96



Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Si P2/P1 es < 3, n debe ser evaluado para usarse en el cálculo del exponente n–1 n por:

ǒPP Ǔ n+ V log ǒV Ǔ

Ǔ log ǒ1725 219

2

log

1

+

Ǔ log ǒ0.274 0.039

1 2

ǒ Ǔ

ǒ

gc Z 1R T 1 1 H poli + g m M

ǒ

Ǔ

gc 1 H poli + g 0.918 x 8314 x 294 43.4 0.150

PG +

ƪǒ

Ǔ

1725 219

0.150

ƫ

–1

ǒ Ǔ

Ǔ ȱȧ Ȳ

P2 P1

ȳ –1ȧ 1 ȴ Fo

m

1 + 35.150 x 0.362 + 12724m (41800pie) 9.806

W x Hpoli x g + 14.5 x 12.724 + W + 2445 kW F 3 x h poli x gc 102 0.74

Q 2 + W x V 2 + 14.5 x 0.039 + 0566 m 3ńs (1200 pie 3ńmin) (real) Potencia Total Requerida del Compresor kW

HP

2445

3280

Pérdida en los Sellos, 25 kW (35HP)

25

35

Pérdida en los Cojinetes, 25 kW (35HP)

25

35

Pérdidas en los Engranajes

0

0

2495

3350

PG

P F=

Problema 2 Este problema muestra los cálculos para evaluar la compresión del aire. Las propiedades de los componentes de una mezcla típica de aire están ampliamente disponibles. El flujo es dado en base volumétrica real, en preferencia a flujo másico, debido a que este problema usa la curva del compresor en términos de flujo volumétrico real. Dado: Q1

=

13.2 m3/s (2899 pie3/min) real


PDVSA



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0

MAY.96


P1 Gas T1 P2

Indice manual

= = = =

Indice volumen

Indice norma

99 kPa abs. (14.4 psia) aire 32°C (90°F) 208 kPa abs. (30.2 Psia)

Calcule: Temperatura de salida T2 y potencia de embarque. Solución: Obteniéndose: hp = 0.752 (Figura 1) (Cp/Cv) P1T1 = 1.402 (Tabla 7) Z1 = 1.000 (Tabla 7) (Una reducción del 1% en la eficiencia politrópica es recomendable para bajar el balance por pérdidas en la línea, pero en este ejemplo se ha omitido dicha corrección).

ƪk–1 ƫ k

ƪ0.402 ƫ 1.402

m1 + h + + 0.381 p 0.752 1er. Tanteo para T2 Primero, estimar T2 basado en el m1 anterior. T2 + T1

ƪ ƫ P2 P1

m1

ƪ ƫ

+ 306 208 99

0.381

+ 406°k + 133°C (729°R + 269°F)

Si se desea una mayor precisión aplique el procedimiento iterativo. 2do. Tanteo para T2 Cp/Cv a 208 kPa abs (30.2 psia) y 133°C (269°F) = 1.397

ƪk–1 ƫ k

ƪ0.397 ƫ 1.397

m 2 + hp + + 0.379 0.752 m prom +

m1 ) m2 + 0.3181 ) 0.379 + 0.380 2 2

T2 = (306) (2.1) 0.380 = 405.6°K = 132.6°C (728°R = 268°F) (0.4°C (1°F)) más bajo que el valor asumido de 133°C (269°F), precisión aceptada.


PDVSA



REVISION

FECHA

0

MAY.96


V1 +

ƪ

Indice manual

Z1 R T1 P1 M

ƫ

W1 +

ƪ

ƫƪ

+ 1.000 8314 99 10 3

Indice volumen

ƫ + 0.886 m ƫ ƪ306 29

3

Indice norma

ń kg (14.1 pie 3 ń lb)

Q1 13.2 m 3ńs + + 14.9 kgńs (1985lbńmin) V1 0.886 m 3 ńkg

Para los inertes, en el cálculo del cabezal use el mismo exponente utilizado en el cálculo de T2:

ƪ ƫƪ

gc H poli + g

ZRT 1 M

ƫ

ƪ ƫ

ƪmpromƫȱȧ Ȳ 1

P2 P1

m prom

ȳ –1ȧ 1 + Fo ȴ

1 ƫ ƪ1.00 x 8314 x 306ƫ ƪ 1 ƫ ƪ(2.1) 0.38–1ƫ + (23543) (0.326) + 7675 m (25200 pie) ƪ9.806 0.38 29 PG +

ƪ

ƫ

ƪ ƫ + 1491 kW

(W) (H) x g 14.9 [7675] 1 F 3 (hp) gc 0.752 102

PF + 1491 kw (2015 Hp) ) pérdidas por fugas Potencia Total Requerida En unidades métricas PG Pérdidas en los sellos de laberintos Pérdidas en cojinetes

5.14


1491 kW

2015 HP

0 kW

0 HP

25 kW

35 HP

1516 kW

2050 HP

Programas de Computación A continuación se presentan los programas de computación disponibles para el momento en la industria: – Pro II, versión 4.01, SIMSCI Latinoamericana, c.a. – Provisión, versión 4.1, SIMSCI Latinoamericana, c.a. Estos programas son simuladores de proceso, los cuales dentro de las operaciones unitarias que manejan, poseen la subrutina compresor. Esta


PDVSA



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0

MAY.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

subrutina simula una etapa de compresión isentrópica. Las condiciones de salida y los requerimientos de potencia pueden calcularse usando la eficiencia adiabática o politrópica. El Procedimiento de cálculo usado por default es el método del GPSA Engineering Data Book. Si se desea mayor precisión en los cálculos, es decir, tomando propiedades promedio de entrada y salida en el factor de compresibilidad y el exponente politrópico o isentrópico, según sea el caso. Debe seguirse el procedimiento iterativo mostrado en los ejemplos. – INTEVEP, S.A. Dispone de 2 programas para el cálculo de compresores centrífugos y reciprocantes, los cuales se basan en el procedimiento iterativo mostrado en los ejemplos. Estos programas están ubicados en la base de cálculo Procalc.

6

NOMENCLATURA Ver capítulo PDVSA–MDP–02–K–02.


PDVSA



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7

APENDICE

Indice manual

Indice volumen

Indice norma


PDVSA


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MAY.96



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Indice volumen

Indice norma

TABLA 1A COMPARACION DE LOS METODOS DE CALCULO DE COMPRESION PARA DISEñO POR SERVICIO Método Manual o por No. computadora

1

2

3

4

Manual (1)

Manual (1)

Relación Enfriado o Pasos de de presión No enfriado Compresión y eficiencia

Cualquiera No Enfriado Isentrópico

Cualquiera Enfriado

Manual Cualquiera Diagrama de propiedades del gas

Enfriado

Manual Cualquiera Diagrama de propiedades del gas (Mollier)

Enfriado

Isentrópico

Isentrópico

Isentrópico

Exponente del Cabezal de compresión y Cálculo de HP

Fuente de Datos para el Gas

Entrada de Cálculos

Cálculos de T2

Un paso por etapa de procesos

ȱ ȳ T ȧ1 ) h ȧ Ȳ ȴ

k –1 k

Edmister

T 1 (r) k –1 k

k –1 k

Edmister

Un paso por etapa de procesos Un paso por etapa de procesos Un paso por etapa de procesos

k–1 k r –1

1

is

Gráfico

T1 )

T 2 t –T 1 h is

Gráfico

Gráfico

Cualquier fuente calificada

His = h2 – h1 Gráfico

T @ P2, S 2 + S1 His = h2 – h1

Cualquier fuente calificada

5

Manual (1) Edmister

<3

No Enfriado

politrópico


T 1 (r)mprom

n –1 n

Edmister

6

Manual (1) Edmister

>3

No Enfriado

politrópico


T 1 (r)mprom

mprom

Edmister

7

Manual (1) Edmister

Cualquiera No Enfriado

politrópico


T 1 (r) k –1 khp

k –1 kh p

Edmister

1.

Los cálculos manuales tienen opción de evaluar solamente k y m a las condiciones de entrada, para abreviar u obtener por medio de iteraciones, valores promedios reales para encontrar el valor de T2 , para una mejor precisión.

2.

Programa de eficiencia para el uso de aplicaciones de compresión para diseño de servicio


PDVSA



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MAY.96


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Indice norma

TABLA 1B APLICABILIDAD DE LOS METODOS DE CALCULO DE COMPRESION PARA DISEÑO POR SERVICIO Método N°°

1

Gases

Todos

2

Todos

3

Gases puros y mezclas muy comunes

4

Gases puros y mezclas muy comunes

5

6

7

Mezcla de hidrocarburos

Mezcla de hidrocarburos

Inertes y otros ge con Z [ 1

Tipo de Compresor para el cual el Método es Aplicable Centrífugo

Axial

Reciprocante

Alta Presión en el Tornillo Esfuerzo Helicoidal

X

X

X

X

Ligera a moderada

Rápido

Verificación sensitiva

X

(2)

Ligera (influenciado por efectividad en el enfriamiento)

Rápido

Verificación sensitiva

X

X

Buena

Rápido

Para todos los propósitos, excepto el diseño final

Rápido

Para todos los propósitos, excepto diseño final. Se requieren las guías del suplidor para el cálculo del diseño básico.

Laborioso

Requiere una precisión de moderada a buena. Usese cuando no haya acceso al computador y no se disponga de un diagrama apropiado del gas

Laborioso

Requiere una precisión de moderada a bueno. Usese cuando no haya acceso al computador y no se disponga de un diagrama apropiado del gas.

Laborioso

Se requiere precisión. Usese cuando no haya acceso al computado y no se disponga de un diagrama apropiado del gas.

X

X

X (1)

X

X

X

X

Requerido

Usos Recomendados

Moderado (influenciado por efectividad en el enfriamiento)

X

X (1)

Precisión

X

X

X

Moderado a bueno (1)

Moderada a buena (1)

Buena (1)

NOTAS: 1. La precisión es mejorada por el uso de impulsores por etapas, pero con un incremento grande en el tiempo requerido. 2. El enfriamiento de la carcaza en los compresores rotatorios remueve pequeñas cantidades de calor, por lo que la compresión puede ser asumida como, sin enfriamiento. 3. Las propiedades del gas deben ser obtenidas separadamente. 4. La eficiencia del compresor debe ser suministrada al programa.


PDVSA



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Indice norma

TABLA 2 FUENTES DE INEFICIENCIA Y PERDIDA POR FRICCION MECANICA EN DIFERENTES TIPOS DE COMPRESORES Tipo de Compresor

Fuente Importantes de Ineficiencia

Otras Fuentes Hidráulicas de Ineficiencia

Otras Pérdidas de Fricción Mecánicas

Centrífugo

Irreversibilidad en la conversión de altas velocidades a presión, al factor de fricción superficial y a la turbulencia ocasionada por los cambios de dirección y de altas velocidades del fluido.

Fugas en los laberintos de las inter– Cojinetes (2 por carcaza) y el contacto etapas; balance hidráulico del flujo de de los bujes de aceite con el tipo de reciclo; pérdida total de presión entre sello del eje. las pestañas y el rotor (en la entrada y en la voluta de descarga) debido a los cambios de velocidad, dirección y turbulencia.

Axial

Lo mismo de arriba

Fugas por tolerancias entre los extre- Cojinetes (2 por carcaza) y sellos del mos del alabe de estator y el rotor, pér- eje didas en la voluta

Reciprocantes Tipo Pistón

Irreversibilidad en la caída de presión a través de las válvulas; irreversibilidad den la re–expansión del gas comprimido dentro del espacio correspondiente del cilindro; fricción entre los anillos del pistón y el revestimiento y entre el vástago y su empaque

Por escapes de gases en el pistón; Fricción en el cigüeñal, en las crucetas fugas en la válvula. Así como el incre- y deslizamientos en los cojinetes mento de las pérdidas por decrecimiento del peso molecular

Embolo

Lo mismo que para el tipo pistón

Fugas en válvulas

Lo mismo de arriba

Diafragma

Lo mismo que para el tipo pistón

Fugas en válvulas

Lo mismo de arriba

Rotatorios Tipo Tornillo

Deslizamiento del flujo (descarga Irreversibilidad como resultado de los Cojinetes (4 por carcaza), sello del eje, a la entrada) entre los rotores y cambios de velocidad del gas de regulación de los engranajes entre cada rotor y la carcaza entrada y las cavidades de salida del rotor

Anillo Líquido

Fricción del fluido y turbulencia del Lo mismo de arriba líquido del anillo del rotor dentro de la carcaza

Cojinetes (2 por carcaza)


PDVSA


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0

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Indice norma

TABLA 3 TEMPERATURAS Y PRESIONES CRITICAS PARA SUSTANCIAS COMUNES PC KPa (3)

PUNTO DE EBULLICION NBP,5C (1)

190.6

4604

–161.5

308.3

6139

–83.9

9.2

282.4

5032

–103.7

30.1

32.3

305.4

4879

–88.6

C3H6

42.1

91.6

364.8

4613

–47.7

PROPANO

C3H8

44.1

96.7

369.8

4249

–42.1

ISOBUTILENO

C4H8

56.1

144.7

417.9

4000

–6.9

I–BUTENO

C4H8

56.1

146.4

419.6

4020

–6.3

ISOBUTANO

C4H10

58.1

135.0

408.1

3648

–11.7

N–BUTANO

C4H10

58.1

152.0

425.2

3797

–0.5

ISOPETANO

C5H12

72.1

187.2

460.4

3381

27.8

N–PENTANO

C5H12

72.1

196.5

469.7

3369

36.1

N–HEXONO

C6H14

86.2

234.2

507.4

3012

68.7

N–HEPTANO

C7H16

100.2

267.0

540.2

2736

98.4

HIDROGENO

H2

2.0

–240.0

33.2

1316

–252.8

NITROGENO

N2

28.0

–146.9

126.3

3398

–195.8

OXIGENO

O2

32.0

–118.4

154.8

5081

–183.0

MONOXIDO DE CARBONO

CO

28.0

–140.2

132.9

3499

–191.5

DIOXIDO CARBONO

CO2

44.0

31.1

304.2

7382

–78.4

SULFURO DE HIDROGENO

H2S

34.1

100.4

373.6

9008

–60.3

DIOXIDO AZUFRE

DE

SO2

64.1

157.5

430.7

7883

–10.0

TRIOXIDO AZUFRE

DE

SO3

80.1

218.3

491.4

8491

44.8

FORMULA

PESO MOLECULAR

TEMPERATURA CRITICA 5C (1)

TC 5K (2)

METANO

CH4

ACETILENO

C2H2

16.0

82.6

26.0

35.2

ETILENO

C2H4

28.1

ETANO

C2H6

PROPILENO

SUSTANCIA

DE

NOTA: 1. Para convertir de °C a °F use lo siguiente °F = 1.8 °C + 32 2. Para convertir de °k a °R multiplique por 1.8 3. Para convertir de Kpa a Psia divide entre 6.894757


PDVSA



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0

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Indice norma

TABLA 4a CAPACIDAD CALORIFICA DE UN GAS EN ESTADO IDEAL, Cp° PARA PARAFINAS Y OLEFINAS, KJ / Kmol (UNIDADES METRICAS)


PDVSA



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0

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Indice volumen

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TABLA 4b CAPACIDAD CALORIFICA DE UN GAS EN ESTADO IDEAL, Cp° PARA PARAFINAS Y OLEFINAS, KJ / Kmol °K (UNIDADES METRICAS)


PDVSA



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0

MAY.96


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Indice volumen

Indice norma

TABLA 4c CAPACIDAD CALORIFICA DE UN GAS EN ESTADO IDEAL, Cp° PARA PARAFINAS Y OLEFINAS, (Btu / lbmol °F) UNIDADES INGLESAS


PDVSA



FECHA

0

MAY.96


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Indice volumen

Indice norma

TABLA 4d CAPACIDAD CALORIFICA DE UN GAS EN ESTADO IDEAL, Cp° PARA PARAFINAS Y OLEFINAS, (Btu / Lb mol °F) UNIDADES INGLESAS


PDVSA



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0

MAY.96


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Indice volumen

Indice norma

TABLA 5a PROPIEDADES TERMODINAMICAS DE LOS GASES PARA LOS CALCULOS DE COMPRESION Y EXPANSION (UNIDADES METRICAS)


PDVSA



FECHA

0

MAY.96


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Indice volumen

Indice norma

TABLA 5a PROPIEDADES TERMODINAMICAS DE LOS GASES PARA LOS CALCULOS DE COMPRESION Y EXPANSION (UNIDADES METRICAS)


PDVSA



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0

MAY.96


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Indice volumen

Indice norma

TABLA 5b PROPIEDADES TERMODINAMICAS DE LOS GASES PARA LOS CALCULOS DE COMPRESION Y EXPANSION (UNIDADES INGLESAS)


PDVSA



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0

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TABLA 5b (cont.) PROPIEDADES TERMODINAMICAS DE LOS GASES PARA LOS CALCULOS DE COMPRESION Y EXPANSION (UNIDADES INGLESAS)


PDVSA



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0

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TABLA 6 RELACION DE CLORES ESPECIFICOS, CP / CV PARA GASES A PRESION ATMOSFERICA Componente

Formula

Temperatura °C (*)

Relacion de los Calores Especificos K = Cp /Cv

Acetaldehido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CH3CHO

30

1.14

Acido Acetico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CH3COOH

136

1.15

Acetileno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C2H2

–71

1.31

925

1.36

17

1.403

–78

1.408

–118

1.415

Aire . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Amoníaco . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

NH3

15

1.310

Argón . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Ar

15

1.668

Benceno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C6H6

90

1.10

Bromo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Br2

20–350

1.32

Dioxido de Carbono . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CO2

15

1.304

Disulfuro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CS2

100

1.21

Monóxido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CO

15

1.404

–180

1.41

Cloro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Cl2

15

1.355

Cloloformo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CHCl3

100

1.15

Cianuro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

(CN)2

15

1.256

Ciclohexano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C6H12

80

1.08

Dicloro Diflururo Metano . . . . . . . . . . . . . .

CCI2F2

25

1.139

Etano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C2H6

100

1.19

15

1.22

–82

1.28

Alcohol Etílico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C2H5OH

90

1.13

Eter . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C2H5OC2H5

35

1.086

Etileno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C2H4

100

1.18

15

1.255

–91

1.35


PDVSA



FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Componente

Indice volumen

Indice norma

Formula

Temperatura °C (*)


Helio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

He

–180

n–Hexano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C6H14

80

1.08

Hidrógeno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

H2

15

1.410

–76

1.453

–181

1.597

1.660

Brumuro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Hbr

20

1.42

Acido Clohídrido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

HCI

15

1.41

100

1.40

65

1.31

140

1.28

210

1.24

20–100

1.40

Acido Cianhídrido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

HCN

Yoduro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

HI

Sulfuro de Hidrógeno . . . . . . . . . . . . . . . . .

H2S

15

1.32

Iodo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

I2

185

1.30

Isobutana . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C4H10

19

1.68

Criptón . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Kr

360

1.67

Mercurio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Hg

300

1.16

Metano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CH4

600

1.113

300

1.16

15

1.31

–80

1.34

–115

1.41

Metil Acetato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CH3COOCH3

15

1.14

Alcohol Metílico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CH3OH

77

1.203

Metil Eter . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CH3OCH3

Metilato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CH2 (OCH3)2

6–30

1.11

13

1.06

40

1.09

Neón . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Ne

19

1.64

Oxido Nítrico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

NO

15

1.400

Nitrógeno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

N2

15

1.404

Oxido Nitroso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

N2O

–181

1.47

100

1.28


PDVSA



FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Componente

Oxigeno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Indice volumen

Formula

O2

Temperatura °C (*)

Indice norma


15

1.303

–30

1.31

–70

1.34

15

1.401

–76

1.415

–181

1.45

n–Pentano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C5H12

86

1.086

Fosforo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

P

300

1.17

Potacio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

K

850

1.77

Sodio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Na

750–920

1.68

Dioxido de Azufre . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

SO2

15

1.29

Xeón . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Xe

19

1.66

Fuente, International Critical Tables of Numerical Data: Physics, Chemistry, and Technology. NOTA: °F =

9 °C +32 5


PDVSA



REVISION

FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

TABLA 7a RELACION DE LOS CALORES ESPECIFICOS Y FACTORES DE COMPRENSIBILIDAD PARA AIRE, HIDROGENO, MONOXIDO Y VAPOR DE AGUA (UNIDADES METRICAS) ––––– Presión, kPa –––––– Temp. °C

100

1000

4000

––Relación de los calores especificos

–– Presión, kPa ––––– Temp. °C

10.000 Cp/Cv––

Aire

100

1000

4000

––Factor de compresibilidad

10 000 Z

–100

1.408

1.470

1.840

2.517

–100

0.996

0.959

0.843

0.701

–50

1.405

1.438

1.572

1.899

–50

0.999

0.985

0.941

0.881

0

1.403

1.422

1.484

1.620

0

1.000

0.995

0.983

0.971

50

1.001

1.414

1.458

1.523

50

1.000

0.999

0.998

1.010

100

1.398

1.408

1.445

1.497

100

1.000

1.000

1.005

1.023

150

1.394

1.401

1.423

1.475

150

1.000

1.003

1.011

1.031

Hidrógeno –100

1.461

1.467

1.487

1.518

–100

1001

1.007

1.028

1.078

–50

1.426

1.430

1.439

1.456

–50

1001

1.007

1.028

1073

0

1.410

1.411

1.416

1.425

0

1001

1.006

1.025

1.065

50

1.402

1.403

1.406

1.412

50

1001

1.006

1.023

1.057

100

1.399

1.399

1.401

1.406

100

1000

1.005

1.020

1.051

150

1.397

1.398

1.400

1.402

150

1000

1.005

1.019

1.046

Monóxido de carbono –100

1.410

1.476

1.713

2.448

–100

0.996

0.960

0.881

0.681

–50

1.402

1.588

1.991

1.991

–50

0.998

0.982

0.941

0.859

0

1.399

1.513

1.725

1.725

0

0.999

0.994

0.978

0.959

50

1.398

1.469

1.583

1.583

50

1000

0.999

0.998

1.010

100

1.397

1.444

1.513

1.513

100

1000

1.001

1.008

1.031

150

1.394

1.429

1.479

1.479

150

1000

1.003

1.013

1.039

Saturación

0.988

0.930

0.830

0.660

Agua Saturación

1.320

1.300

1.270

1.220


PDVSA


FECHA

0

MAY.96



Indice manual

Indice volumen

Indice norma

TABLA 7b RELACION DE LOS CALORES ESPECIFICOS Y FACTORES DE COMPRENSIBILIDAD PARA AIRE, HIDROGENO, MONOXIDO Y VAPOR DE AGUA (UNIDADES INGLESAS) Ζ

CP/CV Relación de los calores específicos

Factor de Compresibilidad Aire

Presión, Atmósferas

Presión, Atmosferas

Temp., °F –100

1 1.406

10 1.449

40 1.642

100 2.020

Temp., °F –100

1 0.998

10 0.977

40 0.908

100 0.811

0

1.404

1.427

1.512

1.680

0

0.999

0.992

0.970

0.948

100

1.402

1.417

1.463

1.550

100

1.000

0.998

0.994

0.997

200

1.399

1.408

1.441

1.499

200

1.000

1.001

1.005

1.022

300

1.394

1.401

1.424

1.463

300

1.000

1.003

1.010

1.033

Hidrógeno Presión, Atmósferas


Temp., °F –100

1 1.439

10 1.444

40* 1.458

100 1.479

Temp., °F –100

1 1.000

10 1.007

40 1.208

100 1.076

0

1.415

1.417

1.421

1.434

0

1.000

1.007

1.026

1.067

100

1.404

1.405

1.407

1.415

100

1.000

1.006

1.023

1.060

200

1.400

1.400

1.401

1.406

200

1.000

1.005

1.021

1.052

300

1.398

1.398

1.399

1.402

300

1.000

1.005

1.019

1.047

Monóxido de Carbono Presión, Atmósferas


Temp., °F 0

1 1.403

10 1.431

40* 1.517

100 1.688

Temp., °F 0

1 1.000

10 0.991

40 0.960

100 0.949

100

1.401

1.418

1.474

1.577

100

1.000

0.998

0.994

1.000

200

1.398

1.410

1.451

1.526

200

1.000

1.001

1.006

1.027

300

1.394

1.403

1.432

1.484

300

1.000

1.003

1.013

1.039

Agua Presión, Atmósferas Temp., °F Saturación

1 1.320

10 1.300

40 1.270

Presión, Atmósferas 100 1.220

Temp., °F Saturación

1 0.988

10 0.930

40 0.830

100 0.660

Valores Interpolados Fuente: Aire H2 y CO: Agua

National Bureau of Standards Circular No 564 (1955). Keenan and Keyes, Thermodynamic Properties of steam (1958).


PDVSA



FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Fig 1. EFICIENCIA POLITROPICA DE COMPRESORES CENTRIFUGOS SIN ENFRIAMIENTO

Pie3/min 10–3


PDVSA



FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Fig 2. EFICIENCIA ISENTROPICA TIPICA DE COMPRESORES RECIPROCANTES

Fig 3. EFICIENCIA MECANICA TIPICA DE COMPRESORES RECIPROCANTES

g W H is BP + g x hm c h is 102


PDVSA



FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Fig 4. a EFICIENCIA MECANICA DE UNIDADES DE ENGRANAJE HELICOIDAL A ALTA VELOCIDAD A MAXIMA CARGA

Fig.4. b CORRECCION DE LA EFICIENCIA DE UNIDADES DE ENGRANAJE PARA VELOCIDADES DE PIÑON (POR ENCIMA DE 750 KW(1000 HP)


PDVSA



FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Fig 5. CONVERSION DE BASES DE EFICIENCIA

Fig 6. CURVAS POTENCIA AL FRENO / CAPACIDAD PARA COMPRESORES RECIPROCANTES TIPICOS


PDVSA



FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma


PDVSA



FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Fig 7. TEMPERATURA ISENTROPICA DE DESCARGA, AIRE A NIVEL DEL MAR


PDVSA N °

MDP–02–K–05

0

MAY.96

REV.

FECHA

APROB.

PDVSA, 1983

TITULO

VENTILADORES

APROBADO


PAG. REV. APROB.


ESPECIALISTAS


PDVSA

VENTILADORES


FECHA

0

MAY.96


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Indice volumen

Indice norma

Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

5 CONSIDERACIONES DE DISEÑO, CLASIFICACION Y APLICACIONES 7 5.1 5.2 5.3

Clasificación de Ventiladores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ventiladores Axiales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ventiladores Centrífugos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

7 7 10

6 GUIA PARA EL DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

15

7 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

16


PDVSA

VENTILADORES


FECHA

0

MAY.96


1

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Indice volumen

Indice norma

OBJETIVO El objetivo de éste capítulo es presentar los fundamentos teóricos que permitan una comprensión de la terminología usada en ventiladores.

2

ALCANCE Este Capítulo presentan las definiciones básicas y consideraciones relevantes como una introducción general a la utilización de ventiladores en servicios de proceso de planta. Una cobertura más específica se presenta en el Manual de Diseño de Proceso (versión 1986) en Sección 8G “Hornos” (Sistemas de Tiro Forzado).

3

REFERENCIAS Prácticas de Diseño (versión 1986). Vol. IV, Sección 8 Vol. VI, Sección 9 Vol. VII, Sección 11

“Hornos: Sistemas de Tiro Forzado” “intercambiadores de Calor Enfriados por Aire” “Compresores”

Manual de Ingeniería de Diseño Vol. 8

“Intercambiadores de Calor”; Especificación de Ingeniería PDVSA–EF–202–R “Torres de Enfriamiento de Tipo Inducido (No combustible)”. Vol.14 “Equipos Rotativos”; Especificación de Ingeniería PDVSA–GB–201–R “Compresores Centrífugos”. Vol.14 “Equipos Rotativos”; Especificación de Ingeniería PDVSA–GB–205 “Ventiladores Centrífugos”. Otras Referencias API Standard 661, Air Cooled Heat Exchanger for General Refinery Services. Kenny, R.S., “Fans and Blowers”, Machine Design, March 14, 1968. Hichs, T., “Power’s Handbook on Fans”, Power Magazine (McGraw–Hill), Oct. 1951. Ludwig, E. E., “Applied Process Design for Chemical and Petrochemical Plants”, Volume 5, Gulf Publishing Company, 1983. Baumeister, T., “Marks Mechanical Engineers’ Handbook”, 9th ed, Subsection on Centrifugal and Axial Fans, Mc Graw–Hill, 1967. Osborne W.C., “The selection and use of fans”, Oxford University Press, 1979 ASHRAE Guide and Data Book, 1979 Equipment Volume, American Society of Heating, Refrigerating and Air–Conditioning Engineers, Inc.


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VENTILADORES


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4

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Indice volumen

Indice norma

DEFINICIONES La nomenclatura y definiciones aqui presentadas son aquellas usadas convencionalmente en el campo de la ingeniería de ventiladores. Ellas son algo diferente de los símbolos y definiciones aplicados comúnmente a los servicios de compresión y al diseño de la planta de proceso, y aquí se presentan como una referencia conveniente para el diseñador del proceso. Ventiladores Los ventiladores son máquinas diseñados para mover grandes volúmenes de flujo a baja presión. Ellos emplean un tipo de impulsor con un rango de velocidades de 20 a 180 m/s (70 a 600 pie/s), muchos modelos están limitados a 60 a 75 m/s (200 a 250 pie/s). Los compresores centrífugos, en contraste, generalmente operan a un máximo de 200 a 300 m/s (700 a 1000 pie/s). La diferencia entre ventiladores y compresores es arbitraria y ha sido colocada en un incremento de densidad del 7% por las pruebas de las normas ASME correspondiente a una relación de presión de 1.1 o a un aumento de presión atmosférica de 10 kPa (40 pulg. agua). El término general “soplador” es a menudo usado como sinónimo de “ventilador” o compresores de baja presión de varias clases. Sin embargo, “soplador” no tiene una definición explícita y se debería evitar su uso. Presión La presión desarrollada en ventiladores procede de dos fuentes: La fuerza centrifuga debida a la rotación de un volumen encerrado de gas o aire y la velocidad impartida al aire o el gas por las aletas. La fuerza centrifuga desarrollada por el rotor produce una compresión del aire o el gas que se denomina presión estática; La velocidad impartida por las aletas del ventilador es convertida parcialmente en presión por la caja del ventilador, en forma espiral o caracol. La Presión Total de operación Pt en un punto cualquiera, es la suma de la presión estática más la presión de velocidad; esto puede ser escrito de acuerdo a la ecuación Ver Figura 1. Pt = Ps + Pv

Ec.(1)

La presión total de un ventilador, PTV el aumento de la presión total desde la entrada del ventilador a la salida. Es medida por la lectura del diferencial entre las caras de los tubos de impacto del gas que fluye por la entrada del ventilador y que descarga por lo ductos (por los lados). Para un ventilador de aire atmosférico, manual, sin ducto de entrada, la presión total en el lado de entrada, Pt, es cero (manométrica) y Pt en el lado de la descarga es igual al PTV. La presión total de un ventilador, como el cabezal de un compresor, es la medida del incremento de energía impartida por el ventilador al gas que fluye, pero por unidad de volumen como base en vez de ser por unidad de masa.


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VENTILADORES


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Indice volumen

Indice norma

La presión de velocidad de un ventilador, PVV, es la presión debida al promedio de velocidad a través de la salida del ventilador, Vm. PVV = F7 ρ (Vm)2

Ec.(2)

donde:

PVV = Presión de Velocidad de un Ventilador r=

Densidad del gas en la salida del ventilador

Vm = Q/A (m/p)



kPa

pulg H2O

kg/m3

lb/pie 3

m/s

pie/min

Q=

Velocidad de flujo volumétrico real a las condiciones de salida

m3/s

pie3/min

A=

Area transversal a la salida del ventilador

m2

pie2

F7 =

Factor cuyo valor depende de las unidades usadas

5x10–4

1/1.203x10 6

Para aire a “condiciones estándar” 20°C (70°F), ρ = 1.2014 kg/m3 (0.075 lb/pie3) y PVV = 6.007 x 10–4 Vm2 (PVV = (Vm/4005))2 El PVV está indicado por la lectura diferencial entre un tubo de impacto encarando la dirección del flujo del aire a la entrada del ventilador y la lectura estática normal del flujo de aire en la salida del ventilador. La presión estática de un ventilador, PEV, es la diferencia entre la presión total y la velocidad de presión del ventilador. La presión estática es indicada por la lectura diferencial del tubo de impacto encarando la dirección del aire en la entrada del ventilador, y la lectura estática normal al flujo de aire en la salida del ventilador. La magnitud de ésta presión estática desarrollada depende de la razón de la velocidad del aire que sale de las puntas de las aletas a la velocidad del aire que entra al ventilador en la base de las aspas. Por consiguiente, cuando más largas son las aletas, tanto mayor será la presión estática desarrollada por el ventilador. Densidad La Densidad del Aire a Condiciones Estandar es 1.2014 kg/m3 (0.075 lb/pie3) correspondiente a una temperatura ambiente de 20°C (70°F) y a una presión ambiente de 101.325 kPa (14.7 psia). La densidad del aire puede ser evaluada en términos de condiciones ambientales por:


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0

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VENTILADORES


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ò+

ρ

= Densidad del aire

PB

= Presión barométrica

T

= Temperatura

F8

=

Indice volumen

Indice norma

F 8P B T

Ec. (3)




kg/m3

lb/pie3

kPa

pulg Hg

°k

°R

3.492

1.325

La densidad a condiciones estándar del gas combustible es 1.252 kg/m3 (0.078 lb/pie3), correspondiendo a las mismas condiciones estándar (20°C y 101.325 kPa (70°F y 14.7 psia)) y M = 30.2. Las correcciones deben realizarse para convertir la densidad estándar a densidad a temperatura y presión particular. Otros Términos: La unidad de presión es un kilopascal (una columna de una pulgada agua (densidad de agua 62.4 lb/pie3)). El volumen (flujo) manejado por un ventilador es el número de metros cúbicos de aire por segundo (pie cúbicos de aire por minuto) expresado a las condiciones de salida del ventilador. El área de salida del ventilador, es el área interior de la abertura a la salida del ventilador, en metros cuadrado (en pies cuadrado). La potencia de salida del ventilador es la potencia suministrada a la corriente de aire y es llamado caballaje de potencia del aire. Esta está basada en el volumen manejado por el ventilador y la presión total del ventilador. Pa = F9 Pt Q

(Ec.(4)

donde:

Pa =

Caballaje de potencia condiciones estándar

de

aire

a

F9 =


Pt=

Presión total



kW

Hp

1

1.57 x 10–4

kPa

pulg H2O

El caballaje de potencia para gases diferentes al aire o para aire por debajo de condiciones no estándar es obtenido por la multiplicación de valores cercanos a


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la relación de la densidad real con la densidad del aire estándar 1.2014 kg/m3 (0.075 lb/pie3). Potencia de la Presión Estática – En algunos servicios de ventiladores, la presión de velocidad es malgastada (es decir, no es convertida especialmente) y solamente la presión estática es utilizada. La presión estática, Ps, puede ser sustituida por Pt para obtener la potencia de la presión estática. La potencia de entrada para un ventilador, es la potencia entregada en el eje del ventilador. Eficiencia Mecánica de un Ventilador, es la relación entre la potencia de salida y la potencia de entrada. Eficiencia Estática de un Ventilador es la eficiencia mecánica multiplicada por la relación de presión estática a presión total. es +

em P s Pt

del aire + PF, KWńHP + Potencia e m

Ec. (5)

Potencia de la presión Estática es

Ec. (6)

Velocidades Específicas de Ventiladores – El rendimiento característico de los ventiladores axiales y centrífugos son convenientemente anulados, predichos y comparados con el uso del parámetro de “velocidad específica del ventilador”, el cual caracteriza el uso del impulsor. La velocidad específica es la velocidad en rev/s a la cual se podría operar un ventilador si se redujera proporcionalmente en tamaño para entregar 1 m3/s contra una presión estática de 1 kPa (es la velocidad en rpm a la cual se podría operar un ventilador si se redujera proporcionalmente en tamaño para entregar 1 pie3/min contra una presión estática de 1 pulg de H2O):

ǒ Ǔ

1ń2 ò Ns + N Q (P s) 3ń4 F 10

0.75

Ec. (7)

donde:

Ns=

Velocidad específica

F10=




rev/s

rpm

1.2014

0.075

Diámetro Específico es el diámetro de un ventilador requerido para entregar 1 m3/s de aire a condiciones estándar (1.2014 kg/m3) contra una presión estáticas


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de 1 kPa dada la velocidad específica (diámetro de un ventilador requerido para entregar 1 pie3/min de aire a condiciones estándar (0.075 lb/pie3) contra una presión estática de 1 pulg de H2O dada la velocidad específica).

5

CONSIDERACIONES DE DISEÑO, CLASIFICACION Y APLICACIONES 5.1

Clasificación de Ventiladores Los ventiladores son clasificados en dos tipos generales: axiales (donde el aire o el gas se mueve paralelo al eje de rotación) y centrífugos (el aire o el gas se mueve perpendicular al eje). Flujo Axial: 1.

Ventiladores de hélice (o propela): Usado para mover grandes cantidades de aire y baja presión estática. Comunmente usado para ventilación en general. Se clasifican de acuerdo al tipo de propela usada: de disco usada para el movimiento de aire limpio donde no hay ducto; y de tubo axial diseñados para mover el aire en un amplio rango de volúmenes a presión media.

2.

Ventiladores con aletas de guía Diseñados para mover aire o gases en un amplio rango de volúmenes y presiones. Construido con un diseño aerodinámico se logran desarrollar altas presiones.

Flujo Centrífugo Se construyen de dos tipos generales: de paletas rectas o placas de acero, de hojas curvas hacia adelante y de hojas curvas hacia atrás.

5.2

Ventiladores Axiales 1.

Ventilador de Hélice – Aplicaciones – Los ventiladores de hélice utilizan álabes largos sobre pequeños pernos para mover grandes volúmenes, a presiones en el rango de 0 a 0.25 kPa (0 a 1 pulg de agua). Ellos normalmente están colocados dentro de un orificio o abertura, especialmente perfilado, pero con poco o sin ningún canal en ambos lados. Los extractores de pared o techo (como “ventiladores de ático”) y ventiladores de pared son ejemplos de género sencillo y de baja potencia. Las torres de enfriamiento y ventiladores de intercambiadores de calor enfriados por aire son ejemplos de géneros mecanizados de alta potencia.

2.

Eficiencia – La eficiencia puede ser tan baja como de 10 a 20% para orificios de diseño rústico. Las hojas anchas del tipo de ventiladores doméstico tienden a ser silenciosas pero de baja eficiencia. Los álabes angostos son más eficientes pero producen mayor ruido.


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La eficiencia estática de los ventiladores de hélice de álabes largos, típicamente es de 30 a 35%. Las velocidades de rotación están limitadas a 60 m/s (200 pie/s) para limitar la generación de ruido. El promedio de la velocidad a través del área del ventilador esta en el rango de 6 a 13 m/s (1200 a 2500 pie/min). Para una buena distribución del flujo de aire en los intercambiadores de calor enfriados por aire, el diámetro del ventilador es seleccionado de manera tal que el área del ventilador sea mayor del 40% del área base total del banco de tubo. La eficiencia es típicamente 20% más baja que para el tipo de tubo axial si la abertura parcial (u orificio) es diseñada para transición de flujo lento. 3.

Diseño de Orificio – El orificio o apertura en el cual un ventilador de hélice “parcialmente sellado” es colocado afecta significativamente el funcionamiento del ventilador. Los tipos más comunes de orificios son los ilustrados en la Fig. 2 debido a que el diseño del orificio y la posición del ventilador influyen significativamente en el funcionamiento. Las clasificaciones de los fabricantes de ventiladores están basadas en orificios de tipos y dimensiones específicas. Los factores en la configuración del orificio que afectan el funcionamiento del ventilador son: a.

Tolerancia para Tipos de Hojas 1.5 a 2% (tolerancias diametral sobre el diámetro del ventilador) típicamente es el nivel óptimo, comprometiendo alta eficiencia con fabricación práctica. API estándar 661 específica 0.5% o 13 mm (1/2 pulg), el que sea más grande.

b.

Profundidad Axial del Orificio – Un radio de bocina del 10% el diámetro del ventilador sobre el lado de salida optimiza la eficiencia estática y acorta la profundidad.

c.

Posición del Ventilador – La proyección de la profundidad axial de los álabes del ventilador más alta del lado de la descarga del orificio, debe ser alrededor de 1/3 del total de la profundidad del álabe, para así lograr un mejor modelo de la curva de capacidad de presión y eficiencia.

d.

Tipos de Orificios – De los tres tipos comunes, de borde afilado, bocina y cilíndrico, la bocina tiene las formas de las curvas de presión estática más pequeña. Los orificios más simples y baratos son los de borde afilado.

Torres de Enfriamiento y Ventiladores de Intercambiadores de Calor, Enfriados por Aire. Los ventiladores de hélice de baja velocidad emplean un número pequeño de álabes largos y delgados usados para pasar el aire enfriado a través de las torres de enfriamiento e intercambiadores de calor enfriados por aire. Los ventiladores comúnmente son usados para inducir el tiro en las torres de


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enfriamiento (es decir, en el tope del dibujo de las torres de aire ascendente) y para el tiro forzado en intercambiadores de calor (es decir, debajo del banco de tubo soplando hacia arriba). El aumento de presión estática para esos servicios típicamente está cerca de 0.12 kPa (0.5 pulg de agua). En unidades de torres de enfriamiento, los motores horizontales y accionadores de engranaje de ángulo recto usualmente son usados en grandes sistemas de ejes acoplados para conveniencia del montaje del motor. En unidades de intercambiadores del calor, los accionadores de correas son los más usados. Para torres de enfriamiento se utilizan de 4 a 8 álabes con un diámetro de rotor de 6 a 8.5 m (20 a 28 pie) (largo de la torre). Los motores de dos velocidades comúnmente son usados para un mejor control. El rendimiento puede ser ajustado manualmente cambiando el ángulo del álabe. La clasificación de potencia para torres grandes, típicamente es de 75 a 150 kW (100 a 200 HP) (0.18 a 0.20 kW por dm3/s capacidad de agua (15 a 20 HP por 1000 gpm de capacidad de agua)). Los álabes son construídos de aluminio o de fibras de vidrio reforzados para que resistan la corrosión. Los ventiladores de intercambiadores de calor enfriados por aire tienen de 4 a 12 álabes, los de 6 son los más comunes. El rango de diámetros de rotores va desde 1.2 a 5.5 m (4 a 18 pie) siendo los de 2.5 a 4.5 m (8 a 14 pie) los más construidos. La clasificación de la potencia típicamente es de 7.5 a 30 kW (10 a 40 HP) por ventilador. Los álabes de ventiladores de paso variable, accionadores de dos velocidades y rejilla de ventilación ajustable son usados como control. Los detalles en la selección del modo de controlar se incluyen en las Prácticas de Diseño (versión 1986) Vol. V Secc. 9I, “Intercambiadores de Calor Enfriados por Aire”. Axial versus Centrífugos – Los ventiladores axiales tienden a ser menos costosos en el rango elevado de alto voltaje y baja presión. El tipo de ventilador axial con salidas cercanas y aletas de estator tienen el mismo nivel de eficiencia que los ventiladores centrífugos, pero otros tipos axiales tienen menos eficiencia. Los ventiladores centrífugos generalmente son más fáciles de controlar, silenciosos, resistentes y versátiles que los axiales y tienen más aplicación para hornos de corrientes forzadas y servicios de procesos generales de plantas. Los axiales siempre se usan para torres de enfriamiento e intercambiadores de calor enfriados por aire, y son comunes en servicios de ventilación industrial. Los axiales tienden a ser más ruidosos que los centrífugos, especialmente para las presiones superiores a 1.3 kPa (5 pulg de agua). Aleta de Guía Axial y Tubo Axial – Estos tipos de ventiladores son diseñados para instalaciones interiores en conductos redondos, usando un caudal de corriente anular alrededor del rotor. Las aletas de guía axial emplean aletas de estator para dirigir el aire aguas arriba y/o aguas abajo del rotor a ángulos seleccionados para mayor eficiencia. Las aletas de guía axial adquieren eficiencias de 40 a 65% contra presiones de 0.12 a 1.5 kPa (0.5 a 6 pulg de agua).


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Aletas axiales especiales de alto funcionamiento son diseñadas para presiones de 4 a 16 kPa (16 a 65 pulg de agua), algunas veces multietapas. Los tubos axiales usan rotores de soporte propulsores de gran potencia con aumento a 8 hojas anchas, pero no tienen aletas estacionarias. La presión estática máxima es de 0.6 a 0.7 kPa (2.5 a 3 pulg de agua). La eficiencia es de 35 a 55%.

5.3

Ventiladores Centrífugos Aplicaciones – Los ventiladores centrífugos son aplicados en calderas y en servicio de calentadores de tiro forzado y servicio de recirculación de gas caliente, sistemas limpiadores de polvo y en equipos y construcción de sistemas de ventilación. Comparación General de Tipos de Ventiladores – Los ventiladores centrífugos son rutinariamente aplicados para incrementar la presión a unos 10 kPa (40 pulg de agua), existen modelos especiales a 22.5 kPa (90 pulg de agua). El bastidor es fabricado de láminas planas y curvas. Los impulsores de los ventiladores centrífugos están construidos en tres tipos principales de impulsores, caracterizados por la orientación del extremo de los álabes del impulsor: extremo inclinado hacia atrás, extremo radial y extremo inclinado hacia adelante. El ángulo del extremo (final de la descarga; el final de la entrada del álabe es llamado base) relativo para la dirección de rotación es el factor más importante que determina el rendimiento y otras características. Algunas otras variaciones, tienen menor efecto sobre las características de los ventiladores. Las características generales de los tres tipos pueden compararse tal como se muestra en la siguiente tabla. CARACTERISTICAS RELATIVAS DE VENTILADORES CENTRIFUGOS Características

Extremos Inclinados Hacia Atrás

Extremo Radial

Extremo Inclinado Hacia Adelante

Costos Iniciales

Alto

Mediano

Bajo

Eficiencia

Alto

Mediano

Bajo

Bueno

Bueno

Pobre*

Estabilidad de operación Requerimiento Espacio

de

Mediano

Mediano

Pequeño

Requerimiento Velocidad en Extremos

de los

Alto

Mediano

Bajo

Resistencia a la Abrasión

Mediano

Bueno

Pobre

Habilidad para Manejar Materiales Viscosos

Mediano

Bueno

Pobre


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Características

Extremos Inclinados Hacia Atrás

Extremo Radial

Extremo Inclinado Hacia Adelante

Adecuado para Corrosión/ Revestimiento resistente a la Erosión

Mediano

Alto

Pobre

Adecuado Aplicación de Temperaturas

Regular

Alto

Bueno

Cerrada

Largo

Mediano

Bajo

Alto

Más bajo

para Altas

Intersticio de Sólida Generación de Ruido

Las propiedades de los impulsores típicos de estos tipos comunes son los siguientes: * Puede ser estable con controles propios y sistemas de diseño. Tipo de Impulsor

Relación diámetro de entrada diámetro de la rueda

Relación ancho al diámetro

Extremo inclinado hacia atrás

0.75

0.26

Extremo radial (curvo hacia adelante hasta la base)

0.78

0.35

0.50 – 070

0.38 – 048

0.88

0.55

Extremo radial (plano) Extremo adelante

inclinado

hacia

Número de Alabes – El número de álabes en un impulsor de un ventilador centrífugo es seleccionado por el diseñador del ventilador de acuerdo a varios factores óptimos: 1.

Un gran número de álabes minimiza del deslizamiento, por tanto incrementa el aumento de presión y capacidad.

2.

Un gran número de álabes provee una estructura altamente rígida (impulsor cerrado).

3.

Un pequeño número de álabes minimiza el costo de manufactura de unidades de pequeña capacidad.

El número típico de álabes de impulsores es como sigue: Ver Fig. 3 para las formas de las curvas de rendimiento típico, para cada uno de estos tipos.


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Tipo de Impulsores

Número de Alabes

Extremo Curvado hacia atrás, álabe de espesor delgado

12 a 16

Extremo curvado hacia atrás, álabe de forma aerodinámica

8 a 12

Extremo radial, tipo de alta presión

10 a 24

Extremo radial, tipo escape

5 a 10

Extremo inclinado hacia adelante

32 a 64

Alabe de Extremo Inclinados hacia Atrás 1.

Los tipos más comunes son los de servicio de tiro forzado

2.

Los tipos de mayor eficiencia, del 65 al 80% con álabes delgados, del 80 al 90% tienen álabes aerodinámicos. La curva de requerimiento de potencia con un máximo, por lo tanto no se sobrecargará a alto flujo y baja presión.

3.

La curva de presión tiene una gradual declinación de presión en el lado de baja presión del punto pico de presión.

4.

Variedades de álabes: álabes curvos, planos y de superficie aerodinámica

5.

Se requieren velocidades mayores para otros tipos de ventiladores centrífugos, para las mismas condiciones de servicio.

6.

Una alta proporción de la presión desarrollada, está en forma de presión estática.

Alabe de Extremo Radial 1.

Es el tipo más común para servicios de inducido en la succión.

2.

Es usado en servicios de sólidos aerotrasportados e impuros.

3.

Usados en largos períodos de trabajo.

4.

Son álabes protegidos contra erosión y corrosión.

5.

La eficiencia está en un rango entre 50% y 70% con un 20% típico de presión desarrollada como velocidad.

6.

Los requerimientos de potencia se incrementan continuamente a medida que el flujo aumenta.

7.

Los tipos radiales con curvaturas hacia adelante permiten mejor eficiencia, álabes más cortos y mayores velocidades.


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Alabes de Extremo Inclinado hacia Adelante 1.

Escasamente usados en servicios de procesos.

2.

Comúnmente se usan en calentamiento residencial y sistemas de aire acondicionado.

3.

“Jaula de Ardilla” construcción con gran número de álabes bajos.

4.

Requerimientos de baja velocidad lo que permite bajo nivel de ruido.

5.

Eficiencia de 55 a 75%.

6.

Tiene una penetración en la curva de presión sobre el lado de baja presión del punto pico de presión.

7.

La curva de potencia se incrementa severamente a medida que el flujo aumenta requiriendo cuidadosa selección del accionador y del sistema de control.

8.

Limitado a servicios de limpieza.

9.

Su funcionamiento generalmente no es estable a velocidades del impulsor superiores a 20 m/s (65 pie/s).

10. Su capacidad de desarrollo es 10 veces mejor que la de un ventilador axial a la misma velocidad. Ventiladores para Servicios a Altas Temperaturas – Los modelos de ventiladores centrífugos están disponibles para temperaturas de gases hasta 540°C (1000°F), para servicios con tiro de combustión inducida y recirculación de gases calientes. Los impulsores para circulación de aire están colocados en el eje entre la carcaza y los cojinetes, a fin de proteger los cojinetes y el acoplamiento de altas temperaturas. Los cojinetes lubricados con sistemas de circulación de aceite se utilizan en estos casos. La velocidad empleada por el diseñador del ventilador para servicios a altas temperaturas es menor que las velocidades usadas para servicios a temperatura ambiente, típicamente hasta un 96% máximo a 230°C (450°F) y 75% a 425°C (800°F). Los impulsores radiales son usados normalmente de tal forma que la altura requerida puede ser obtenida con un mínimo de velocidad. Se deberá consultar con los especialistas en maquinaria cuando se consideren aplicaciones específicas.

5.4

Sopladores de Presión Una clase de pequeños ventiladores centrífugos de alta presión existen entre el rango normal 10 kPa (40 pulg de agua) y el bajo extremo de los compresores centrífugos de alta resistencia (r = 1.3). Estas máquinas son llamadas ventiladores de presión, turbo–sopladores y sopladores centrífugos. Máquinas de esta clase


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producen presión hasta de 22.5 kPa (90 pulg de agua) para flujos de alrededor de 1.4 m3/s (3000 pie3/min). Normalmente son usados impulsores radiales especialmente diseñados para altas velocidades. Algunos modelos emplean multietapa. Los servicios en este rango requieren de especificaciones individuales, ya que las especificaciones estandarizadas no están disponibles.

5.5

Servicios en Hornos de Tiro Forzado Ver Prácticas de Diseño (versión 1986) Sección 8G “Hornos, en Sistemas de Tiro Forzado”.

5.6

Control de Ventiladores Centrífugos Los métodos comunes de control de los ventiladores centrífugos (el primero de los tres es disponible para operación manual o automática) aplicados en servicios de procesos de planta son los siguientes: Guías Móviles en los Alabes de Entrada estas son posicionadas para responder a la señal de control por la variación del ángulo de prerotación del gas de entrada y por lo tanto, de la variación de cantidades de trabajo del ventilador para poder convertirla en presión. Este método es eficiente pero requiere de equipos más costosos que los reguladores. La potencia consumida con el control de los álabes internos hasta un 75% del flujo normal es alrededor del 75% de la normal, contra casi el 90% de la normal con los reguladores de salida. Este método de control es recomendado para calentadores accionados por motor y ventiladores de calderas. Los reguladores de los orificios del flujo de gas, (cualquiera de los dos, ya sea en la entrada o salida del ventilador) se utilizan para variar la curva de resistencia del sistema, y por lo tanto, mueven el punto de operación a lo largo de la curva presión/flujo del ventilador. Este método malgasta la potencia a bajo flujo, pero utiliza equipos de bajo costo. Los Impulsores de las Turbinas a Vapor con Velocidades Variable – mueven las curvas presión/flujo hacia arriba y abajo por las leyes de los ventiladores, a fin de ajustar el flujo. Este método es eficiente pero requiere que la turbina a vapor sea lo más económicamente seleccionada y requiere un regulador más costoso que el normalmente suministrado con la turbina a vapor, de propósitos generales. La capacidad de presión a la descarga del ventilador, decrece a medida que la velocidad es reducida, y esto no es conveniente en algunos servicios de ventiladores. El control de las velocidades variables puede venir acompañado con motores de velocidad variables o motores de velocidad constante con acoplamiento de fluido o acoplamiento magnético. Estos son escasamente usados debido al incremento en costo de equipos y mantenimiento. La transmisión por correas en V permiten un ajuste en el rendimiento del ventilador, por medio de un cambio manual en las poleas. Este método de las


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correas es ampliamente aplicado para ventiladores de grandes diámetros con velocidades por debajo del nivel de velocidades de un motor de 6 polos (16 a 19 rev/s (960 a 1150 rpm)), para tamaño de accionadores por encima a 115 kW (150 HP) y para servicios generales. Estos comúnmente se usan en ventiladores de intercambiadores enfriado con aire. La transmisión por correas en V puede ser utilizada en conjunción con las guías de los álabes y reguladores. Los cambios del rendimiento resultan de los ajustes en las velocidades, y podrían estimarse si se utilizan los álabes de los ventiladores Ver Prácticas de Diseño (versión 1986) Sección 11E “Compresores Centrífugos”. Requerimientos para el Diseño y Construcción de Ventiladores Centrífugos Para servicios donde la unidad funciona largos períodos, menores de 8000 horas, los especialistas en maquinarias dan asistencia para determinar la excepciones que deben tomarse para minimizar costos en equipos. Hornos de reformación catalítica y calderas a vapor con ventiladores de tiro forzado algunas veces requieren menos de 8000 horas de funcionamiento continuo y en consecuencia permite el uso de ventiladores de propósito general.

5.7

Curvas de Rendimiento de los Ventiladores La Figura 3 presenta curvas de rendimiento típicas de varios tipos de ventiladores comunmente usados.

6

GUIA PARA EL DISEÑO Ver PDVSA–MDP–02–K–02 para los procedimientos a ser seguidos para servicios de compresores generales. Alguno de los pasos pueden ser omitidos para el diseño de servicio de ventiladores. Ver Prácticas de Diseño, (versión 1986) Vol.V, Sec. 9 para procedimientos de diseño de intercambiadores. Ver Prácticas de Diseño, (versión 1986) Vol.IV, Sec. 8 para procedimientos de diseño de servicio de ventiladores de tiro forzado de hornos. Para otros tipos y servicios de ventiladores, consultar con especialistas en maquinarias.


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NOMENCLATURA En unidades métricas


m2

pie2

A=

Area transversal a la salida del ventilador

em =

Eficiencia mecánica

adim.

adim.

es =

Eficiencia estática

adim.

adim.

N=

Velocidad

rev/s

rpm

Fi =

Factor cuyo valor depende de las unidades usadas (ver tabla al final)

Pa =

Potencia del aire

kW

HP

PB =

Presión barométrica

kPa

pulg de Hg

Ps =

Presión estática del caudal

kPa

pulg de agua

Pt =

Presión total del caudal

kPa

pulg de agua

Pv =

Presión del caudal de velocidad

kPa

pulg de agua

kPa

pulg de agua

kW

HP

PVT = Aumento de la presión total del ventilador

kPa

pulg de agua

Aumento de la presión de velocidad de un ventilador

kPa

pulg de agua

Q=

Flujo a la descarga

m3/s

pie3/min

T=

Temperatura

°k

°R

m/s

pie/min

kg/m3

lb/pie 3

PEV = PF =

PVV =

Vm = ρ=

Aumento de ventilador

la

presión

estática

de

Potencia al freno

Velocidad promedio de flujo Densidad

Factores cuyo valor depende de las unidades usadas En unidades métricas


F7= Ec.(2)

5 x 10–4

1/11.20 3 x 10–6

F8 = Ec. (3)

3.492

1.325

F9= Ec. (4)

1

1.57 x 10–4

1.2014

0.075

F10 = Ec. (7)


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Fig 1. METODOS PARA MEDIR PRESIONES EN UN DUCTO DE AIRE

Nota: Presión kPa (Pulg. de H2O)


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Fig 2. ORIFICIOS PARCIALES EN CARCAZA DE VENTILADORES AXIALES


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Fig 3. CURVAS DE RENDIMIENTO TIPICO DE VENTILADORES COMUNMENTE USADOS

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PDVSA N °

MDP–02–J–01

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NOV.97

REV.

FECHA

APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

EYECTORES

APROBADO


L.R.

PAG. REV. APROB.

F.C. APROB. APROB. FECHA NOV.97

ESPECIALISTAS


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EYECTORES

PDVSA MDP–02–J–01 REVISION

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Indice 1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 ANTECEDENTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3


4

6 PROCEDIMIENTO DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

10

7 INFORMACION REQUERIDA PARA LA ESPECIFICACION . . . . .

14

8 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO EYECTORES

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ALCANCE Este Documento cubre el diseño y los requerimientos de Servicios en eyectores, con algunos antecedentes pertenecientes a la selección de equipos. Debido a que la mayoría de las aplicaciones usan vapor de agua como fluido motriz del eyector, los eyectores con chorro de vapor de agua son cubiertas en mayor detalle.

2

REFERENCIAS PDVSA SN–252, MID, Vol. 16

“Control de Ruido en Equipos”ó

OTRAS REFERENCIAS Gibbs, C.W., ed., “Compressed Air and Gas Data”, Ingersoll Rand Company, 1969. Scheel, L.F., “Gas and Air Compressor Machinery”, McGraw Hill Book Company, 1961. Ludwig, E.E., “Applied Process Design for Chemical and Petrochemical Plants”, Vol. III, Gulf Publishing Company, 1994. Frumerman, R., “Steam Jet Ejectors”, Chemical Engineering, June, 1956. Power, R.B., “How To Specify, Evaluate and Operate Steam–Jet–Air Ejectors”, Hydrocarbon Processing and Petroleum Refiner, February 1964, Vol. 43, No. 2, pp. 121 to 126; March 1964, Vol. 43 No. 3, pp. 138 to 142; April 1964, Vol. 43 No. 4, pp. 149 to 152. Newman, E.F., “How to Specify Steam–Jet Ejectors”, Chemical Engineering, April 10, 1967, pp. 203 to 208. “Standards for Steam Jet Ejectors”, Heat Exchange Institute, New York, 1956. Perry’s Chemical Eng. (Handbook, Seventh Edition, 19977. Maxwell Data Book on Hydrocarbons, Applications to Process Engineering.

3

ANTECEDENTES Los eyectores son dispositivos para elevar la presión de líquidos o vapores, los cuales operan por el arrastre del fluido que se desea bombear por un chorro a alta velocidad de un fluido motriz, el cual está a mayor presión. (Ver Figura 1 para observar la sección transversal de un eyector). Los eyectores no tienen partes movibles, pero son mucho menos eficiente que bombas y compresores mecánicos y por lo tanto son aplicados solamente donde hay grandes cantidades de vapor motriz de baja presión o gas comprimido disponible a bajo costo. Debido a que ellos pueden manejar grandes cantidades de flujo a las bajas presiones requeridas, éstos son comúnmente usados en torres de destilación al vacío y


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condensadores de superficie de vapor de agua, para comprimir vapores los cuales no son condensables a las temperaturas disponibles de agua de enfriamiento, a las presiones que pueden ser condensados o venteados del sistema de vacío. Los eyectores para condensadores de descarga del vapor de agua de turbinas, son normalmente diseñados y suplidos por el suplidor del condensador y no requiere Especificaciones de Diseño detalladas. La información en este documento puede ser usada para estimados de servicios y para evaluaciones de sistemas de eyectores diseñados por suplidores de condensadores.

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DEFINICIONES Compresor Término (Termocompresor) Un eyector que opera con presión de succión por encima de la atmosférica, y usualmente con una relación de compresión menor que 2 (flujo sub–crítico). Eyectores de Relevo Eyectores utilizados para las etapas con alto volumen o baja presión de un sistema de multietapa, hasta un nivel de presión donde los condensadores son efectivos a la temperatura disponible del agua de enfriamiento. Relación de Presión La relación de la máxima presión de descarga, P2, a la presión de entrada del fluido de arrastre, P1. Relación de Expansión La relación de la presión de entrada del fluido motriz Pm, a la presión de entrada del fluido de arrastre, P1. Fluido de Arrastre El fluido de servicio, el cual el eyector comprime. Este término es preferido que fluido “bombeado” en ingeniería de eyectores. Relación de Arrastre La relación de arrastre de pesos moleculares es la relación del flujo másico del gas arrastrado al flujo másico de aire que podría ser arrastrado por el mismo eyector, operando bajo las mismas condiciones. La relación de arrastre de temperaturas es la relación entre el flujo másico de aire o vapor de agua a una temperatura de 20°C (70°F) y el flujo másico de aire o vapor de agua a una temperatura superior a la cual sería arrastrado por el mismo eyector operando bajo las mismas condiciones. El Instituto de Transferencia de Calor (ITC) ha establecido el procedimiento para evaluar el comportamiento de un eyector en la base a +20°C


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(+70°F) de aire equivalente. Las relaciones arriba indicadas son usadas para relacionar el comportamiento del eyector al estándar de 20°C (70°F) de aire equivalente. Las pruebas por ITC han producido las curvas de relaciones de arrastre, las cuales se indican en la Figura 8, para distintos pesos moleculares y temperaturas de entrada del gas. Presión de Ruptura (Punto de Ruptura) en un eyector es la presión a la cual ocurre flujo inestable, debido a la reducción de la presión del flujo motriz o al aumento de la presión de descarga. Presión de Corrección (Punto de conexión) es la presión a la cual flujo estable se restablece a través del eyector después de la “ruptura” debido a la conexión de la presión del fluido motriz o de descarga.

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CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO Incentivo para la Aplicación de Eyectores Los eyectores son alternativas atractivas en ciertos servicios de compresión o vacío por las siguientes razones: S S S S

Bajo costo de equipos. Bajo costo de instalación. Mayor confiabilidad en servicios severos. Tolerancia para los líquidos de arrastre, aun con sólidos suspendidos intermitentemente. S Daños por corrosión son reparados fácilmente y a un costo relativamente bajo. S No se requiere sello con prensaestopa. S Operación simple, no tiene partes movibles. La desventaja principal de los eyectores es su baja eficiencia (de 1 a 20%), cuando es comparada con compresores mecánicos. Por lo tanto, ellos son una selección económica solamente si hay vapor de agua a baja presión o gas comprimido disponible a bajo costo.

Ver MDP–02–K–03 para comparación de eyectores y compresores mecánicos en servicios de vacío. Este Documento también contiene un gráfico mostrando el rango de operación aplicable de eyectores. Clasificación Clasificación por Servicio – Los servicios en los cuales los eyectores son aplicados pueden ser clasificados de la siguiente manera:


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1.

Operación Continua o Intermitente – Máquinas de Procesos y máquinas auxiliares son continuas, evacuación para el arranque es intermitente.

2.

Fluido Motriz Empleado – Vapor de agua, gas de proceso, aire, líquido.

3.

Líquido de Arrastre (de proceso) – Líquido o vapor.

4.

Condensable o No–Condensable – Los servicios continuos casi siempre tienen condensadores en el sistema de eyectores; los servicios intermitentes normalmente no los tienen.

5.

Presión de Entrada Superior o Inferior a la Presión Atmosférica – La mayoría de los eyectores son aplicados en servicios de vacío; aquellos con presión de entrada positiva son llamados “termocompresores”

6.

Una sola Etapa o Multietapa – La selección depende de la relación de presión requerida.

Clasificación por el Tipo de Eyector – El diseño de una unidad de eyectores puede ser clasificado de la siguiente manera: 1.

Fluido Motriz – Líquido o, vapor o mezcla líquido vapor.

2.

Fluido Arrastrado (de Proceso) – Líquido o vapor.

3.

Flujo Crítico o Subcrítico a través de la garganta difusora

El eyector “vapor–vapor” es el único tipo ampliamente usado en refinerías. Los otros tipos (vapor–líquido, líquido–vapor, líquido–líquido y vapor–mezcla) son usados para otras aplicaciones y procesos especiales. Es importante aclarar que los procedimientos y figuras aquí presentados corresponden a la aplicación vapor–vapor, por la cual no deben ser usados en el diseño de los otros tipos de eyectores. Los eyectores diseñados para relaciones de presión mayores que,o alrededor de 2, tendrán flujo crítico (velocidad sónica) a través de la garganta difusora (Ver Figura 1). Para relaciones de presión inferiores, flujo sub–crítico (subsónico) ocurre a través de la garganta difusora, permitiendo un rango significativamente más amplio de capacidad de control. Los eyectores a flujo crítico son usados en la vasta mayoría de los servicios de vacío para minimizar el número de etapas. Las relaciones de presión nominales son usualmente mantenidas entre 6 y 10 para mejor eficiencia, pero pueden ser tan altas como 20 para servicios intermitentes con flujo muy bajo. Eyectores a flujo subcrítico son normalmente aplicados con presiones de entrada superiores a 50 kPa (15 pulg de Hg abs (380 mm de Hg abs.)) y son siempre eyectores de etapa sencilla. Principios de Operación El principio esencial que regula (flujo crítico) la operación del eyector es que ese chorro del fluido a alta velocidad (reducción de presión estática) puede arrastrar


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otro fluido que está en contacto con el, mezclándose los dos fluidos. Una etapa de un eyector realiza esto con tres partes: una tobera, una cámara de succión y un difusor. La Figura 1 ilustra las presiones y velocidades relativas en un eyector de vapor de agua manejando gas. La tobera del vapor de agua (supersónico) permite la expansión del vapor motriz, el cual se acelera a aproximadamente 1000 m/s (3000 pie/s). Este chorro a alta velocidad, en contacto con el gas a ser comprimido, el cual entra a la cámara de succión a aproximadamente 60 m/s (200 pie/s), arrastra el gas formando una mezcla con alta velocidad y una presión de entrada P1. La compresión de la mezcla a la presión de descarga, P2, tiene lugar a medida que la energía de velocidad es convertida en presión, mientras la mezcla se desacelera a través del difusor. El difusor contiene tres secciones: un difusor supersónico, una garganta (una sección extendida de diámetro constante, el cual permite una eficiente y completa transición entre los flujos supersónicos y subsónico) y un difusor subsónico. La velocidad de salida de la mezcla es alrededor de 50 m/s (150 pie/s). Características de Rendimiento Hay una diferencia definida entre las características de comportamiento de la operación de un eyector con flujo crítico en la garganta del difusor y aquellos que operan con flujo subcrítico. El flujo crítico ocurre con relaciones de presión cercanas o mayores a dos, causando velocidad sónica en la garganta del difusor. La Figura 2 muestra las curvas de comportamiento típico para eyectores con flujo crítico y subcrítico. Las Figuras 3 y 4 indican el efecto sobre el comportamiento de cambios en el peso molecular y la temperatura de entrada del gas para eyectores con flujo crítico. La siguiente tabla resume el efecto de variar el flujo de vapor de agua motriz (vía cambios en presión de suministro), presiones de entrada y salida, y flujo de entrada para ambos tipos de eyectores vapor–vapor. EFECTOS DEL RENDIMIENTO DE LA PRESION DEL EYECTOR PARA CAMBIOS EN VARIOS PARAMETROS Cambio

Efecto sobre el Rendimiento Tipo de Flujo Crítico

Tipo de Flujo Subcrítico

Aumento en el flujo de vapor de agua (5 a 10% máximo, debido a un aumento de la presión del vapor de agua motriz o disminución del sobrecalentamiento).

Aumenta la presión máxima de descarga, prácticamente sin ningún otro cambio.

Disminuye la presión de entrada. Aumenta la relación. Alternativamente, puede operar a relación constante y con aumento de capacidad.

Aumento de la presión de entrada.

Reduce la relación, aumenta la capacidad.

Reduce la relación, aumenta la capacidad.


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Cambio

Efecto sobre el Rendimiento Tipo de Flujo Crítico

Tipo de Flujo Subcrítico

Aumento de la presión de descarga.

Sin cambio (hasta que se alcance la presión de ruptura).

La familia entera de curvas se mueve con la descarga. La relación permanece prácticamente constante.

Aumento de Capacidad.

Reduce la relación, aumenta la presión de entrada.

Reduce la relación, aumenta la presión de entrada.

En el comportamiento de las curvas para eyectores con flujo crítico, nótese que la línea de presión de descarga representa el máximo obtenible. La presión de descarga real puede ser menor que la máxima sin cambio en la curva de capacidad de presión de succión. La curva de máxima presión de descarga, obtenible de un eyector, típicamente aumenta desde flujo cero (cierre) a máximo flujo. La relación de presión obtenible va opuesta a esta tendencia y es mayor a flujo cero (cierre). La relación varía tan alto como 20:1; sin embargo, por eficiencia, especialmente en sistemas de etapas múltiples, éste es mantenido entre 3:1 y 10:1. La Figura 5 muestra el efecto de la relación de presión sobre la eficiencia. A medida que la presión del fluido motriz al eyector es disminuida (o la presión de carga es aumentada), un nivel de presión es alcanzado, en el cual el flujo comienza a ser inestable. Este nivel es llamado “punto de ruptura”. A medida que la presión del fluido motriz es aumentada de nuevo hacia la nominal (o la presión de descarga es disminuida), el flujo estables es restablecido a un nivel de presión ligeramente superior llamado “punto de conexión”. Los punto de ruptura y de conexión, son características únicas de cada eyector y tienen que ser ubicados fuera del rango de operación especificado por el diseñador del eyector. Por esta razón, los valores especificados en el diseño de servicio del eyector para presión mínima de la corriente motriz (o el máximo sobrecalentamiento) y máxima presión de descarga son muy significativos. Para evitar esta inestabilidad en sistemas de eyectores de etapas múltiples, la presión mínima de entrada a una etapa debe ser inferior a la máxima presión de descarga de la etapa previa. Como la presión máxima de descarga puede ser aumentada por el incremento de la presión (flujo) del vapor de agua motriz, un rango de operación de flujo ligeramente más amplio puede ser obtenido aumentando la presión del vapor de agua motriz a un valor superior a su nivel normal. Las curvas de comportamiento típico en la Figura 6 ilustran este efecto. Sin embargo, el beneficio del aumento de flujo del vapor de agua motriz para este


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propósito es limitado de 5 a 10%, debido a que un aumento posterior restringirá la garganta del difusor, reduciendo el arrastre de flujo de gas. Fluidos Motrices Vapor de Agua – El vapor de agua es el fluido motriz más comúnmente usado en servicios de plantas de procesos. Este tiene relativamente bajo valor económico y está disponible rápidamente, fácilmente recuperable por condensadores y es compatible con la mayoría de los fluidos a ser comprimidos. Debido a su condensabilidad, aplicaciones en servicios continuos de etapas múltiples usualmente tienen intercondensadores para remover el vapor de agua motriz (y cualquier otro condensable) entre etapas y reducir así la carga a las etapas subsiguientes. Vapor de agua limpio y seco para un comportamiento adecuado. Más de 2 a 3% de humedad en el vapor de agua de entrada reducirá la capacidad y erosionará la tobera excesivamente. El sobrecalentamiento asegura el secado, pero la energía de sobrecalentamiento no es convertida en capacidad adicional del eyector. La cantidad de sobrecalentamiento es crítica para un diseño apropiado del eyector, debido a que ésta influencia el diseño de la tobera de vapor de agua y de la garganta. Un eyector diseñado para vapor de agua saturado, perderá capacidad si el vapor es sobrecalentado porque, la disminución de la densidad del vapor de agua reduce la masa que puede fluir a través de la tobera fijada para unas condiciones de presión dadas. Asimismo, si se suministra un menor sobrecalentamiento que el usado como base en el diseño, la capacidad aumentará (5 a 10% máximo) hasta que la garganta del difusor comienza a restringirse, reduciendo el flujo de gas arrastrado. Presión del Vapor de Agua – Presiones de operación entre 420 y 2500 kPa (60 y 350 psig) son normalmente usadas para el vapor de agua motriz del eyector. Entre este rango, la eficiencia del eyector tiende a aumentar con la presión. Especificaciones de diseño deben incluir una presión mínima debido a que el eyector será diseñado para comportamiento nominal a esta presión y con una presión de conexión seguramente por debajo de esta presión. Los siguientes niveles de presión de vapor de agua son significativo en el diseño de servicio y modelo de selección: 1.

Presión de Diseño Mecánico es la presión mínima a la cual el eyector y sus bridas deben ser estructuralmente seguras a la temperatura de diseño, asumiendo que el factor de seguridad por corrosión es agotado. Este valor es seleccionado igual a la presión de diseño de la línea de suministro de vapor de agua. Sin embargo, en la terminología de la industria de eyectores, el término “presión de diseño” es reservado para otro significado y “presión máxima de la línea de vapor de agua” es utilizado para especificar el nivel de “seguridad estructural”.

2.

Presión Máxima es la presión más alta que será encontrada a la entrada del eyector del lado del vapor de agua en una operación normal. Este valor


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afecta el tamaño interno de la garganta del eyector y puede necesitar una estación de reducción de presión en la línea de suministro del vapor de agua motriz, para mantener el comportamiento especifico del eyector. 3.

Presión Normal del Vapor de Agua es la presión normal de operación a la entrada del eyector del lado del vapor de agua motriz. Este valor no afecta el diseño del eyector y no es requerido en las especificaciones del eyector.

4.

Presión Mínima del Vapor de Agua es la presión más baja encontrada a la entrada del eyector del lado del vapor de agua en operación normal. El eyector será diseñado para un comportamiento nominal a esta presión.

5.

Presión de Diseño del Vapor de Agua Motriz es un término convencional usado por diseñadores de eyectores para describir la presión mínima para la cual el eyector debe ser diseñado y operar siempre establemente. La presión de conexión no será ubicada en un valor superior a este valor especificado. Este valor es normalmente ubicado en 70 kPa (10 psi) o de 5 a 10% por debajo de la presión mínima de entrada del vapor de agua, como un margen para fluctuaciones momentáneas y debe ser decidido en ingeniería de detalle en conjunto con el suplidor del eyector.

Temperatura del Vapor de Agua – Para cada presión arriba señalada, la temperatura y el rango de sobrecalentamiento apropiados deben ser especificados. Otros Fluidos Motrices – Gas natural y gas de refinería son usados ocasionalmente como fluidos motrices de eyectores cuando la mezcla del gas motriz y el gas arrastrado es requerida a un nivel de presión intermedio. Por ejemplo, gas natural a alta presión puede ser usado para comprimir gas de cola o gas provenientes de unidades a un nivel de presión intermedio apropiado para ser utilizado como combustible de refinería o un sistema de distribución de servicio público. Aire comprimido es usado como fluido motriz en eyectores de servicios portátiles, para evacuación general y servicios de bombeo, pero casi nunca es aplicado en servicios de proceso. Aire atmosférico es usado como fluido motriz en eyectores especiales de una sola etapa, los cuales descargan en la entrada de un anillo de líquido de una bomba de vacío. Esto permite la operación a una presión de entrada inferior que la obtenible con el anillo líquido del compresor, sólo con la temperatura del agua de enfriamiento disponible. Agua y otros líquidos pueden también ser usados como fluidos motrices de eyectores de vapor, pero a una eficiencia muy baja y para flujos de vapor muy bajos.


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PROCEDIMIENTO DE DISEÑO Diseño de Eyectores Según Servicios La capacidad total requerida es determinada por la suma de entrada de aire hacia el sistema, otros gases no condensables y vapores condensables (hidrocarburos y vapor de agua son considerados separadamente). Cada uno de éstos es discutido seguidamente. Entrada de Aire – Los sistemas de procesos a presiones subatmosféricas presentan escapes de aire hacia el sistema por bridas, vástagos de válvulas etc. La Figura 7 muestra la entrada de aire esperado en sistemas comercialmente herméticos según lo sugerido por el Instituto de Transferencia de Calor (ITC). Debido a que las bases para estimar esta entrada de aire son crudos, es recomendado (por ITC) que se inclya el doble del valor de entrada de aire obtenido de la Figura 7 en los requerimientos de capacidad total cuando se está especificando la capacidad del eyector. Las curvas dadas en el Figura 7 son para varios valores de presión “absoluta”. Ellas indican que los sistemas con mayor presión “absoluta” presentan menos entrada de aire que aquellos que operan a presiones cercanas a la atmosférica. Típicamente esto es debido a que las bridas, empacaduras, prensaempaque de las válvulas, etc., para usarlos en aplicaciones de baja presión absoluta, son diseñados para operar bajo condiciones de vacío, mientras que el equipo para aplicaciones de presiones cercanas a la atmosférica son usualmente la misma que aquellas diseñada para usarla en presiones superior a la atmosférica. Gases no Condensables (Diferentes de entrada de Aire) – Hay cantidades despreciables de no condensables en tuberías de vapor de agua conectada a tuberías de vapor u otra unidad de proceso. Sin embargo, en unidades de destilación, los no condensables pueden estar presentes en la corriente de alimentación y más si son formados por craqueo térmico en el horno y en la línea de transferencia. Si están disponibles datos reales de columnas de destilación con alimentaciones similares, éstos deben ser utilizados en las bases de diseño. En general, las cantidades varían entre 43 y 170 kg/h (95 y 375 lb/h) de aproximadamente 30 en peso molecular del gas por cada 1000 m3/d (1000 B/D) de alimentación. A menos que la alimentación contenga un alto porcentaje de fracciones livianas o las temperaturas estén en el rango de craqueo, 115 kg/h por cada 1000 m3/d (253 lb/h por cada 1000 B/D) debe ser supuesto para propósito de diseño. Carga de Vapor Condensable – La carga de vapor condensable para columnas de destilación) consiste en el vapor de agua y los hidrocarburos condensables presentes debido a un despojamiento incompleto o arrastre del plato superior de la torre de vacío hacia la cabecera. Esta carga es reducida algunas veces instalando un precondensador antes de la primera etapa del eyector.


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La carga de vapor de agua puede ser calculada por el método señalado en la Tabla 3, el cual da la presión de saturación del vapor de agua. Si no hay precondensador, la carga de hidrocarburos es estudiada conservadoramente como 0.3 por ciento del volumen de líquido alimentado a la columna de destilación cuando un dispositivo de separación por arrastre es instalado en el tope de la torre (malla separadora) y 1.0% del volumen de líquido sin este dispositivo. Determinación de la Temperatura y presión del Fluido de Arrastre – La Tabla 2 da guías sugeridas para fijar las condiciones de diseño de presión y temperatura para el fluido de arrastre. Requerimientos de Servicios Generalidades – Los requerimientos de vapor de agua motriz y agua de enfriamiento para eyectores depende del número de etapas del eyector, el número de condensadores, la temperatura disponible del agua de enfriamiento y las características de la porción condensable de la carga. El número de etapas puede ser estimado de la Fig. 4 de Rango de Aplicación para los intervalos de vacío señalados en el Documento MDP–02–K–03. Si más de una alternativa para el número de etapas está disponible, la selección debe estar basada en economía por requerimientos de servicios. El número de condensadores a ser utilizados está basado en la economía por requerimientos de servicios y consideraciones ambientales. Sistemas de eyectores de dos etapas de servicio continuo tendrán usualmente un intercondensador para condensar el vapor de agua motriz de la primera etapa. Un pre–condensador puede ser justificado si la temperatura disponible del agua de enfriamiento es suficientemente baja para condensar una porción significativa de la carga a la primera etapa. Un post condensador es usualmente requerido para prevenir una pluma de vapor de agua visible en la descarga. La temperatura disponible del agua de enfriamiento y las características de la porción condensable de la carga determinan la justificación económica de los condensables y, algunas veces, las presiones de operación interetapa. Los condensadores no son usados a menos que una porción significativa de la carga total pueda ser condensada. Esto depende de la presión de vapor de la porción condensable a la temperatura disponible del agua de enfriamiento. De manera que, en un sistema de eyectores de tres etapas, la relación de presión de la primera etapa puede ser seleccionada menor que la relación de las últimas dos etapas para comprimir justo por encima de la presión de condensación a la temperatura disponible. Método para una o dos Etapas – Cada componente de carga (aire, otros vapores no condensables, vapores de condensables y vapor de agua) son calculados y corregidos a partir de su peso molecular y temperatura real a Aire Equivalente a 20°C (70°F), para el cual todos los eyectores son diseñados, usando el método señalado en la Tabla 3, justo con las curvas de arrastre del Instituto de


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Transferencia de Calor (Figura 8). El consumo de vapor de agua motriz es estimado de las Figuras 9 y 10 para eyectores de una sola o de dos etapas. Estos requerimientos de vapor de agua son entonces corregidos a las condiciones reales del vapor de agua (Figura 8) y presión de descarga real superior a 7 kPa man. (1 psig) (Fig. 12). Método Alterno para Eyectores de Etapas Múltiples – Para eyectores con más de dos etapas o eyectores de dos etapas cuya contrapresión sea superior a 7 kPa man. (1 psig), el consumo de vapor de agua puede ser estimado sobre una base etapa–por–etapa usando el nomograma señalado en la Figura 13. Las cargas de componentes son corregidos a Aire Equivalente a 20°C (70°F) por el método señalado en los puntos del 1 al 10 de la Tabla 3. Los requerimientos de vapor de agua motriz para cada etapa son calculados por el método descrito en la Figura 13 El nomograma da el comportamiento promedio del eyector sin factor de seguridad. Por lo tanto, adicione un 10% de margen de seguridad a los requerimientos de vapor de agua. Este requerimiento de vapor de agua no requiere corrección por la presión del vapor de agua. El agua de enfriamiento es calculada por la formula indicada en el punto 15 de la Tabla 3 para condensación de vapor de agua solamente. Para eyectores de dos etapas con intercondensador barométrico, los requerimientos de agua de enfriamiento pueden ser obtenidos de la Figura 11. Asuma relaciones de presión aproximadamente iguales para cada etapa, excepto: 1.

Si no hay post–condensador (descarga atmosférica), la relación de la última etapa es mayor alrededor de un tercio.

2.

Si los condensables constituyen una fracción significativa de la carga, la relación de la primera etapa es seleccionada como óptima por reducir el efecto de la presión parcial de los condensables.

3.

Si la presión de entrada es inferior a la presión de condensación con la temperatura disponible del agua de enfriamiento, la relación de la primera etapa de un eyector de tres etapas es seleccionada para comprimir justo por encima de la presión de condensación, con el fin de eliminar una gran porción de la carga en un inter–condensador.

4.

Si un pre–condensador ha sido utilizado para reducir la carga de entrada, se puede usar una relación más grande en la primera etapa de un eyector de dos etapas con un post–condensador para reducir la carga a la segunda etapa. Debido a que la presión de vapor es constante con la temperatura disponible de agua de enfriamiento, el efecto de la presión parcial de los vapores condensables es reducido a una presión interetapa superior.

Presión de Descarga La presión de descarga afecta directamente la relación de compresión y por ello, afecta directamente el comportamiento del eyector. La máxima presión real de


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descarga debe ser ajustada considerando todas las fuentes de caídas de presión aguas abajo tales como, post–condensadores, tuberías de escape, silenciadores y válvulas de retención. Multiplicidad, Repuesto y Evacuación Usualmente diseños de columnas de destilación al vacío incluyen la instalación de tres eyectores de 50% de capacidad total cada uno (dos etapas de condensación), un repuesto de 50% de la capacidad. En algunos casos dos eyectores con 100% de la capacidad son usados para reducir los costos de válvulas y tuberías. Los inter y post–condensadores (uno de cada uno, sin repuesto) son diseñados para manejar la carga de los tres eyectores operando simultáneamente. En otros servicios, el tiempo de evacuación puede dictar la selección de un repuesto. Para estimar el tiempo requerido para que un eyector pueda evacuar un sistema desde presión atmosférica a la presión de diseño, se asume que la capacidad promedio de manejo de aire durante el período de evacuación es dos veces la capacidad de diseño de manejo de aire. Se asume también, que la entrada de aire hacia el sistema es despreciable. El tiempo estimado de evacuación es: T e + F 15 V Ca donde:

Te =

Tiempo para evacuar el sistema desde la presión atmosférica a la presión de diseño del eyector



min.

min.

V=

Volumen del sistema, espacio de vapor

m3

pie3

Ca =

Capacidad de aire de diseño del eyector

kg/h

lb/h

F15=


37

2.3

Si este período aproximado de evacuación es muy largo para un arranque práctico de operación, éste puede ser reducido aumentando el flujo de diseño de la última etapa del eyector, o añadiendo un eyector sin condensación en paralelo con el eyector primario que operaría solamente para evacuación. Un eyector sin condensación puede ser usado como un evacuador o como un eyector de repuesto de emergencia, sirviendo para varios sistemas adyacentes. El comportamiento de la evacuación deseada es especificado indicando el volumen del sistema, el tiempo deseado de evacuación y la presión absoluta a la cual el sistema debe ser evacuado.


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Condensadores para Eyectores Los condensadores son usados antes de la primera etapa y/o entre etapas (llamados pre e inter–condensadores, respectivamente) para remover los vapores condensables y reducir el flujo a la siguiente etapa. Esto reduce los requerimientos de vapor de agua motriz y mejora la eficiencia global del eyector. Post–condensadores (después de la última etapa) no mejorarán la eficiencia del eyector, pero permiten recobrar algún condensable valioso o eliminar la pluma de vapor de agua en la descarga. Virtualmente, todos los condensadores aplicados actualmente en sistemas de eyectores de refinería son del tipo de superficie, debido a que este equipo produce la mínima contaminación del agua efluente. En el caso de eyectores de vacío, el condensado puede ser removido del condensador por bomba o drenándolo por gravedad. Se deben usar bombas si el punto de descarga es remoto a la alta presión. Se puede drenar por gravedad si el tambor de descarga está cerca y en baja presión. En este caso, el eyector es ubicado a un nivel superior del tambor colector de condensado. Unidades Convencionales de la Presión de Entrada La presión de entrada del eyector debe ser especificada en presión absoluta, kPa (psia). Para condiciones de vacío comúnmente se usa mm de Hg o pulg de Hg. Los factores de conversión más usados son: 1 pulg de Hg = 25.4 mm Hg 1 mm de Hg = 0.03937 pulg de Hg 1 psi = 2.036 pulg de Hg 1 pulg de H2O = 0.07349 pulg de Hg

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INFORMACION REQUERIDA PARA LA ESPECIFICACION Para especificar apropiadamente un eyector de vapor de agua, la siguiente información debe ser incluida: S Número de unidades requeridas para operación normal y repuestos, si se requieren. S Temperatura de entrada del líquido de arrastre; indique un rango. S Capacidad: kg/h (lb/h) de cada constituyente identificado por nombre y peso molecular (indique el peso molecular promedio de la mezcla de hidrocarburos). Indique si el comportamiento es o no condensable con el agua de enfriamiento de planta. Incluya propiedades físicas y corrosividad de gases no comunes. Especifique rango de operación estable requerido. S Presión de entrada: kPa abs. (mm de Hg abs. o pulg de Hg abs.) para evitar error de interpretación.


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S Máxima presión de descarga: kPa (psia) (temperatura, si algún límite) Especifique donde existen estas condiciones, ej.: a la salida del post–condensador. S Temperatura máxima del agua de enfriamiento y máximo aumento aceptable de temperatura. S Presión máxima y mínima de agua de enfriamiento, y máxima caída de presión aceptable, si existe. S Condiciones del vapor de agua: mínima presión y temperatura esperada en la brida del eyector, así como la presión y temperatura (máxima) de la caldera o línea principal. Especifique el rango de sobrecalentamiento, si lo hay. S Tipos y números de condensadores requeridos: especifique las características del sello deseadas, incluyendo columnas barométricas o bomba de condensado y sus condiciones de descarga. S Materiales de construcción: especifique si los materiales estándar del fabricante son aceptable o haga una lista de alternativas aceptables. (Vea Manual de Materiales de Construcción, Sección de Destilación al Vacío). S Requerimientos secundarios o futuros, si los hay, ej., rendimiento de evacuación, algún otro requerimiento futuro. S Requerimientos de instalación si los hay (sitio de montaje, orientación, etc.). S Accesorios: filtros tipo “Y” en la línea de suministro de vapor de agua, silenciadores (especifique que nivel de ruido debe ser alcanzado según PDVSA SN–252), etc. PROBLEMA DE EJEMPLO (Siga el procedimiento descrito en la Tabla 3). Una torre húmeda de distilación al vacío opera con un condensador de cabecera y el tambor de destilación de vacío está a 35°C (95°F) y 7 kPa abs (50 mm Hg). Un estudio previo indicó que es económicamente atractivo usar un eyector pre–condensador el cual tendría una caída de presión de 0.7 kPa (5 mm Hg), pero reduciría la carga de vapor de agua significativamente por condensación a 27°C (80°F) (a 24°C (75°F) está disponible el agua de enfriamiento). Pérdidas de presión adicionales a la entrada del eyector por tuberías son estimados en 0.7 kPa (5 mm Hg). El estimado de entrada de aire hacia el sistema es de 150 kg/h (300 lb/h) de Figura 7. Otra carga de vapor no condensable es de 600 kg/h (1200 lb/h), basada en 115 kg/h por 1000 m3/d (40 lb/h por 1000 BPD) de alimentación (M = 30). Total de no condensable es entonces: 150 kgńh @ M : 29 + 5.17 mol ń h (10.34 mol ń h


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600 kg ń h 20.00 mol ń h @ M : 30 + 750 kg ń h 25.17 mol ńh (40 mol ń h) (40 mol ń h) 750 kg ń h + 29.797 kg ń mol (29.797 lbń lbmol) 25.17 mol ń h O sea: 29.797 es el peso molecular promedio del total de no condensables. Punto 1. Punto 2.

Punto 3. Punto 4.

Punto 5. Punto 6.

Presión de vapor de agua (saturado) a 27°C = 3.564 KPa (a 80°F 1.032/pulg Hg = 26.2 mm Hg) Debido a que el pre–condensador enfría hasta 27°C (80°F), la presión de vapor de los hidrocarburos condensables es despreciable. (Basado en una densidad promedio de 865 kg/m3 (32° API), el punto de ebullición promedio volumétrico es de 305°C (580°F) y el peso molecular promedio = 250, la presión de vapor por extrapolación de las curvas del Maxwell Databook on Hydrocarbons = 0.001 kPa (0.0076 mm Hg) Presión parcial de no condensables = 5.60 KPa – 3.57 kPa = 2.03 kPa (13.8 mm Hg) kg/h (lb/h) de vapor de agua = 3.564 18(750) + 795 kgńhǒ1720 lbńhǓ 2.03 29.797

ǒ

Ǔ

kg/h (lb/h) de Aire Equivalente a 20°C de otros no condensables (Ft gas = 0.999, Fm = 1.01 de Figura 8) = 600 kgńh + 595 kgńh ǒ1189 lbńhǓ 0.999 (1.01)

ǒ

Punto 8.

Ǔ

kg/h (lb/h) de vapores de hidrocarburos condensables es despreciable kg/h (lb/h) de carga de Aire Equivalente a 20°C (70°F) de aire (Ft aire @ 27°C (80°F) = 0.999 de Figura 8) = 150 kgńh + 150 kgńh ǒ300 lbńhǓ 0.999

ǒ

Punto 7.

Ǔǒ

Ǔ

kg/h (lb/h) de Aire Equivalente a 20°C (70°F) de vapor de agua (Ft vapor de agua = 0.999, Fm = 0.81 de Figura 8)=

ǒ0.999795(0.81)Ǔ + 983 kgńh ǒ2126 lbńhǓ


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Punto 9.

kg/h (lb/h) de Aire Equivalente a 20°C (70°F) de vapores de hidrocarburos condensables es despreciable. Punto 10. kg/h (lb/h) de Aire Equivalente a 20°C (70°F) de carga total a la entrada del eyector. 150 + 595 + 983 = 1728 kg/h (3615 lb/h) Este sistema de eyector es para operar con un post–condensador para eliminar la pluma de vapor de agua en la descarga. La contra–presión debido a tuberías y el post–condensador es de 56 kPa (8 Psig). Por lo tanto los cálculos de requerimientos de vapor de agua motriz deben ser hechos por el método descrito en la Figura 13. El vapor de agua disponible es saturado a 875 kPa (125 psig). Presión de entrada =

R1

7.0 – 0.7 kpa de caída de presión del pre–condensador – 0.7 KPa por caída en tubería = 5.6 kPa abs (40 mm Hg = 1.575 pulg Hg) 976 kpa abs 174 ǒ88.7 psia ń mm HgǓ 5.6 kpa abs

La presión interetapa es aproximada, asumiendo una relación 20% mayor en la primera etapa debido a que los condensables forman una porción significativa de la carga. La relación referida para permitir 0.7 kPa (5 mm Hg) de caída en la tubería interetapa e intercondensador es 6 = R2 para la primera etapa y 5 = R2 para la segunda etapa. Del nomograma R3 = 2.85 para la primera etapa. Esto debe ser corregido “hacia atrás” para la carga de Aire Equivalente a 20°C (70°F) (multiplicada por Ft vapor de agua Fm vapor de agua). R3 corregido = 2.85 kg vapor de agua motriz (0.999) (0.81) kg de vapor de saturada R 3 corregido + 2.85 +

motriz ƪkgkg devaporvaporde deaguasaturada ƫ (0.999) (0.81)

2.31 kg (lb) vapor de agua motriz kg (lb) de aire Equivalente a 20°C (70°F)

kg/h (lb/h) de vapor de agua motriz de la primera etapa = (2.31) (1728) = 3992 kg/h (8351 lb/h) de vapor de agua motriz requerido Esto comprimirá la carga de la primera etapa a (5.6 KPa) (6.0) = 33.6 kPa abs (240 mm Hg abs) Permitiendo 0.7 kPa (5 mm Hg) de caída en la segunda etapa, la presión de entrada es 32.9 kPa abs (235 mm Hg abs). La carga total a la segunda etapa cambiará porque la presión parcial relativa de los componentes condensables (en este caso vapor de agua solamente) ha cambiado. Debido a que el agua de enfriamiento es costosa en este lugar, se ha decidido usar el flujo de agua en serie a través del inter y post–condensador. A 17°C (30°F) de


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aumento de temperatura a través del intercondensador es tentativamente decidido mantener el condensador de superficie a un mínimo, mientras también se reduce la carga a la segunda etapa a una cantidad práctica. Por lo tanto, el agua de enfriamiento a la segunda etapa es 24 + 17 = 41°C (105°F) y la temperatura de entrada a la segunda etapa del eyector es 41 + 4 = 45°C (112°F) (de la Tabla 2). Punto 1. Punto 2. Punto 4.

Presión del vapor de agua a 45°C (112°F) = 9.58 KPa (2.7494 pulg Hg) 32.9 kPa – 9.6 kPa = 23.3 kPa (165.2 mm Hg abs) kg/h (lb/h) de vapor de agua 9.6 ƫƪ 18750 ƫ + 187 kg ń h ǒ383 lb ń hǓ ƪ23.3 29.797

Punto 8.

kg/h (lb/h) de Aire Equivalente a 20°C (70°F) de vapor de agua (Ft vapor de agua = 0.99) de la Figura 8 = 187 231 kg ń h ǒ473 lb ń hǓ (0.999) (0.81)

Punto 10.

kg/h (lb/h) de Aire Equivalente a 20°C (70°F) de carga total = 150 + 595 + 231 = 976 kg/h (1162 lb/h). R 1 976 kPa 29.7 ǒ15.1 psia ń pulg HgǓ 32.9 kPa R2 = 5.0 Del nomograma, R3 = 4.5 R3 corregido = 4.5 (o.999) (0.81) = 3.64 Kg/h (lb/h) de vapor de agua motriz de la segunda etapa = (3.64) (976) = 3553 kg/h (7142 lb/h) Flujo de vapor de agua motriz a las dos etapas = 3992 + 3553 = 7545 kg/h (15493 lb/h) Añadiendo 10% de factor de seguridad: el vapor de agua motriz requerido = 8300 kg/h (17042 lb/h) Los requerimiento de agua de enfriamiento basada en flujo de serie a través del inter y post–condensador: Vapor de agua condensado en el inter–condensador es el vapor de agua motriz más parte del vapor de agua de la carga. Vapor de agua motriz de la primera etapa + 10% de factor de seguridad = 4391 Carga de vapor de agua a la primera etapa = 795


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Carga de vapor de agua a la segunda etapa = –187 Total de vapor de agua condensado = 4999 kg/h (10524 lb/h) Para 17°C (30°F) de aumento de temperatura en el intercondensador: 31.0 x 4999 = 154969 kg/h = 2583 dm3/min (663 gpm) (de Tabla 3) Debido a que 4999 kg/h (10524 lb/h) es mayor que la cantidad de vapor condensado en el post–condensador (3553 + 10%) este mismo 2583 dm3/min (663 gpm) tendrá un aumento menor de 17°C (30°F) en el post–condensador.

8

NOMENCLATURA Ca =

Capacidad de aire de diseño del eyector, kg/h (lb/h)

Fi =

Factor cuyo valor depende de las unidades usadas (Ver tabla al final

FM =

Relación de arrastre para un peso molecular promedio del gas diferente al de aire = 29

FM y Ft = Factores por los cuales el flujo de gas es dividido para obtener Aire Equivalente a 20°C (70°F) Fs =

Factor de conexión de presión del vapor de agua para presiones diferentes a 7000 kPa man. (100 psig).

FT =

Relación de arrastre para una temperatura de entrada diferente a 20°C (70°F).

M =

Peso molecular

Pm =

Presión del fluido motriz, kPa man. (Psig)

P1=

Presión de entrada, kPa abs (mm Hg o pulg Hg abs)

P2 =

Presión de descarga, kPa abs (Psia)

R1 =

Relación de expansión = Pm/P1

R2 =

Relación de presión = P2/P1

Te =

Tiempo para evacuar el sistema desde la presión atmosférica a la presión de diseño del eyector, min.

V=

Volumen del sistema, espacio de vapor, m3 (pie3)

W=

Flujo másico, kg/h (lb/h)

Factores Cuyo Valor Depende de las Unidades Usadas

F15=



37

2.3

F16 =

(Tabla 3)

2208 kj / kg

950 BTU /Lb

F17 =

(Tabla 3)

4.186 kj / kg °C

1 BTU/Lb °F


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TABLA 1. PRESION DE VAPOR DE AGUA PRESION DE VAPOR DE AGUA SATURADO EN KPa DE 0° A 100°C (*)

Temp.°C (**) 0.0

1.0

2.0

3.0

4.0

5.0

6.0

7.0

8.0

9.0

0.0

.6103

.6562

.7052

.7573

.8128

.8719

.9347

1.002

1.072

1.148

10.0

1.228

1.313

1.403

1.498

1.599

1.706

1.819

1.939

2.065

2.199

20.0

2.340

2.489

2.646

2.812

2.987

3.171

3.365

3.570

3.785

4.011

30.0

4.249

4.499

4.762

2.812

5.327

5.631

5.950

6.285

6.635

7.002

40.0

7.387

7.790

8.212

5.037

9.115

9.597

10.10

10.63

11.18

11.75

50.0

12.35

12.98

13.63

8.653

15.02

15.76

16.53

17.33

18.17

19.04

60.0

19.94

20.88

21.86

14.31

23.93

25.03

26.17

27.36

28.59

29.86

70.0

31.19

32.56

33.98

35.46

36.99

38.57

40.21

41.91

43.67

45.49

80.0

47.38

49.33

51.35

53.43

55.59

57.82

60.12

62.50

64.96

67.50

90.0

70.12

72.82

75.61

78.49

81.46

84.52

87.68

90.94

94.29

97.75

100.0

101.3

105.0

108.8

112.6

116.7

120.8

125.0

129.4

133.9

138.5


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TABLA 2. DETERMINACION DE LA PRESION Y TEMPERATURA DE ENTRADA PARA SER USADAS EN LOS CALCULOS DE CAPACIDAD Equipos Inmediata Temperatura de Presión Total de Presión Parcial Presión Parcial mente Aguas Entrada Entrada de Condensa- de No – condenArriba de la bles sables Entrada del Eyector. Proceso

De proceso

Presión de Proceso menos caída de Presión en Tubería

de

3°C (5°F) por encima de la temperatura de entrada del agua de enfriamiento

Presión de Proceso menos Pérdidas

Condensador de Superficie (para vapor de agua)

4.2°C (7.5°F) por debajo de saturación del vapor de agua a la presión de entrada del condensador

Presión de Proceso menos pérdidas en tuberías

Condensador de Superficie (proceso)

4°C (7°F) mayor, por encima de la temperatura de entrada del agua de enfriamiento (a menos que se disponga de datos más precisos acerca del comportamiento del condensador

Condensadores contacto Directo

Datos del Maxwell Data Book Tabla 1 (usualmente los condensables se supone que estan saturados a la temperatura de entrada del eyector si provienen de un condensador)

Presión Total menos Presión Parcial de los condensables.


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TABLA 3. CALCULOS DE REQUERIMIENTOS DE CARGA DE COMPONENTES Y SERVICIOS Punto 1

2 3 4

Cálculos de Carga de Componentes Determine la presión de vapor de agua de la Tabla 1. Este valor aplica solamente para la condición de vapor saturado, ejemplo comúnmente después de un condensador. Si la corriente no está saturada, como las cabeceras de columnas de destilación sin precondensador, el Punto 1 puede ser recalculado del Punto 4. Determine la presión de vapor de hidrocarburos condensables a la temperatura de entrada. Reste los Puntos 1 y 2 de la presión total de entrada para obtener la presión parcial de los no condensables kg/h (lb/h) de vapor de agua = Punto 1 x Punto 2 18 x kgńh (lbńh) de aire más otros no condensables M promedio de aire más otros no condensables kg/h (lb/h) vapor de hidrocarburos condensables = x

5

6

Punto 2 x A Punto 3 M promedio de aire más otros no condensables kg/h (lb/h) de aire equivalente a 20°C (70°F) de la carga del componente aire = kgńh (lbńh ) de carga de aire Ftaire

7

8

kg/h (lb/h) de aire equivalente a 20°C (70°F) de los otros componentes no condensables = kg/h (lb/h) de otros no condensables Ft gas x FmM promedio de otros no condensables = Kg/h (lb/h) de aire equivalente a 20°C (70°F) de vapor de agua +

Punto 4 F t (vapor de agua motriz) x F m de vapor de agua

+

Punto 4 F t (vapor de agua x 0.81


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9

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kg/h (lb/h) de aire equivalente a 20°C (70°F) de vapores de hidrocarburos condensables = +

10

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Punto 5 F t gas x F m M promedio de vapores de hidrocarburos condensados kg/h (lb/h) de aire equivalente a 20°C (70°F) de carga total de la entrada del eyector = = Punto 6 + Punto 7 + Punto 8 + Punto 9

CALCULOS PARA REQUERIMIENTOS DE VAPOR DE AGUA MOTRIZ Y AGUA DE ENFRIAMIENTO 11 12

13

14

Obtenga Fs (factor de conexión de presión del vapor de agua) de la Figura 8. Obtenga la relación kg (lb) de vapor de agua motriz de la kg (lb) de fluido arrastrado Figura 9 ó 10 Obtenga el factor de conexión de contra presión de la Figura 12. (Esto es para eyectores de una sola etapa solamente. Si se está calculando los requerimientos de vapor de agua para eyector de dos etapas con una contrapresión superior a 7 kPa man. (1 psig), use el método descrito en la Figura 13). kg/h (lb/h) de Vapor de Agua Motriz = Punto 10 x Punto 11 x Punto 12 x Punto 13.

CALCULOS DE REQUERIMIENTO DE CARGA DE COMPONENTES Y SERVICIOS 15

Requerimientos de Agua de Enfriamiento (para condensación de vapor de agua solamente) F 16 F 17 (T 2 – T 1) = 31 kg de agua/kg de vapor de agua, para 17°C de T en el agua de enfriamiento (0.063 x lb/h de vapor de agua para 30°F de T en el agua de enfriamiento). F16 = 2208 kJ/kg (950 BTU/lb) es el calor de vaporización del vapor de agua y F17 = 4.186 kJ/kg °C (1 BTU/Lb °F) es el calor específico del agua. Permiten mayor requerimiento de agua de enfriamiento para vapor de agua sobrecalentado. +

Nota:


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Los requerimientos de agua de enfriamiento pueden ser reducidos dependiendo del aumento total de temperatura del agua permitido: S Para sistemas de eyectores de condensadores de vapor de agua de turbinas – condensado en la descarga de la turbina es usado como medio enfriante para el inter y post–condensador. S Para sistemas de eyectores de columnas de destilación al vacío – uso del agua de enfriamiento en serie a través del inter y luego al post–condensador puede ser usado.


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Fig 1. VARIACIONES DE PRESION Y VELOCIDAD DENTRO DE UN EYECTOR DE VAPOR DE AGUA MANEJANDO GAS (FLUJO CRITICO)


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Fig 2. COMPARACION DE LAS CARACTERISTICAS DE OPERACION DE UN EYECTOR DE VACIO Y UN COMPRESOR TERMICO


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Fig 3. CURVA TIPICA DE COMPORTAMIENTO DE UN EYECTOR MOSTRANDO EL EFECTO DE CAMBIOS EN EL PESO MOLECULAR (BASADO EN GAS SECO SOLAMENTE)


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Fig 4. CURVA TIPICA DEL COMPORTAMIENTO DE UN EYECTOR MOSTRANDO EL EFECTO DE CAMBIOS EN LA TEMPERATURA DE ENTRADA DEL GAS (BASADO EN GAS SECO SOLAMENTE)


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Fig 5. RANGO DE EFICIENCIAS ALCANZABLES PARA EYECTORES DE VAPOR DE AGUA MANEJANDO AIRE


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lb/h

Fig 6. EFECTOS DE INCREMENTOS EN LA PRESION DEL VAPOR DE AGUA SOBRE LA CURVA CARACTERISTICAS DE EYECTORES TIPICOS DE DOS ETAPAS


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Fig 7. VALORES MAXIMOS DE ENTRADA DE AIRE PARA SISTEMAS COMERCIALMENTE HERMETICOS

MAXIMA ENTRADA DE AIRE


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Fig 8. FACTORES DE CORRECCION

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Fig 9. REQUERIMIENTOS DE VAPOR DE AGUA MOTRIZ PARA EYECTORES


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Fig 10. REQUERIMIENTOS DE VAPOR DE AGUA MOTRIZ PARA UN EYECTOR DE LA 2da ETAPA CON CONDENSADOR

25% (AIRE + GAS NO CONDENSABLE)


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Pulg Hg

KPa, abs

Fig 11. REQUERIMIENTOS DE AGUA DE ENFRIAMIENTO PARA UN EYECTOR DE LA SEGUNDA ETAPA CON UN INTERCONDENSADOR BAROMETRICO


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Fig 12. EFECTO DE LA PRESION DE DESCARGA ACTUAL EN UN EYECTOR DE ETAPA SENCILLA

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Fig 13. CONSUMO DE VAPOR DE AGUA DE LOS EYECTORES

Entre al monograma con R1 y R2, traze una línea entre los dos y lea R3, los requerimientos de vapor de agua del impulsor para comprimir 1 lb de vapor de agua. Este vapor debe ser corregido por el peso molecular y la temperatura vapor de agua del impulsor R3 + + 1.55 vapor de agua saturado De las curvas de correción para M y temperatura en la figura 8, fm = 0.81 y Ft = 1 para vapor de agua para devolverse a aire equivalente a 20°C (70°F) multiplique por Fm y Ft por tanto R3 = corregido = 1.55 (0.81) vapor de agua del impulsor kg 20°C (70°F) aire equivalente Requerimiento total de vapor de agua = 1.55 (0.81) 50 kg/h = 63 kg/h vapor de vapor (124 lb/h)

PDVSA MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO

PDVSA N°

MDP–01–DP–01

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REV.

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APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

TEMPERATURA Y PRESION DE DISEÑO

28 DESCRIPCION FECHA

PAG. REV. APROB.

APROB. APROB. FECHA

ESPECIALISTAS


PDVSA

CRITERIOS DE DISEÑO TEMPERATURA Y PRESION DE DISEÑO

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PDVSA MDP–01–DP–01 REVISION

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Indice 1 ALCANCES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 PRINCIPIOS BASICOS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

4 DEFINICIONES GENERALES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4

5 TEMPERATURA DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

6

5.1 5.2 5.3 5.4 5.5

Generalidades . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Definiciones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperatura de diseño de equipos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperatura de diseño de tuberías . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flexibilidad de tuberías . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

6 6 7 14 14

6 PRESION DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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6.1 6.2 6.3 6.4 6.5

Generalidades . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Definiciones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Presión de diseño de equipos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Presión de diseño de tuberías . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Especificaciones de materiales de tuberías . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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ALCANCES Establecer lineamientos para fijar la temperatura y la presión de diseño de recipientes a presión, tanques de almacenamiento, intercambiadores, equipos.generales y tuberías para nuevas plantas o instalaciones. Definir en forma consistente los variados términos relacionados con presión y termperatura que se usan en el diseño y operación de plantas, con el fin de facilitar la comunicación entre los diferentes ingenieros involucrados.

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REFERENCIAS Manual de Diseño de Procesos (MDP) 05–E–01 05–E–02 05–E–03 05–E–04 05–E–05 05–S–01 05–S–03 05–S–04 05–S–05

Intercambiadores de Calor: Principios Básicos Intercambiadores de Calor: Procedimientos Intercambiadores de Tubo y Carcaza Intercambiadores de Calor: Procedimiento Enfriadores de Aire Intercambiadores de Calor: Procedimiento Intercambiadores de Doble Tubo Intercambiadores de Calor: Procedimiento Servicios Criogénicos

de Diseño para de Diseño para de Diseño para

Tambores Separadores: Principios Básicos Tambores Separadores, Procedimientos de Diseño: Separadores Líquido–Vapor Tambores Separadores, Procedimientos de Diseño: Separadores Líquido–Líquido Tambores Separadores, Procedimientos de Diseño: Separadores Líquido–Líquido–Vapor

Manual de Ingeniería de Diseño (MID) S Vol. 6 Equipos con Fuego S Vol. 8 Intercambiadores de Calor S S S S S

de Diseño para

Vol. 13–1 H–221 Materiales de Tuberías Vol. 14 Equipos Rotativos Vol. 19 Tanques Vol. 21 Recipientes a Presión Vol. 22 Seguridad en Diseño


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Otras Referencias S API RP 520 Sizing, Selection and Installation of Pressure–Relieving Devices in Refineries; Parts I and II S API RP 521 Guide for Pressure–Relieving and Depressuring Systems S API STD 605 Large–Diameter Carbon Steel Flanges S API STD 620 Design and Construction of Large, Welded, Low–Pressure Storage Tanks S API STD 650 Welded Steel Tanks for Oil Storage S API STD 2000 Venting Atmospheric and Low–Pressure Storage Tanks S ANSI B16.1 Cast Iron Pipe Flanges and Flanged Fittings, Class 25, 125, 250, and 800 S ANSI B16.5 Steel Pipe Flanges and Flanged Fittings S ANSI B16.34 Steel Valves S ASME B31.1 Power Piping (ANSI B31.1) S ASME B31.3 Chemical Plant and Petroleum Refinery Piping (ANSI B31.3) S ASME Code Boiler and Pressure Vessel Code: S Section I, Power Boilers S Section VIII, Pressure Vessels, Divisions 1 and 2

3

PRINCIPIOS BASICOS La temperatura y la presión de diseño de un sistema afectan la seguridad, la confiabilidad y la economía de la planta. La fijación de la temperatura y la presión de diseño influencia o determina el material a utilizar, el espesor del componente, la flexibilidad de la tubería, la disposición de las unidades, los soportes, el aislamiento, la fabricación y las pruebas de los equipos y sistemas de tuberías a ser instalados. La temperatura y la presión de diseño deben ser establecidas de forma tal que sean adecuadas para cubrir todas las condiciones de operación previsibles, incluyendo arranque, parada, perturbaciones del proceso, incrementos planificados en la severidad de operación, diferentes alimentaciones y productos, y ciclos de regeneración, cuando aplica. En muchos diseños, es necesario agregar un incremento de temperatura y presión a las condiciones normales de operación, para cubrir las variaciones de operación. Se deben especificar condiciones alternas de diseño para equipos y tuberías que deban estar sujetos a temperaturas y presiones mayores que las condiciones normales de diseño. Un ejemplo típico de esto es la situación de regeneración de catalizador involucrada en procesos de lecho fijo. Aquí, el reactor y la tubería están sujetos a una temperatura de operación alterna, superior a la temperatura de operación normal, pero a una presión reducida. Diseños en base a lapsos cortos


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o intermedios de tiempo se pueden aplicar solamente a tuberías; para el caso de recipientes a presión o intercambiadores de calor, se deben seguir los códigos y prácticas de diseño apropiados. En general, las condiciones de temperatura y presión de diseño para equipos de planta (recipientes a presión, calderas, tanques, intercambiadores de calor, columnas, reactores, etc.), así como las condiciones generales de diseño para tubería son establecidas durante el desarrollo de la ingeniería básica, por ingeniería de procesos, mientras que la selección del tipo específico de tubería a utilizar se establece de acuerdo a las especificaciones de materiales de tubería que rigen el proyecto, las cuales se basan en la clasificación de presión de las bridas según el tipo de material seleccionado para el manejo de un determinado fluído. En lugar de definir condiciones de diseño separadas para cada uno de los equipos y sistemas de tuberías considerados en un proyecto, normalmente es recomendable definir sistemas que esten expuestos a las mismas condiciones y protegidos por el mismo arreglo de alivio de presión, lo cual permite una definicón común de las condiciones de diseño, resultando en un diseño coherente y de fácil seguimiento durante las fases de ingeniería de detalles, fabricación, construcción y prueba.

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DEFINICIONES GENERALES A continuación se definen algunos términos generales relacionados con el tema de la presente práctica de diseño, para una mayor claridad del texto: Fluido de servicio Según el ASME B31.3, “Fluido de Servicio” es un término general aplicado al diseño de sistemas de tuberías, relacionado con la consideración de la combinación de las propiedades del fluido, las condiciones de operación y otros factores que establecen las bases de diseño del sistema. La clasificación de los servicios es la siguiente: a. Fluido de servicio categoría D Para clasificar un fluido en esta categoría, todos los renglones siguientes deben aplicar: a.1

El fluido considerado es no inflamable, no tóxico e inocuo para los tejidos humanos.


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CRITERIOS DE DISEÑO


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TEMPERATURA Y PRESION DE DISEÑO .Menú Principal

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a.2

La presión manométrica de diseño no excede los 1030 kPa (150 psig), y

a.3

La temperatura de diseño está entre –29 °C (–20 °F) y 186 °C (366 °F).

b. Fluido de servicio categoría M Este es un servicio para el cual el potencial de exposición para las personas es considerado significativo, en el cual, una sola exposición a muy pequeñas cantidades de un fluido tóxico causada por fugas en el sistema, puede producir daño serio e irreversible a las personas, ya sea por inhalación o contacto, aún cuando se tomen medidas correctivas en forma inmediata. c. Fluido de servicio de alta presión Es un servicio para el cual el dueño del proyecto especifica un nivel de alta presión, de acuerdo con el Capítulo IX del ASME B31.3, para el diseño y la construcción de las tuberías. d. Fluido de servicio normal Este es el servicio de la mayor parte de los sistemas de tuberías cubiertos por el ASME B31.3, los cuales no están sujetos a las reglas de los servicios descritos en a, b y c, y que no están sujetos a condiciones cíclicas severas. Fluido inflamable Describe un fluido que en condiciones ambientales o bajo las condiciones de operación previstas es un vapor o produce vapores que pueden iniciar una combustión y continuar con la misma en presencia de aire. El término puede aplicar, dependiendo de las condiciones de servicio, a fluidos definidos para otros propósitos como inflamables o combustibles. Tubería Es un sistema que consta de tubos, bridas, pernos, empacaduras, válvulas, accesorios, juntas de expansión, tensores, juntas giratorias, elementos para soportar tuberías, y aparatos que sirven para mezclar, separar, amortiguar, distribuir, medir y controlar el flujo. El diseño, la fabricación y la construcción de sistemas de tuberías están regulados por códigos, de acuerdo a su uso; los principales códigos aplicables son: ASME/ANSI B31.1 Power Piping ASME/ANSI B31.3 Chemical Plant and Petroleum Refinery Piping Tratamiento térmico Es el calentamiento uniforme de una estructura, tubería, o porción de la misma, a una temperatura suficiente para aliviar la mayor parte de la tensión residual, seguido por un enfriamiento uniforme, suficientemente lento para minimizar el desarrollo de nuevas tensiones residuales.


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TEMPERATURA DE DISEÑO 5.1

Generalidades La temperatura de diseño de equipos y sistemas de tuberías se define generalmente como la temperatura correspondiente a la más severa condición de temperatura y presión coincidentes, a la que va a estar sujeto el sistema.De igual importancia en el diseño y las especificaciones mecánicas son la temperatura mínima y, en algunos casos, otras temperaturas extremas que puedan ocurrir a vacío o a bajas presiones de operación. Como todos estos niveles de temperatura de diseño, mínima y de operación extrema, tienen una influencia significativa en el diseño mecánico, en la selección del material, y en la economía de los sistemas considerados, es necesario para los diseñadores considerar cada uno de ellos cuando se especifican las condiciones de diseño. Considerando estos factores, los diseñadores de proceso deben especificar la temperatura de diseño (que representa el máximo límite de temperatura) y la temperatura crítica de exposición (que representa el límite mínimo de temperatura) para todos los sistemas.

5.2

Definiciones Temperatura de operación Es la temperatura de fluido del proceso prevista para la operación normal. Temperatura de operación máxima Es la temperatura más alta del fluido del proceso prevista para las desviaciones esperadas de la operación normal. Esto incluye arranque, despresurización, parada, operaciones alternadas, requerimientos de control, flexibilidad operacional y perturbaciones del proceso. La definición de esta temperatura debe ser considerada individualmente, evaluando las causas que la determinan, y cualquiera que sea el caso determinante, se debe establecer en los documentos de diseño. Temperatura de operación mínima Es la temperatura más baja del fluido del proceso prevista para las desviaciones esperadas de la operación normal. Esto incluye arranque, despresurización, parada, operaciones alternadas, requerimientos de control, flexibilidad operacional y perturbaciones del proceso. L a condición causante de la mínima temperatura de operación debe ser establecida en los documentos de diseño. Temperatura de diseño Es la temperatura del metal que representa las condiciones coincidentes más severas de presión y temperatura. Esta temperatura es utilizada para el diseño mecánico de equipos y tuberías, incluyendo la selección de materiales.. Esta


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temperatura de diseño debe ser al menos 10°C (18°F) superior a la temperatura de operación máxima, pero en ningún caso inferior que la máxima temperatura en casos de emergencia, como falla de servicios, bloqueo de operación, falla de instrumentos, etc. La temperatura de diseño de equipos y sistemas protegidos por válvulas de alivio, debe ser al menos la máxima temperatura coincidente con la presión de ajuste de la válvula de alivio respectiva. Temperatura crítica de exposición (TCE) Es la mínima temperatura de metal a la cual un componente estará sujeto, para una presión mayor al 25 por ciento de la presión de diseño. Esto normalmente ocurre en los arranques y está basado en las condiciones mínimas del ambiente, a menos que ocurra una temperatura de operación más baja. La TCE debe ser al menos tan baja como la temperatura de operación mínima. Temperatura mínima de prueba hidrostática Es la temperatura más baja a ser utilizada para el agua en una prueba hidrostática. Debería ser 6°C (11°F) más que la TCE para componentes con espesores iguales o menores de 50 mm (2 pulg), y al menos 17°C (31°F) más que la TCE para componentes con espesores mayores de 50 mm (2 pulg.).

5.3

Temperatura de diseño de equipos La temperatura de diseño de los equipos a presión o a vacío se determina estableciendo las condiciones más severas, simultáneas, de temperatura y presión que ocurrirán en cualquier fase de las operaciones del proceso. Esta temperatura se usa en el diseño mecánico para establecer los niveles de esfuerzo de diseño y determinar los espesores mínimos del metal que se requieren para satisfacer los códigos u otros criterios mecánicos.

5.3.1

Equipos a temperaturas mayores que el ambiente El incremento de temperatura utilizado para cubrir las variaciones de operación para temperaturas de diseño hasta 400°C (752°F) no tiene restricciones cuando el material es acero. La relación entre el esfuerzo permisible y la temperatura de diseño es lineal para el acero y el incremento de costo es aproximadamente lineal dentro de este rango de temperatura. En este rango de temperatura se agrega normalmente un incremento de 28°C (50°F) a la temperatura de operación a fin de establecer la temperatura de diseño, cuando no se tiene una temperatura de operación máxima superior a la de operación normal. A temperaturas superiores a 400°C (752°F), el esfuerzo permisible disminuye abruptamente y el costo aumenta rápidamente. Para estas temperaturas superiores se deben considerar alternativas económicas como la del aislamiento


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interno de los equipos o aleaciones especiales de acero. Además, el costo de algunos equipos o unidades se puede minimizar con una selección cuidadosa de la presión y/o temperatura de diseño. Por ejemplo, la presión y la temperatura de diseño no se deben fijar arbitrariamente a un nivel alto, tal que se requiera una clase siguiente superior de tubería o un material más costoso. A continuación se presentan algunos factores que afectan la determinación de la temperatura de diseño para varios tipos de equipo, mencionando las prácticas comunes para definir la misma: Recipientes a presión 1. Aislamiento – Muchos recipientes tienen aislamiento térmico para prevenir las pérdidas de calor, proteger el personal, o suministrar protección contra incendios. Para recipientes aislados externamente, las bridas de las boquillas normalmente no se aíslan, de modo tal que se permite una reducción de 10% por debajo de la temperatura de diseño del fluido para la temperatura de diseño del metal de esas bridas. Si las bridas de las boquillas llevan aislante, la temperatura de diseño del metal es igual a la temperatura de diseño del fluido. Algunas veces los recipientes están provistos con aislamiento interno para reducir la temperatura de diseño del metal a un valor inferior a la temperatura de proceso. Para temperaturas muy altas (mayores que 538°C (1000°F)), este es un método seguro y confiable de confinar el fluido de proceso caliente. Para temperaturas menores, algunas veces es económico o técnicamente deseable utilizar revestimiento de aislamiento interno. Este tipo de revestimiento se puede utilizar también para reducir la corrosión de la pared al disminuir su temperatura. La temperatura de diseño del metal para recipientes aislados internamente se establece normalmente en 343°C (650°F). El aislante interno reduce la temperatura de pared a valores aproximadamente entre 121°C (250°F) y 204°C (400°F), dependiendo de la temperatura del proceso, de la condiciones ambientales y del aislamiento. Sin embargo, pueden existir “puntos calientes” causados por el flujo de gases calientes a través de un revestimiento de refractarios como resultado de la caída de presión en un lecho catalítico o por deterioro de los mismos refractarios. Por lo tanto, la temperatura de diseño del metal es usualmente especificada como 343°C (650°F), para prevenir la eventualidad de los “puntos calientes”. Para servicio de hidrógeno, el material debe ser capaz de soportar ataque por hidrógeno a una temperatura por lo menos igual a la temperatura de diseño del metal. 2. Servicios cíclicos – Los recipientes en servicios cíclicos requieren una atención especial. El servicio cíclico incluye aquel servicio donde el número de arranques y paradas, más otros ciclos grandes de presión y


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temperatura, excede los 1000 durante el tiempo de vida media de la unidad. Las variaciones de presión y temperatura menores del 20% del valor de diseño no son significativas. Las variaciones de temperatura en exceso de ± 83°C (± 150°F) en un intervalo de tiempo de un minuto o menos, pueden ser significativas. El número de ciclos se debe basar en un servicio de vida mínima de 20 años para equipos mayores. Las unidades en servicio cíclico incluyen los procesos químicos con operaciones por carga y las unidades de altas presiones (241,000 kPa man (35,000 psig)) de polietileno. Los servicios cíclicos pueden incluir reactores de lecho fijo, como hidrotratadores e hidrocraqueadores. La mayor parte de las unidades de procesamiento de petróleo no están sujetas a un número significativo de ciclos. 3. Otros gradientes térmicos – Los recipientes que están sujetos a un gradiente térmico substancial como resultado de una repentina variación de temperatura, caen dentro de la clasificación de servicio crítico y requieren una consideración especial. Esta clase de recipientes incluye aquellos reactores de lecho fijo que están sujetos a reacciones exotérmicas. Normalmente se instalan aparatos de despresurización manual con retorno automático para reducir la presión a medida que la temperatura se incrementa. Esto usualmente requiere un estudio analógico del sistema, asociado con cálculos de transferencia de calor para establecer la temperatura del metal. Las combinaciones predominantes de presión y temperatura se utilizan para diseñar el recipiente. 4. Regulaciones locales – Los recipientes diseñados para localidades donde es obligatorio el código ASME, Sección VIII, División 1, pueden ser diseñados para temperaturas de hasta 343°C (650°F) con un costo agregado muy pequeño o sin costo adicional para el recipiente. Esto es debido a que el esfuerzo de diseño, y por lo tanto el espesor, es constante en el rango de 38°C (100°F) a 343°C (650°F) para acero al carbón y aceros de baja aleación. Esto no se aplica estrictamente a recipientes diseñados para condiciones de vacío. Sin embargo, el diferencial de costo para recipientes en servicio de vacío es pequeño. El espesor de pared y el costo de los recipientes varia para otros lugares (donde la Sección VIII, División 1 no es obligatoria), porque la tensión de diseño es una función de la temperatura en el rango de 38°C (100°F) a 343°C (650°F) y a rangos mayores. Esto también se aplica a tuberías, porque la tensión de diseño es función de la temperatura desde 38°C (100°F) en adelante según el “Código de Tuberías”, ASME B31.X. Tanques de almacenaje 1. Tanques de almacenamiento atmosféricos – Estos tanques de almacenamiento tienen una temperatura de diseño igual a la temperatura máxima del fluido o la del ambiente, cualquiera que sea la mayor.


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2. Tanques de almacenamiento con refrigeración – La temperatura de diseño de este tipo de tanque es igual o ligeramente menor (en 5°C (9°F)), que la temperatura mínima de almacenamiento del producto. 3. Esferas de almacenamiento a presión – Las esferas de almacenamiento a presión que no están enfriadas; se deben diseñar para una temperatura igual a la máxima del fluido o la ambiental, a la presión del diseño. Otras consideraciones sobre temperatura de diseño Además de determinar la temperatura de diseño, los siguientes extremos de temperatura y consideraciones de proceso pueden afectar el diseño de equipos o la selección de material para el mismo. 1. Desplazamiento o limpieza con vapor – Los equipos y tuberías sujetos a desplazamiento o limpieza con vapor, como en el caso de arranques o paradas, deben tener la temperatura del vapor incluida en las Especificaciones de Diseño. Las tuberías y recipientes se deben diseñar para la dilatación térmica resultante del desplazamiento con vapor. 2. Traceado de calentamiento – Los equipos o tuberías con trazas de vapor o con encamisado de vapor o con cualquier otra forma de calentamiento con vapor deben ser diseñados tomando en consideración una disminución grave en el flujo del lado de proceso. La temperatura puede afectar el diseño de los equipos o la flexibilidad de las tuberías. 3. Agua de enfriamiento – Una falla de agua de enfriamiento puede también ser causa de temperaturas anormalmente altas en equipos o tuberías. 4. Descoquificación – Los equipos asociados con las corrientes de proceso que deben ser descoquificadas son expuestos normalmente a temperaturas verdaderamente altas y a presiones bajas. Estos extremos de temperatura pueden o no determinar la temperatura de diseño debido al bajo nivel de presión. Sin embargo, la temperatura de descoquificación, la duración y la frecuencia se deben indicar en las Especificaciones de Diseño, de modo tal que el diseño mecánico de tuberías y recipientes tome en cuenta esta consideración. 5. Soluciones alcalinas y aminas – Los equipos y tuberías que contienen soluciones alcalinas, tal como la soda cáustica, o aminas pueden requerir tratamientos térmicos posteriores a la soldadura, dependiendo de la composición y la temperatura. 6. Materiales no–ferrosos – Temperaturas de diseño mayores de +38°C (100°F) para materiales no ferrosos como aluminio y aluminio–bronce deben ser seleccionadas con cuidado, porque la resistencia del material decrece rápidamente con el aumento de la temperatura. Los materiales de bajo punto de fusión como el aluminio, cobre y bronce, generalmente requieren pruebas contra el fuego para prevenir fallas causadas por la exposición al fuego.


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5.3.2

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Equipos en servicios criogénicos y de baja temperatura Los materiales utilizados a temperaturas iguales o inferiores a +49°C (120°F) deben poseer la resistencia adecuada para prevenir fracturas catastróficas en los equipos por fragilidad del material. La resistencia de los materiales se asegura a través de la especificación de los requerimientos de impacto mínimo que son verificados por las pruebas de impacto de los materiales. Los requerimiemtos de impacto se basan en la temperatura crítica de exposición (TCE), por lo tanto, además de establecer la temperatura de diseño, el diseñador debe también determinar la temperatura crítica de exposición (TCE) para los equipos. La temperatura crítica de exposición es la temperatura mínima del metal a la cual un componente estará sujeto a una presión mayor que el 25 por ciento de la presión de diseño. La TCE toma en cuenta los siguientes factores: 1. Temperatura de diseño del proceso (si se tiene más de una temperatura o de un rango, se usará el valor más pequeño). 2. Condiciones de arranque, parada, despresurización o de perturbaciones del proceso que pueden causar temperaturas de metal anormalmente bajas. 3. La más baja temperatura atmosférica promedio de un día, especificada para el arranque y parada de planta. Si no está especificada, se deberá tomar la más baja temperatura atmosférica de un día para la localización de la planta. 4. La temperatura de prueba hidrostática (temperatura del metal durante la prueba) puede predominar sobre la TCE como se explica en los párrafos que siguen. La TCE no siempre es igual a la temperatura mínima del ambiente y puede en la práctica ser superior en equipos que se calientan antes de la presurización o ser menor en equipos de baja temperatura o criogénicos. Se debe notar que las especificaciones de la prueba hidrostática deben requerir que la temperatura del metal durante la prueba sea 6°C (11°F) más alta que la TCE para componentes con espesores iguales o menores a 50 mm (2 pulg) y 17°C (31°F) más alta que la TCE para componentes con espesores mayores de 50 mm (2 pulg). En algunos casos, puede ser necesario calentar el agua de la prueba para cumplir con este requerimiento. Si el calentamiento del agua no es práctico, entonces la TCE se debe ajustar de manera tal que sea 6°C (11°F) ó 17°C (31°F), según lo necesario, por debajo de la temperatura del metal durante la prueba hidrostática con agua no calentada. Para los tanques de almacenamiento atmosférico, la temperatura crítica de exposición es determinada por la menor de las más bajas temperaturas atmosféricas promedio de un día, o por la temperatura del metal durante la prueba hidrostática.


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Criterios y consideraciones para establecer la TCE 1. Tipo de equipo – La temperatura de diseño para equipos criogénicos y de baja temperatura (menor que la ambiente) es igual a la temperatura de operación mínima. El incremento de temperatura entre la temperatura de operación normal y la de diseño puede variar desde pocos grados, para un tanque de almacenamiento con enfriamiento, hasta 14°C (25°F) o más para un nuevo proceso de baja temperatura. Los diseños criogénicos (por debajo de –101°C (–150°F)) requieren el uso de materiales con resistencia adecuada a temperaturas criogénicas. Los materiales típicos son el acero inoxidable, el aluminio o materiales con 5 a 9% de níquel, los cuales tienen una resistencia adecuada hasta –165°C (–265°F). 2. Economía – Los requerimientos de resistencia generalmente llevan al punto óptimo de costo de material a temperaturas por debajo de +60 (140), +49 (120), +16 (61), 0 (32), –29 (–20), –49 (–56) y –101°C (–150°F). Estos puntos óptimos existen por las diferentes especificaciones de materiales requeridos para proveer resistencia. Las temperaturas enumeradas son representativas y en la realidad varían dependiendo de las numerosas variedades de materiales. Los requerimientos de impacto para todos los equipos (excepto tanques de almacenamiento) y tuberías se presentan en los códigos “ASME, Boiler and Pressure Vessel Code, Section VII” y “ASME B31.X”. La temperatura de diseño tiene un efecto muy pequeño sobre el espesor a temperaturas por debajo de +49°C (120°F). 3. Temperatura ambiente – Cuando las temperaturas de operación mínimas están por encima de la temperatura ambiente mínima, “la más baja temperatura promedio de un día”, establecida por la localización del proyecto, debería ser usada como la temperatura de diseño mínima a menos que se establezca el uso de una temperatura más alta. Los manuales de operación deberían especificar la temperatura de operación mínima, si ésta es mayor que la más baja temperatura promedio de un día, y debería incluir limitaciones de operación requeridas para evitar temperaturas más bajas que las mínimas de diseño. En general, para climas calientes es económicamente aceptable utilizar la temperatura más baja promedio de un día (de 16°C (61°F) a 21°C (70°F)), como la temperatura crítica de exposición. A medida que la temperatura más baja promedio de un día cae por debajo de +16°C (61°F) y particularmente debajo de 0°C (32°F), es progresivamente más costoso obtener materiales con la resistencia requerida. Por lo tanto, en esta región de temperatura, se requiere un criterio muy cuidadoso para establecer la temperatura crítica de exposición. 4. Aislamiento – Equipos y tuberías con aislamiento interno deben ser considerados separadamente. Estos incluyen reactores de hidrogenación con refractarios, reformadores secundarios, coquificadores fluidizados y


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craqueadores catalíticos fluidizados. Para estos equipos y tuberías, la temperatura más baja promedio de un día debería ser usada como la más baja temperatura de metal, a menos que los estudios demuestren lo contrario. 5. Ensuciamiento – En algunos casos, el ensuciamiento de intercambiadores de calor o los problemas de control de flujos anormales pueden modificar suficientemente la transferencia de calor, reduciendo las temperaturas de los equipos normalmente calientes. Estos fenómenos deberían ser considerados durante la fase de diseño. 6. Autoenfriamiento – Los equipos y tuberías que pueden estar afectados por bajas temperaturas resultantes de autoenfriamiento deberían ser diseñados para temperaturas de autoenfriamiento, bajo las siguientes circunstancias: a.

La falla o mal manejo de una sola válvula automática puede causar despresurización de los equipos.

b.

El mal manejo de una sola válvula manual puede resultar en despresurización.

No es necesario tomar en cuenta el autoenfriamiento para los puntos a y b arriba mencionados, si la válvula es lo suficientemente pequeña para que la despresurización sea lenta (más de 15 minutos) y si se colocan alarmas adecuadas para avisar al operador sobre la reducción de presión. Las tuberías de descarga y los equipos asociados localizados aguas abajo de válvulas de seguridad que descargen líquidos de vaporización instantánea, deben ser adecuados para manejar las bajas temperaturas resultantes. Las temperaturas de autoenfriamiento deben aparecer en las Especificaciones de Diseño. 7. Enfriamiento brusco – El enfriamiento brusco presenta una situación de diseño especial para el caso de tuberías y equipos. Esta condición está usualmente asociada a equipos de descarga de alivio y de seguridad en plantas de gas o unidades de proceso a baja temperatura. Cuando la temperatura de diseño (después del enfriamiento del líquido) es menor que –29°C (–20°F), y la diferencia de temperatura de enfriamiento excede los 56°C (101°F), el equipo y/o la tubería deben cumplir con los requerimientos de enfriamiento brusco recomendados en las normas y códigos de uso común. La temperatura mínima de diseño debe aparecer en las Especificaciones de Diseño para equipos sujetos a enfriamiento brusco. 8. Pruebas hidrostáticas – La temperatura de prueba hidrostática no es importante para el diseñador excepto para los casos de tanques y esferas de almacenamiento. Para éstos, la temperatura del agua de prueba debe ser especificada, ya que el propietario suministra el agua. Para otros


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REVISION

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equipos, el fabricante debe considerar la temperatura de la prueba durante el diseño detallado del equipo.

5.4

Temperatura de diseño de tuberías La temperatura de diseño para tuberías debe ser establecida en conjunción con la presión de diseño para determinar la clase de tubería a ser utilizada, según se trata en la Sección 6.5 de esta Práctica de Diseño. En general, las consideraciones explicadas anteriormente para la determinación de la temperatura de diseño y de la temperatura crítica de exposición para equipos, aplican en igual forma para las tuberías. Las temperaturas de diseño del metal para tuberías se establecen como sigue: 1. Para componentes de tuberías con aislante externo, la temperatura de diseño del metal debe ser la temperatura máxima del fluido contenido en la tubería. 2. Para componentes de tuberías sin aislante (externamente) y sin recubrimiento (internamente), la temperatura de diseño del metal debe ser la máxima temperatura del fluido contenido en la tubería, reducida en los siguientes porcentajes:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Componente Tubería, accesorios para soldar y válvulas Bridas de línea y accesorios con bridas

DT, % de T 5 10

Los diseños usarán más frecuentemente un 10% de reducción, tal como se aplica a bridas de tuberías sin aislante. Las otras reducciones permisibles se aplicarán con mucha menor frecuencia. Si las reducciones se toman para los fluidos de categoría M, las reducciones requieren ser avaladas por cálculos de transferencia de calor confirmados por pruebas, o por medidas experimentales Con el creciente interés en la conservación de la energía, más y más bridas son aisladas para ahorrar calor. Si se está considerando un aislamiento externo para una brida, se debe establecer el rango de presión y temperatura de diseño del fluido para asegurar que sea adecuado aislarla. 3. Para tuberías con recubrimiento y aislamiento interno, la temperatura de diseño del metal para cada componente se debe basar en la experiencia de diseños anteriores o en temperaturas calculadas teóricamente.

5.5

Flexibilidad de tuberías En la práctica corriente las Especificaciones del Diseño de un proyecto no suministran las temperaturas de diseño para las tuberías de proceso. En su lugar,


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tales temperaturas son establecidas por la organización que realiza la ingeniería, basada en la interpretación de las Especificaciones de Diseño que recibe. Este procedimiento es fundamentalmente diferente al que se utiliza para la mayoría de los otros equipos, donde la temperatura de diseño es especificada por un ingeniero de diseño familiarizado con el proceso/operación en el cual esta basada la temperatura. Por lo tanto, es necesario establecer unas comunicaciones claras entre el ingeniero de diseño y el diseñador de detalles de tuberías. Los lineamientos de contenido presentados a continuación muestran la información que el ingeniero de diseño debe suministrar para permitir al diseñador de detalles de tuberías establecer el diferencial máximo de temperatura en la tubería y, en consecuencia, diseñar un sistema adecuadamente flexible. 1. Operación planificada – (Incluye producción estabilizada, desplazamiento con vapor, arranque, parada y operaciones alternas). a.

Producción estabilizada – Las situaciones no usuales deben ser identificadas. Se deben definir las bases para fijar la temperatura de diseño del fluido en la tubería y el mecanismo para establecer la temperatura del fluido a partir de los equipos conectados a la tubería; es decir, explicar cualquier diferencia no clara entre lo que debería ser la temperatura de la tubería y el valor numérico en sí de la temperatura del equipo. Por ejemplo, La temperatura de diseño de un equipo podría ser especificada como 343°C (650°F)(aunque la temperatura real del metal puede ser 121°C (250°F)), porque el recipiente se diseña para una localidad donde es obligatorio usar la Sección VIII del Código ASME. Con esta información y el conocimiento de la dirección de flujo, el diseñador de detalle de tubería puede establecer una temperatura de diseño para flexibilidad de la misma. La flexibilidad de las tuberías de los compresores es particularmente crítica y la temperatura debe ser especificada por el ingeniero de diseño, utilizando las consideraciones expuestas más abajo.

b.

Operaciones de desplazamiento con vapor – El arranque y la parada utilizan normalmente desplazamiento con vapor. Para estos casos se requiere la siguiente información:

(1) Temperatura del vapor utilizado (varias temperaturas y circuitos de vapor pueden estar involucrados). (2) Identificación de las líneas sujetas a desplazamiento con vapor que operen normalmente por debajo de la temperatura del vapor de desplazamiento. (3) Plano de identificación de servicios o líneas para las cuales el desplazamiento con vapor se prohibe (avisar al propietario donde no se puede aplicar desplazamiento con vapor); por ejemplo, avisar donde los costos pueden ser excesivos para suministrar flexibilidad (líneas largas que transportan hidrocarburos fuera de las instalaciones) o donde el aislamiento no es adecuado para manejar las temperaturas del vapor.


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c.

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Secuencias de arranque o parada que imponen en las tuberías diferenciales de temperatura mayores que las correspondientes a condiciones estables de producción. Por ejemplo, la circulación de un aceite caliente para calentar una torre a través de circuitos seleccionados, dejando fríos otros circuitos, provoca un estiramiento de los circuitos fríos a causa de la dilatación de la torre. Operaciones alternas, tales como regeneración, descoquificación, etc. Se deben suministrar los diagramas de flujo simplificados y notas en los planos de flujo indicando lo siguiente:

(1) Todos los circuitos (primarios) de producción planificada y los patrones de flujo. (2) Todos los circuitos secundarios de servicios planificados y los patrones de flujo. (3) Las líneas que se encuentran en la modalidad de no–flujo (bloqueadas) en cada caso. (4) Las temperaturas de los equipos involucrados en cada operación. 2. Operaciones no planificadas – Son las situaciones anormales, incluyendo mal manejo de la operación, el mal funcionamiento de los equipos u otros eventos que no están planificados, pero que están previstos a tal punto que las temperaturas involucradas fueron consideradas cuando se estableció la temperatura de diseño para la flexibilidad térmica de las tuberías y los equipos de conexión. Son ejemplos de estas operaciones los siguientes: a.

Pérdida de flujo del medio de enfriamiento

b.

Interrupción del flujo de proceso durante calentamiento con el sistema de trazas de vapor en servicio

c.

Reacción exotérmica fuera de control

Para cada una de estas situaciones anormales previsibles, se deben suministrar la temperatura de metal y la frecuencia de aparición previstas (número de ocurrencias por año) para las mismas. 3. Consideraciones para frecuencias de operaciones cíclicas – Considerando un período de 20 años, el número de ciclos de temperatura significativos debe ser indicado para el tiempo de vida de la planta, si ellos exceden el valor de 7000 (es decir, alrededor de uno por día durante 20 años). Un ciclo significativo es aquel donde el cambio de temperatura es igual o mayor que el 50 por ciento del cambio máximo de temperatura. 4. Sistemas de tuberías para compresores – El diseño de los sistemas de tuberías relativamente frías para compresores, puede ser afectado significativamente por pequeñas diferencias en los rangos de temperaturas. Esto es debido a que el diseño de estas tuberías esta limitado por las cargas que pueden ser impuestas al compresor sin


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causarle problemas. Las tuberías de gran diámetro (600 mm (24 pulg)) son particularmente críticas. En un sistema de tuberías de compresores usualmente se requieren soportes y empotramientos especiales, de manera tal que las cargas sobre las boquillas no excedan las cargas permisibles. Al mismo tiempo, el limitado espacio disponible para los circuitos de expansión localizados alrededor del compresor, complican el problema. En consecuencia, la temperatura de metal para flexibilidad de tuberías de compresores debe incluir solamente el incremento de temperatura necesario para cubrir las condiciones de operación, sin ser excesivamente conservador, y debe estar indicada en las Especificaciones de Diseño. Las líneas de succión de los compresores que se calientan con trazados externos deben ser diseñadas para ser lo suficientemente flexibles para una temperatura de metal que refleje la condición de no flujo, con los trazados externos en funcionamiento. Esta temperatura de metal puede ser significativamente más baja que la temperatura de los trazados externos. 5. Tuberías de carga y descarga para tanques – La disposición de la tubería y la expansión térmica asociada, particularmente para líneas de gran diámetro, no deben imponer cargas excesivas en la boquillas de los tanques. La tubería entre un tanque y su dique de contención se debe colocar y soportar convenientemente a fin de minimizar el movimiento de la tubería durante el llenado, el vaciado y el asentamiento del tanque. Para los efectos de expansión térmica, el rango de diferencia máxima de temperatura utilizado en el análisis de flexibilidad debe considerar 49°C (120°F) como el valor de temperatura superior, si la temperatura máxima de operación del fluido es inferior a 49°C (120°F). Esta es considerada la máxima temperatura del metal resultante de la radiación solar cuando no hay flujo en la línea. 6. Líneas fuera de los límites de las unidades de proceso – Para estas líneas se puede usar, a condiciones anormales, el doble del rango de esfuerzo permitido por el Código de Tubería, siempre y cuando: a.

La temperatura del fluido a condiciones anormales está por debajo de la temperatura de autoignición y de 260°C (500°F).

b.

Las condiciones anormales no ocurran más de 5 veces al año.

c.

El rango de esfuerzo permisible deba ser calculado solamente para las condiciones anormales. No se debe tomar crédito por los esfuerzos longitudinales prolongados que sean menores que los permisibles en el Código de Tubería.


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PRESION DE DISEÑO 6.1

Generalidades La presión de diseño es la máxima presión interna o externa utilizada para determinar el espesor mínimo de tuberías y recipientes y otros equipos. Para condiciones de vacío parcial o total, la presión externa es la máxima diferencia entre la atmosférica y la presión en el interior del recipiente o tubería. La presión de diseño especificada para equipos y tuberías esta normalmente basada en la presión de operación máxima, más la diferencia de presión entre la presión máxima de operación y la presión fijada en el sistema de alivio de presión (AP). Esta diferencia de presión es requerida para prevenir la apertura prematura de una válvula de alivio de seguridad o la falla prematura de un disco de ruptura. La presión de diseño de un recipiente se especifica normalmente en el tope del mismo. Al establecer la presión máxima de operación, se deben considerar las variaciones de presión originadas por cambios en la presión de vapor, densidad, cambio en la alimentación, cambios en los puntos de corte de los productos, cabezal estático debido al nivel de líquido o sólido, caída de presión en el sistema y presión de bloqueo de bombas o compresores. También se debe suministrar un margen adecuado entre la presión de operación y la presión establecida para la válvula de seguridad (normalmente igual a lapresión de diseño), a objeto de prevenir la abertura frecuente de la válvula de seguridad. La presión de diseño generalmente se selecciona como el mayor valor numérico de los siguientes casos: (a) 110% de la presión máxima de operación, o (b) la presión de operación más 172 kPa man (25 psig). Esta regla se aplica cuando se utiliza una válvula de alivio de seguridad convencional. Hay varias excepciones a esta regla, que se explicarán más adelante.

6.2

Definiciones Presión de operación Es la presión a la cual los equipos o tuberías están normalmente expuestos durante la operación de los mismos. Presión de operación máxima Es la máxima presión prevista en el sistema debida a desviaciones de la operación normal. Esto incluye arranques, paradas, operaciones alternadas, requerimientos de control, flexibilidad de operación y perturbaciones del proceso. La máxima presión de operación debe ser al menos 5% mayor que la presión de operación.


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Presión de operación mínima (Vacío) La presión de operación mínima es la presión sub–atmosférica más baja que puede tener el sistema, basada en las condiciones esperadas de la operación, incluyendo arranque y parada. Los recipientes sometidos a condiciones de presión sub–atmosférica, deben ser diseñados para vacío total. Presión de diseño Es la presión máxima, interna o externa, a ser utilizada para determinar el espesor mínimo de tuberías, recipientes u otros equipos. Para condiciones de vacío parcial o total, la presión externa es la máxima diferencia de presión entre la atmosférica y la presión interna existente en los equipos. De no ser especificado de otra forma, la presión de diseño es la que se específica en el tope del recipiente. Presión de trabajo máxima permisible (PTMP) Es la máxima presión manométrica permisible en el tope de un recipiente colocado en su posición de operación, a una temperatura establecida. Esta presión se basa en cálculos que usan el espesor nominal, excluyendo la tolerancia por corrosión y excluyendo el espesor requerido para satisfacer cargas diferentes a las de presión para cada elemento de un recipiente. La PTMP no se determina normalmente para recipientes nuevos, pero se usa en recipientes que van a ser redimensionados o en estudios relacionados con usos alternos del equipo. Presión de bloqueo (“stalling”) Es la presión a la descarga de una bomba centrífuga o un compresor centrífugo, con la presión de succión en el máximo valor posible y el sistema de descarga cerrado. Presión de prueba hidrostática Es la presión manométrica aplicada al equipo o tubería durante la prueba hidrostática. La mínima presión requerida y la máxima presión permisible para la prueba dependen del código aplicado. Presión de ajuste Es la presión manométrica a la entrada de una válvula de alivio, a la cual la válvula es ajustada para abrir. Para nuevos proyectos, generalmente la presión de ajuste es igual a la presión de diseño del equipo instalado en el sistema protegido por la válvula de alivio. Sobre–Presión Es el incremento de presión sobre la presión de ajuste de una válvula de alivio durante la descarga de la misma, y se expresa como un porcentaje de la presión de ajuste.


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Acumulación Es el incremento de presión sobre la presión de trabajo máxima permisible (PTMP) de un equipo o sistema de tubería durante la descarga de la válvula de alivio correspondiente, y se expresa como un porcentaje de la PTMP. Presión de alivio Es la suma de la presión de ajuste de una válvula de alivio y el incremento real de presión que ocurre durante la descarga de la misma. Contra–Presión Es la presión en el lado de descarga de una válvula de alivio en posición cerrada.

6.3 6.3.1

Presión de diseño de equipos Equipos a presión Recipientes Para la determinación de la presión de diseño de recipientes a presión, se deben tener en cuenta los siguientes factores: Presión Mínima de Diseño – Generalmente se utiliza una presión mínima de diseño de 110 kPa man. (16 psig), a menos que existan fuertes incentivos para decidir lo contrario. Recipientes a presión con una presión de diseño igual o menor que 103 kPa man. (15 psig) caen fuera de los alcances obligatorios del Código ASME. En algunas circunstancias, es deseable por consideraciones económicas y de fabricación, especificar presiones de diseño menores de 110 kPa man. (16 psig). Este tipo de equipos se encuentra en las unidades de fertilizantes, desparafinadoras, de tratamiento de agua y en sistemas de gases de combustión. Cabezal estático – El ingeniero de diseño debe también considerar el cabezal estático que puede estar presente en un recipiente. Este cabezal no está automáticamente cubierto en el diseño de detalles del recipiente por el contratista o fabricante, para las condiciones de operación. Los códigos requieren que se incluya en el diseño una presión adicional debido al cabezal estático causado por el contenido normal de líquido. Si el nivel líquido máximo es especificado de manera clara, el contratista lo tomará en cuenta. Para recipientes horizontales o recipientes a alta presión, el efecto de cabezal estático adicional durante la operación es despreciable. Los requerimientos de diseño para cabezales estáticos deben ser incluidos en las Especificaciones de Diseño de torres de extracción de líquidos, de reactores de lecho de sólidos fluidizados, de torres de enfriamiento súbito o de cualquier otro recipiente vertical que puede operar lleno con líquidos o sólidos. Un recipiente de almacenamiento o un silo tal como una tolva para catalizador, también deben ser


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diseñados tomando en cuenta el cabezal estático. Se debe poner una nota en las Especificaciones de Diseño que explique que el recipiente debe ser diseñado para el cabezal estático resultante de un nivel dado de material; también se debe indicar su densidad. Para recipientes no llenos de líquido – Para el caso de recipientes conteniendo vapor y líquido, si no están normalmente llenos de líquido, se recomienda usar los siguientes valores para la presión de diseño:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ Presión de operación máxima (POM) Bajo 1700 kPa (247 psig) Entre 1700 y 4000 kPa (247 y 580 psig) Entre 4000 y 8000 kPa (580 y 1,160 psig) Sobre 80 Barg (1,160 psig)

Presión de diseño POM + 170 kPa 110 % de POM POM + 400 kPa 105 % de POM

Para equipos operando por debajo de 100 kPa (15 psig), se debe considerar el punto relacionado con la presión mínima de diseño. Para recipientes llenos de líquido – Para el caso de recipientes llenos de líquido, la presión de diseño debe ser al menos la presión de bloqueo de la bomba que carga el recipiente, si el mismo puede ser bloqueado mientras el sistema de alimentación permanece operando. Recipientes verticales con flujo ascendente – Además del cabezal estático, la caída de presión del sistema con flujo ascendente también puede influenciar el diseño de los elementos localizados por debajo del tope del recipiente. El cálculo del espesor de pared de las secciones inferiores del recipiente debe tomar en cuenta los aportes apropiados del cabezal estático y la caída de presión del sistema agregada a la presión del diseño. Por lo tanto, el diseñador debe suministrar la presión de diseño en el tope del recipiente, el cabezal estático para el nivel más alto de líquido, y la caída de presión del sistema desde el fondo hasta el tope del recipiente, en las Especificaciones de Diseño relacionadas con los planos del recipiente. Se supone que la caída de presión del sistema varia linealmente, a menos que se especifique lo contrario. Alivio de presión – Este tópico se analiza en los documentos PDVSA–MDP–08–SA–01 / 02 / 03 / 04 y 05. En dichos documentos también se analizan las relaciones entre la presión de diseño y la presión fijada en los sistemas de alivio de presión. Adicionalmente, se describen los aparatos comunmente usados para aliviar la presión, tales como válvulas de alivio térmico, discos de ruptura, venteos de explosión, circuitos con sello de líquido y válvulas de rompimiento de vacío. Economía Existen algunas reglas generales que pueden ser utilizadas para establecer un diseño económico de recipientes.


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El diseño del fondo de una torre puede ser gobernado por condiciones diferentes de las del proceso. A veces, los vientos y cargas de prueba hidrostática (y, ocasionalmente, cargas por movimiento telúrico) gobernarán sobre el cálculo de espesor de pared en el fondo de torres muy altas (generalmente por encima de los 30.5 m (100 pies)). El espesor requerido solamente por presión no debe ser utilizado para estudios económicos, si la torre posee una altura mayor de 30.5 m (100 pies). Existen también programas de computación que suministran estimados de costos precisos para estos recipientes. El diseño de un tambor estará normalmente gobernado por la presión interna, sea esta positiva o una presión de vacío, si así se impone. No obstante, un tambor horizontal largo requerirá refuerzos en los soportes o un espesor de pared mayor que el requerido por presión. Esto es particularmente cierto para diseños a presiones muy bajas. Minimizar el costo de un recipiente no necesariamente significa optimizar el costo unitario. Se deben también tomar en cuenta factores como los costos de bienes raíces, fundaciones y tuberías. Cuando la presión de diseño es superior a 1030 kPa man. (150 psig), el costo del recipiente generalmente se mantendrá mínimo si el diámetro se reduce. Sin embargo, los recipientes con internos (exceptuando platos de cartuchos) deberían tener, preferentemente, un diámetro mínimo de 0.9 m (3 pies) a fin de facilitar el acceso al recipiente. Los recipientes verticales con alturas mayores de 30.5 m (100 pies) o una relación de L/D mayor de18 pueden no ser más económicos a pesar de que el diámetro esta minimizado en 0.9 m (3 pies). Esto sucede porque el viento, las pruebas hidrostáticas o los movimientos telúricos comenzarán probablemente a gobernar el diseño. Se debería reconocer que los requerimientos de proceso pueden superar y frecuentemente superan las consideraciones arriba expuestas. Baja presión Para sistemas con presiones bajas (menos de 1720 kPa man (250 psig)) y operación estable, el margen entre la presión de operación y la presión de diseño puede ser reducido. Para estos sistemas, la presión de diseño puede ser el mayor valor entre la presión de operación máxima más el 10%, o la presión de operación más 103 KPa man (15 psig). El uso de válvulas pilotos puede permitir la utilización de menores diferenciales de presión entre la presión de operación y la presión de diseño. Véase los documentos PDVSA–MDP–08–SA–01 / 02 / 03 / 04 / 05. Un sistema de presión autolimitante puede tener también un diferencial de presión más pequeño. Un ejemplo de este sistema sería uno que opere a 41kpa man (6 psig), con la presión producida por un ventilador. Si el ventilador puede generar


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una presión máxima de 62 kPa man. (9 psig), ésta podría ser la presión de diseño del sistema. Este tipo de sistemas se encuentra en algunas plantas de fertilizantes. Intercambiadores de calor Las presiones de diseño son especificadas separadamente para la carcaza y los tubos, en la manera usual que para la mayoría de los equipos. Sin embargo, cuando la presión de diseño del lado de alta presión es mayor que 1.5 veces la del lado de baja presión, pueden existir requerimientos especiales, por lo cual, usualmente se especifican los intercambiadores considerando la regla de 1/1.5. Véase al respecto los documentos PDVSA–MDP–08–SA–01 / 02 / 03 / 04 / 05. Tambores de descarga de livianos y tambores de sello de mechurrios Véase los documentos PDVSA–MDP–08–SA–01 / 02 / 03 / 04 / 05. 6.3.2

Equipos a vacío Los recipientes sujetos a vacío parcial o total (presión sub–atmosférica), se deben diseñar para vacío total. Si se prevé un vacío para cualquier condición de operación, éste debe ser especificado como una condición de diseño. Son excepciones a esta regla los fraccionadores primarios de gran tamaño como las destiladoras atmosféricas, los fraccionadores de craqueo catalítico, los fraccionadores de las plantas de coque y los fraccionadores de las plantas de craqueo con vapor. La experiencia ha mostrado que, con un estricto seguimiento de los procedimientos de operación, los operadores pueden prevenir la formación de vacío para los pocos casos en los que se pueda generar. Las pérdidas de calor introducido o el enfriamiento de algunos sistemas, como en el caso de una torre fraccionadora llena con fracciones de rangos de ebullición muy pequeños, pueden resultar en condiciones de vacío en los recipientes, tambores y tuberías. Véase los documentos PDVSA–MDP–08–SA–01 / 02 / 03 / 04 / 05. Una operación defectuosa de algún sistema de compresores puede dar resultados similares. Estos puntos deben ser considerados al establecer las necesidades para diseñar equipos al vacío. Generalmente, los recipientes y los equipos no se diseñan para el vacío que se desarrolla cuando se desaloja el agua de éstos con el sistema de venteo cerrado, como puede suceder después de la inundación con agua o de la prueba hidrostática de tales equipos o recipientes. Se confía en el control del operador para prevenir el vacío debido a esta causa. Para líneas de conexión entre tanques y bombas, localizadas fuera de los límites de batería, y de diámetros mayores de 600 mm (24 pulg), se puede requerir el uso de líneas rompe–vacío conectadas al tanque a fin de prevenir el colapso de la línea. Un colapso sería el resultado de un vacío que se puede generar si la válvula de bloqueo en el tanque es inadvertidamente cerrada mientras que la bomba está funcionando.


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Economía Existen algunas reglas generales que pueden ser utilizadas para establecer un diseño económico de recipientes a vacío. El diseño de recipientes o tuberías de gran diámetro para condiciones de vacío usualmente representa un balance económico. Es decir, ¿el equipo debe ser diseñado para vacío total? o, alternativamente, se deben analizar preguntas como: ¿debe la unidad ser diseñada y operada para el caso en que el vacío no ocurra?. Si los espesores para vacío y para presión interna son necesarios para un análisis económico de este tipo, refiérase al “ASME Boiler and Pressure Vessel Code”, Sección VIII, División 1, o consulte con la Mechanical Engineering Services Section.

6.4

Presión de diseño de tuberías La presión de diseño para tuberías debe ser consistente con la presión de diseño para los recipientes y equipos a los cuales se conectan, y cumplir con los siguientes aspectos: Tuberías protegidas por aparatos de alivio de presión (AP) – En este caso, la presión de diseño debe ser igual a la presión de ajuste establecida para el aparato de alivio de presión (AP) que protege al sistema, más el cabezal estático cuando aplique. Tuberías no protegidas por aparatos AP – La presión de diseño para cualquier sección de tubería no protegida por un aparato AP debe ser igual a la presión máxima que se puede desarrollar como resultado de una falla de una válvula de control, del bloqueo de una bomba, o del cierre inadvertido de una válvula, más el cabezal estático. Para tuberías sujetas a presión por bloqueo de bombas centrífugas y no protegidas por un aparato AP, un estimado aceptable de presión de diseño es el valor numérico mayor entre los siguientes: 1. Presión de succión normal de la bomba más 120% del diferencial de presión normal de la bomba. 2. Presión de succión máxima de la bomba más el diferencial de presión normal de la bomba. En algunas circunstancias, puede ser necesario diseñar utilizando la presión de succión máxima de la bomba más el 120% del diferencial de presión normal de la bomba (caso más conservador). Un ejemplo donde esto se aplica es en el caso de falla del reflujo de tope (”pumparound”) de un fraccionador, debido a error de operación. Una presión de diseño menor que la determinada en base a las reglas anteriores es aceptable, si la bomba real adquirida tiene una presión diferencial de bloqueo


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(válvulas de entrada y salida de la bomba cerradas) menor que 120% de la presión diferencial normal. Si la presión diferencial de bloqueo excede el 120% de la presión diferencial normal, la presión de diseño determinada según las reglas propuesta es aceptable, si satisface las bases de lapsos cortos de tiempo o de lapsos de tiempo intermedio del Código de Tuberías (Vea “Líneas Especiales”, más adelante). Para el caso de una sola bomba, la válvula de succión debe tener una limitación de presión–temperatura igual a la de la línea de succión, siempre y cuando la bomba sea la única fuente de presión en la línea de descarga. Si existe otra fuente de presión igual o mayor, en la línea de descarga, la válvula de succión de la bomba y todos los componentes entre esa válvula y la bomba deben tener las mismas limitaciones de presión–temperatura que la línea de descarga. Para bombas en paralelo, las válvulas de succión y la tubería aguas abajo de las bombas deben tener unas limitaciones de presión–temperatura que sean aceptables al menos para el 75% de la presión de descarga de diseño, a la temperatura de diseño. Las válvulas de doble bloqueo y la tubería entre las válvulas deben ser diseñadas para la más severa clasificación de tubería en ambos lados de la instalación de la válvula de doble bloqueo. La presión de diseño para tuberías que operan a 103 kPa man. (15 psig) o menos, debe ser por lo menos igual a la presión de operación más 14 kPa man. (2 psig), pero no menor de 110 kPa man. (16 psig). Líneas especiales Generalidades – A veces puede ser deseable clasificar algunas tuberías como especiales. Las líneas especiales pueden operar con un incremento de 33% ó 20% en el nivel de presión o del esfuerzo permisible, para variaciones cortas y poco frecuentes de la presión y/o la temperatura de operación normal. Si la duración de las variaciones es mayor que la permitida por el “Código de Tuberías” para la base de lapsos de tiempos cortos o intermedios (descritos más abajo), se deben usar las combinaciones de presión y temperatura más severas, a fin de desarrollar condiciones de diseño adecuadas para un proyecto de larga duración. Existen varias restricciones relacionadas con las bases a lapsos de tiempos cortos y lapsos de tiempos intermedios: Primero, estas bases no se pueden usar para servicio de fluidos de categoría M (ver definiciones generales) o para tuberías de hierro colado. Segundo, si un aparato de alivio de presión protege la tubería, la presión de ajuste fijada para el aparato de AP no debe exceder la de diseño de la tubería para lapsos de tiempos largos. Tercero, las presiones que exceden los niveles normales de limitaciones de presión–temperatura para las válvulas, a veces causan pérdidas de la


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hermeticidad en los asientos de las mismas, o una operación difícil, por lo cual se debe revisar este aspecto del diseño. Para lapsos de tiempos cortos, y sujeto a la aprobación del dueño del proyecto, se permite incrementar el límite de presión o el esfuerzo permisible a la temperatura escogida, en un 33%, siempre y cuando las variaciones no excedan las 10 horas en cualquier lapso de tiempo o el total de 100 horas por año. Para lapsos de tiempos intermedios, se permite incrementar el límite de presión o el esfuerzo permisible a la temperatura escogida, en un 20%, siempre y cuando las variaciones no excedan las 50 horas en cualquier lapso de tiempo o el total de 500 horas por año. Este tipo de condición está usualmente asociada con una situación de emergencia o condiciones de operación alternas. Se permiten incrementos en la presión o el esfuerzo para tiempos cortos e intermedios, con las siguientes salvedades: 1. Las condiciones de lapsos de tiempo cortos deben considerar todos los posibles incrementos simultáneos en temperatura y presión. 2. Las condiciones de diseño del sistema deben tener las mismas especificaciones que las condiciones de diseño de tuberías de larga duración. Estas condiciones no deben normalmente ser excedidas. 3. Cualquier alteración es responsabilidad del diseñador y/o del operador, por lo cual se requiere aprobación por parte del dueño del proyecto. Requerimientos mínimos para líneas especiales – Cuando es preciso designar las líneas como especiales se deben seguir, como mínimo, los siguientes pasos: 1. Hacer una lista en la cual se identifiquen como “Líneas especiales” todas las tuberías para las que se consideran condiciones de lapsos de tiempos cortos/intermedios. La lista debe incluir una tabulación de cada grupo de condiciones de lapsos de tiempos largos o cortos/intermedios que deben ser tomados en cuenta por el diseñador de tuberías. 2. Especificar las condiciones de diseño para la planta que sean consistentes con las condiciones de diseño de las tuberías de larga duración y asegurar que estas condiciones son identificables y controlables en el cuarto de control. 3. Instruir a los operadores, usando los manuales de operación, sobre las condiciones de diseño (determinadas en los pasos anteriores) que no deben ser excedidas durante la operación normal. Es responsabilidad de la operadora de las instalaciones monitorizar las líneas especiales para asegurar que no se excedan los límites de lapsos de tiempo del “Código de Tubería”. Servicios para fluidos especiales (categoría D y categoría M) En la Edición vigente del ASME/ANSI B31.1 (1992) y del B31.3 (1993) (“Código de Tubería”), se presentan dos categorías de servicio de fluido, la categoría D y


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la categoría M (ver sección 4, definiciones generales), a las cuales se aplican consideraciones especiales de diseño y/o fabricación, adicionales a las aplicadas a la gran mayoría de las tuberías que son normalmente cubiertas por la norma. De estas categorías de servicio, sólo el servicio de fluido categoría M tiene un particular significado para el ingeniero de diseño. Un servicio de fluido categoría M es un servicio de fluido tóxico, en el que la exposición a cantidades muy pequeñas en el ambiente pueden producir daños serios e irreversibles a las personas, ya sea al respirar o al tener contacto físico con el fluido, aún cuando se tomen prontas medidas correctivas. Un porcentaje extremadamente pequeño de las tuberías de planta de proceso cubiertas por el ANSI B31.3 estará en el servicio de fluido categoría M. El porcentaje de tuberías en esta categoría, es aproximadamente el mismo de los recipientes a presión en la Sección VIII del ASME, que se consideran en servicio letal, ya que las tuberías de servicio de fluido categoría M usualmente se conectan a recipientes en servicio letal. Ejemplos de sustancias que son consideradas como categoría M/letales son el ácido hidrocianúrico, el cloruro de carbonilo, el cianógeno, el gas mostaza y el bromuro de xilil. Para propósitos de diseño, los ácidos, los fenoles, el cloro, el amoníaco, los gases naturales o manufacturados, y los gases de petróleo licuados (como propano, butano, butadieno) y los vapores de cualquier otro producto de petróleo no deben ser clasificados como categoría M/letal. Las corrientes de proceso que contienen sulfuro de hidrógeno, metilciclopentadienil tricarbonil de manganeso (MTM) y tetraetilo de plomo (TEP), normalmente no se consideran pertenecientes al servicio de categoría M/letal, debido a las consideraciones de exposición y a la manera como estas corrientes son manejadas en una unidad de proceso, las cuales incluyen vestiduras especiales y sistemas de respiración apropiados para el caso de escapes de material.

6.5

Especificaciones de materiales de tuberías Como se mencionó anteriormente, la temperatura y la presión de diseño de las tuberías son determinadas por el contratista de ingeniería en base a la información suministrada por el dueño del proyecto en sus bases y especificaciones de diseño. El diseño de tuberías es desarrollado conjuntamente por las disciplinas de procesos (o proyectos) y mecánica (tuberías), mediante el desarrollo de las listas de líneas, las cuales, además de la información relacionada con la operación de las mismas, presenta la información de diseño (presiónes y temperaturas de diseño por código, para los casos de perturbaciones y para la prueba de presión, sea ésta hidrostática, neumática o de servicio). Las condiciones de diseño deben ser determinadas según los lineamientos presentados en las secciones anteriores. Una vez disponible la información de diseño para las líneas, sean estas de procesos o de servicios industriales o de instalaciones auxiliares, se procede a la


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determinación de la clase de tubería (tipo de tubería correspondiente a un nivel nominal de presión permisible en el sistema) a ser utilizada, según la especificación de ingeniería de PDVSA, H–221 Materiales de tuberías. Determinada la clase de tubería a ser utilizada, la selección de todos los componentes del sistema (tubos, válvulas, accesorios, bridas, conexiones de drenaje y venteo, arreglos de conexiones de instrumentación, etc.) queda determinada por esta clasificación, sin necesidad de realizar cálculos de diseño para determinación de espesores o esfuerzos en los materiales; los únicos cálculos requeridos corresponden a la flexibilidad de los sistemas para los casos donde se requiera. La clasificación de tuberías de PDVSA se basa en los códigos y normas ANSI, ASME y ASTM correspondientes para los diferentes materiales y componentes de los sistemas de tubería, especialmente en los códigos ASME/ANSI B.31.1, Tubería de vapor, y ASME/ANSI B31.3, Tubería para plantas químicas y refinerías de petróleo. La información básica requerida para determinar la clase de tubería es la siguiente: 1. Material (fluido) contenido en la línea, con sus condiciones de operación. 2. Presión de diseño por el ”código de tubería”. 3. Temperatura de diseño coincidente con la presión de diseño. Con la anterior información, se busca en la especificación H–221 el índice de servicios, en el cual, dados el fluido manejado y las condiciones de diseño, se determina la clase a ser utilizada (existen 66 clases en la especificación). Con esta clase, se busca la tabulación correspondiente, la cual muestra el tipo de servicio (fluidos), los límites de presión/temperatura, la corrosión permitida, el espesor, material y tipo de fabricación de los tubos, niples, bridas, accesorios, empacaduras, tipos de valvulas a usar, juntas y conexiones de venteo, drenaje e instrumentos, y una serie de notas relacionadas con el diseño de sistemas y componentes para la clase seleccionada. Queda a criterio del diseñador determinar la clasificación apropiada de la tubería correspondiente a las condiciones de diseño de presión y temperatura requeridas para el sistema de tubería en estudio. La clase de presión primaria establecida por el diseñador usualmente se específica para cada línea en las Especificaciones de Diseño. En situaciones especiales, algunos tamaños de tubería pueden no estar cubiertos por una clase de tubería aceptada, debido al gran tamaño o a las condiciones extremas de temperatura y presión a las cuales están sometidos. Para éstos casos, la presión y la temperatura de diseño son requeridas en las Especificaciones emitidas para el diseño mecánico.

PDVSA MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO FLUJO DE FLUIDOS

PDVSA N°

TITULO

MDP–02–FF–01

0

FEB.96

REV.

FECHA

APROB.

E PDVSA, 1983

INTRODUCCION

APROBADA

3 DESCRIPCION FECHA FEB.96

PAG. REV. APROB.

F.R. APROB. APROB. FECHA FEB.96

ESPECIALISTAS


PDVSA

FLUJO DE FLUIDOS INTRODUCCION

PDVSA MDP–02–FF–01 REVISION

FECHA

0

FEB.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2.1 2.2 2.3 2.4 2.5

Principios Básicos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flujo en Fase Líquida . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flujo en Fase Gaseosa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flujo Bifásico Líquido–Vapor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flujo Bifásico Líquido–Sólido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2 2 2 2 3

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3


3

6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

7 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3


PDVSA



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0

FEB.96


1

Indice manual

Indice volumen

Indice norma

OBJETIVO El objetivo de la introducción es presentar la forma como está estructurado el volumen “Flujo de Fluidos” para facilitar las labores del ingeniero de proceso en la localización de la información requerida en el área de flujo de fluidos.

2

ALCANCE Cubre los capítulos involucrados con “Flujo de Fluidos”, los cuales son los siguientes:

2.1

Principios Básicos Este capítulo está identificado como PDVSA–MDP–02–FF–02 y describe los conceptos involucrados con el flujo de fluidos, las consideraciones generales que deben tenerse presentes en el diseño de tuberías, incluyendo sus accesorios y los elementos requeridos por el proceso, tales como: orificios, válvulas de bloqueo, válvulas de control, etc. y un listado de los programas de computación disponibles en la industria para realizar cálculos relacionados con fluidos. También se incluye un procedimiento de diseño para calcular el espesor de paredes de tuberías sujetas a presión tanto interna como externa.

2.2

Flujo en Fase Líquida Este capítulo está identificado como PDVSA–MDP–02–FF–03 y describe las consideraciones básicas, los principios y los procedimientos para el cálculo de la caída de presión a través de tuberías y accesorios por las cuales circulan líquidos Newtonianos y No–newtonianos. También se incluye un listado de los programas de computación disponibles en la industria para realizar cálculos relacionados con este tipo de flujo.

2.3

Flujo en Fase Gaseosa Este capítulo está identificado como PDVSA–MDP–02–FF–04 y describe las consideraciones básicas, los principios y los procedimientos para el cálculo de la caída de presión a través de tuberías y accesorios por las cuales circulan gases o vapores. También se incluye un listado de los programas de computación disponibles en la industria para realizar cálculos relacionados con este tipo de flujo.

2.4

Flujo Bifásico Líquido–Vapor Este capítulo está identificado como PDVSA–MDP–02–FF–05 y describe las consideraciones básicas, los principios y los procedimientos para el cálculo de la caída de presión a través de tuberías y accesorios por las cuales circulan flujos bifásicos líquidos/vapor isotérmicos y no isotérmicos que no excedan 63 Kw/m2


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0

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Indice manual

Indice volumen

Indice norma

o 20.000 Btu/h–pie2. También se incluye un listado de los programas de computación disponibles en la industria para realizar cálculos relacionados con este tipo de flujo. Para los flujos que involucren transferencias de calor mayores de 20.000 “HORNOS” y Btu/h–pie2 véanse los volúmenes PDVSA–MDP–05–F–00 PDVSA–MDP–05–E–00 “INTERCAMBIADORES DE CALOR”.

2.5

Flujo Bifásico Líquido–Sólido Este capítulo está identificado como PDVSA–MDP–02–FF–06 y describe los regímenes básicos de flujos que se pueden encontrar en el transporte de lechadas (slurry) a través de tuberías y se presentan las técnicas para estimar el régimen de flujo que existe bajo determinadas condiciones, de forma tal que las condiciones se puedan modificar, si es necesario, para obtener el régimen de flujo deseado. Se suministran también los métodos de cálculos para determinar la velocidad crítica de sedimentación en tuberías horizontales y la caída de presión como una función del régimen de flujo y de las características de la lechada cuando no se disponen de datos experimentales. También se incluyen los criterios de diseño para velocidad mínima de transporte y las consideraciones especiales de diseño para optimar el régimen de flujo, erosión, ensuciamiento, sedimentación y taponamiento. Este capítulo quedará pendiente para futura edición del Manual de Diseño de Proceso

3


4

DEFINICIONES Las definiciones se presentan en PDVSA–MDP–02–FF–02 “PRINCIPIOS BASICOS”

5

CONSIDERACIONES DE DISEÑO Las consideraciones de diseño serán tratadas en cada uno de los capítulos que forman parte del volumen de Flujo de Fluidos.

6

NOMENCLATURA No aplica en esta sección.

7

APENDICE No aplica en esta sección.


PDVSA N°

TITULO

MDP–02–FF–02

0

FEB.96

REV.

FECHA

APROB.

PDVSA, 1983

PRINCIPIOS BASICOS

APROBADA


PAG. REV. APROB.


ESPECIALISTAS


PDVSA

FLUJO DE FLUIDOS PRINCIPIOS BASICOS


FECHA

0

FEB.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

3.1 3.2 3.3 3.4 3.5

Manual de Diseño de Procesos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Manual de Ingeniería de Diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Prácticas de Diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Normas Nacionales (USA) e Internacionales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Otras Referencias . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 3 3 3 4

4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6 4.7 4.8 4.9 4.10 4.11 4.12 4.13 4.14 4.15 4.16 4.17 4.18 4.19 4.20 4.21 4.22 4.23 4.24 4.25 4.26

Fluidos Newtonianos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Fluidos no–Newtonianos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flujo Compresible . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flujo Incompresible . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flujo Laminar o Viscoso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flujo en Transición . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flujo Turbulento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Líneas de Corriente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Factor de Fricción Fanning . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Número de Reynolds . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Teorema de Bernuolli . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Radio Hidráulico Equivalente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diámetro Hidráulico Equivalente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Longitud Equivalente (de una válvula o accesorio) . . . . . . . . . . . . . . . . . . Coeficiente de Resistencia K . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Coeficiente de Resistencia de Línea N . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Rugosidad Relativa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Velocidad Crítica o Sónica (Flujo obstruido) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Golpe de Ariete por Agua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Golpe de Ariete por Vapor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Lechada (“Slurry”) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Lechadas Compactadas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Lechadas Diluidas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Velocidad Crítica de Sedimentación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Velocidad Mínima de Transporte . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Viscosidad Relativa de la Lechada . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4 4 4 4 4 5 5 5 5 5 5 6 6 6 6 6 6 6 6 7 7 7 7 7 7 7


8

5.1

Dimensionamiento de Líneas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

8


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5.2 5.3 5.4 5.5 5.6 5.7 5.8

Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Selección de la Clase de Tuberías (Schedule) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Vibración de Tuberías . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flexibilidad de Tubería . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consideraciones Mecánicas Adicionales para Tubería . . . . . . . . . . . . . . . Golpe de Ariete por Agua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Golpe de Ariete por Vapor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Líneas para Agua de Reposición de Calderas en Generadores de Vapor In Situ . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Requerimientos de Válvulas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tuberías y Válvulas para Agua en Enfriadores y Condensadores . . . . . . Erosión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Emulsiones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Aislamiento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Espesor de Pared . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

11 12 12 15 15 15 15

6 PROGRAMAS DE COMPUTACION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

17

7 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

18

5.9 5.10 5.11 5.12 5.13 5.14

9 9 10 11 11 11


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Indice manual

Indice volumen

Indice norma

OBJETIVO El objetivo de este capítulo es proporcionar los fundamentos teóricos que permitan una óptima comprensión de la terminología relacionada con el área del flujo de fluidos.

2

ALCANCE En este capítulo se presentan las definiciones y los principios básicos involucrados con el flujo de fluidos a través de tuberías y sus equipos relacionados tales como orificios, válvulas y accesorios. Se presenta ademas el cálculo de espesor de pared para tuberías sujetas a presión interna como guía general de diseño.

3

REFERENCIAS 3.1

Manual de Diseño de Procesos PDVSA–MDP–02–FF–03 PDVSA–MDP–03–S–03 PDVSA–MDP–08–SA–02 PDVSA–MDP–08–SA–05

3.2

Manual de Ingeniería de Diseño Vol. 06 Vol. 13

Vol. 13

3.3

“Equipos con Fuego” Especificación de Ingeniería PDVSA–B–201–PR “Calentadores de Fuego Directo”. (1988) Tomo II “Tuberías y Oleoductos” Especificación de Ingeniería PDVSA–HA–211–POT “Válvulas y Materiales para Oleoductos”. (1993) Tomo III “Tuberías y Oleoductos” Especificación de Ingeniería PDVSA–90617.1.040 “Selección de Válvulas”. (1994)

Prácticas de Diseño Vol. VIII Sec. 8D Vol. IX Sec. 15D Vol. IX Sec. 16

3.4

“Flujo en Fase Líquido”. (1996) “Separadores Líquido – Vapor” (1995) “Consideraciones de Contingencia y Determinación de los Flujos de Alivio” (1995) “Instalación de Válvulas de Alivio de Presión” (1995)

“Hornos de Craqueo con Vapor”. (1978) “Sistemas de Disposición”. (1981) “Aislamiento Térmico”. (1981)

Normas Nacionales (USA) e Internacionales ANSI B31.3, Petroleum Refinery Piping (1993) ANSI B36.10M Welded and Seamless Wrought Steel Pipe API 5L Specifications for Line Pipe (1995)


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0

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Indice manual

Indice volumen

Indice norma

ISO DIS 3183 Oil and Natural Gas Industries, Steel Line Pipe (1980)

3.5

Otras Referencias 1. 2. 3.

4

PERRY and CHILTON’s Chemical Engineer’s Handbook, 6th Ed., Section 5, “Fluid and Particle Mechanics.” Crane Technical Paper No. 410, “Flow of Fluids through Valves, Fittings and Pipe”, 1988 Taylor Forge Catalog, 571, 3rd Edition, 1961.

DEFINICIONES Las definiciones generales para este capítulo se presentan a continuación:

4.1

Fluidos Newtonianos Son fluidos en los cuales la viscosidad es independiente del esfuerzo cortante y del tiempo. La mayoría de los líquidos y todos los gases pertenecen a este grupo.

4.2

Fluidos no–Newtonianos Son líquidos en los cuales la viscosidad depende del esfuerzo cortante o del tiempo. Como ejemplo están las lechadas (“slurries”), emulsiones y la mayoría de líquidos con viscosidad mayor de 20 Pa.s (20000 cP) a baja tasa de esfuerzo cortante (menor que 10 seg–1)

4.3

Flujo Compresible El flujo se considera compresible cuando la caída de presión debida al paso de un gas por un sistema es lo suficientemente grande, en comparación con la presión de entrada, para ocacionar una disminución del 10% o más en la densidad del gas.

4.4

Flujo Incompresible El flujo se considera incompresible si la sustancia en movimiento es un liquido, o si se trata de un gas cuya densidad cambia de valor en el sistema en un valor no mayor al 10%.

4.5

Flujo Laminar o Viscoso El flujo laminar ocurre cuando las películas adyacentes del fluido se mueven unas relativas a las otras sin mezclas a nivel macroscópico. En flujo laminar, el esfuerzo viscoso, el cual es causado por intercambio de momento molecular entre las películas del fluido, es de influencia predominante en el establecimiento del flujo de fluidos. Este tipo de flujo ocurre en líneas cuando Re<2000.


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4.6

Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Flujo en Transición Es el régimen de flujo que se encuentra entre laminar y turbulento. En este régimen las fluctuaciones de velocidad pueden o no estar presentes. Este tipo de flujo ocurre en las tuberías cuando el 2000
4.7

Flujo Turbulento El flujo turbulento ocurre cuando existe un mezclado microscópico tanto perpendicular como en dirección del flujo principal. El flujo turbulento está caracterizado por partículas que tienen movimientos fluctuantes y trayectorias irregulares. Este tipo de flujo ocurre cuando fuerzas inerciales tienen influencia predominante en el establecimiento del flujo de fluidos. Este tipo de flujo ocurre en las tuberías cuando el Re>4000.

4.8

Líneas de Corriente Son curvas imaginarias dibujadas a través de un fluido en movimiento y que indican la dirección de éste en los diversos puntos del flujo de fluidos. La tangente en un punto de la curva representa la dirección instantánea de la velocidad de las partículas fluidas en dicho punto.

4.9

Factor de Fricción Fanning Es un factor empírico en la ecuación de Fanning para caídas de presión en tuberías rectas. Este factor es función del número de Reynolds y la rugosidad relativa a la pared e/d. Para una determinada clase de material la rugosidad es relativamente independiente del diámetro de la línea, así que en el diagrama de f vs. Re, d frecuentemente se reemplaza por e/d como un parámetro. El factor de fricción de Fanning no debe ser confundido con el factor de fricción Darcy el cual es cuatro veces más grande.

4.10

Número de Reynolds Es un número adimensional el cual expresa la relación de la fuerza inercial y la fuerza viscosa en el flujo de fluido.

4.11

Teorema de Bernuolli Es una forma de expresar la aplicación de la ley de la conservación de la energía al flujo de fluidos en una tubería. La energía total en un punto cualquiera por encima de un plano horizontal arbitrario fijado como referencia, es igual a la suma de la altura geométrica, la altura debida a la presión y la altura debida a la velocidad.


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4.12

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Indice volumen

Indice norma

Radio Hidráulico Equivalente Es la relación que existe entre el área de la sección transversal del ducto por donde circula el fluido y la longitud del perímetro mojado; se utiliza cuando la sección transversal del ducto no es circular.

4.13

Diámetro Hidráulico Equivalente Es cuatro (4) veces el radio hidráulico equivalente.

4.14

Longitud Equivalente (de una válvula o accesorio) Es la longitud de tubería recta que daría la misma caída de presión que una válvula o un accesorio del mismo diámetro nominal bajo las mismas condiciones.

4.15

Coeficiente de Resistencia K Es un coeficiente empírico en la ecuación de pérdida por fricción para válvulas y accesorios. Este expresa el número de cabezales de velocidad que se pierden por fricción. El coeficiente es normalmente una función del diámetro nominal.

4.16

Coeficiente de Resistencia de Línea N Es análogo al coeficiente de resistencia, K, pero aplicado a la fricción en tuberías rectas.

4.17

Rugosidad Relativa Es la relación entre la rugosidad absoluta de la pared de la tubería y el diámetro interno d, en unidades consistentes.

4.18

Velocidad Crítica o Sónica (Flujo obstruido) Es la máxima velocidad que un gas o mezcla de gas–líquido puede alcanzar en un ducto a determinada presión corriente arriba (excepto en ciertas boquillas convergentes y divergentes), no importa cuan baja sea la presión de descarga. Para gases esta máxima velocidad es igual a la velocidad del sonido a las condiciones locales.

4.19

Golpe de Ariete por Agua El golpe de ariete por agua es la descarga dinámica de presión que resulta de las rápidas transformaciones de la energía cinética en un fluido a presión cuando el flujo se detiene repentinamente. El cierre repentino de una válvula puede causar golpe de ariete por agua. Los golpes de ariete por presión pueden ser lo suficientemente grandes para romper la carcaza de la bomba o reventar las tuberías, por lo tanto, esto debe ser considerado en el diseño de tuberías.


PDVSA



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4.20

Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Golpe de Ariete por Vapor Es la excesiva vibración de la línea que ocurre debido a las burbujas de vapor formadas en una corriente fría de líquido.

4.21

Lechada (“Slurry”) Lechada es una mezcla de líquido con partículas de sólidos.

4.22

Lechadas Compactadas Las lechadas compactadas son lechadas con concentraciones de sólidos lo suficientemente altas para que las partículas (o grupos en caso de floculación) estén en contacto. Lechadas altamente floculadas pueden formar lechadas compactadas a fracciones volumétricas tan bajas como 0.05, en contraste se requieren los valores mayores que 0.60 para que empaques al azar de esferas no interactivas formen lechadas compactas.

4.23

Lechadas Diluidas Las lechadas diluidas son lechadas en las cuales las partículas no están en contacto. Las lechadas diluidas ocurrirán normalmente en sistemas altamente floculados a fracciones volumétricas menores que 0.05 y en empaques al azar de esferas no interactivas a fracciones volumétricas aproximadamente menores que aproximadamente 0.60.

4.24

Velocidad Crítica de Sedimentación La velocidad crítica de sedimentación es la velocidad lineal más baja en la tubería en la cual no se acumularán sólidos en el fondo. A velocidades por debajo de las criticas, se acumularán sólidos en el fondo de la tubería hasta que la velocidad lineal de flujo en la porción abierta de la tubería es equivalente a su velocidad crítica de sedimentación correspondiente. La velocidad requerida para arrastrar partículas sedimentadas en una tubería es siempre mayor que la velocidad crítica de sedimentación para tuberías horizontales. La velocidad de arrastre puede ser dos o tres veces más alta que la velocidad crítica de sedimentación.

4.25

Velocidad Mínima de Transporte La velocidad mínima de transporte es la velocidad de diseño incorporando un factor de seguridad para asegurar que no ocurrirá sedimentación.

4.26

Viscosidad Relativa de la Lechada La viscosidad relativa de la lechada es la relación de la viscosidad de la lechada y la viscosidad del líquido solo, a una determinada presión y temperatura.


PDVSA



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5

Indice manual

Indice volumen

Indice norma

CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO Las consideraciones básicas de diseño son las siguientes:

5.1

Dimensionamiento de Líneas A menos que se le fije en base a consideraciones de proceso o de seguridad, el tamaño de las líneas esta determinado por la longitud de la línea y la caída de presión admisible. La caída de presión admisible puede ser influenciada por muchos factores incluyendo los requerimientos de proceso, económicos, seguridad y límites de ruido y vibración. El diámetro óptimo de las líneas está determinado por el balance entre la inversión de líneas y tuberías contra la inversión de la bomba o compresor y el costo de operación del accionador. Todas las líneas de alto costo deben ser consideradas individualmente y se debe calcular el caso de mínima inversión para las líneas y equipos de bombeo. Ejemplos de líneas costosas son las siguientes: 1.

Líneas de aleaciones

2.

Líneas con diámetro mayor de 300 mm (12 pulg).

3.

Líneas fuera de límite de planta, p.e. líneas más largas de 300 m (1000 pie).

4.

Líneas de acero al carbono dentro de planta conteniendo un gran número de válvulas y accesorios.

Un ejemplo particular puede ser (p.e. líneas pequeñas en servicio de presiones extremadamente altas) donde debe ser considerado el uso de tubos (“tubing”) en lugar de tubería ya que para el tubo (“tubing”) puede ser especificado el diámetro interno y el espesor de la pared. La Tabla 2 de PDVSA–MDP–02–FF–03 da algunas guías de las caídas de presión óptimas en líneas de acero al carbono. Esta lista ha sido preparada tomando como base líneas promedios en el rango de 200 m (600 pie) o menos. Estos valores deben ser considerados como una guía y pueden ser modificadas por razones económicas. Por ejemplo, la línea de transferencia de un hidrocraqueador al separador de alta presión puede ser dimensionada para caídas de presión de 80 a 90 kPa/100 m (3.5 a 4 psi/100 pie), para minimizar el tamaño de las líneas con aleaciones. El dimensionamiento de válvulas es también afectado por la economía. Lo típico es usar una válvula de menor diámetro que la línea en líneas de 250 mm (10 pulg) o mayor diámetro. El tipo de accesorios a usar también será afectado por la economía. Un accesorio que produzca un ligero incremento en la caída de presión puede ser suficientemente más bajo en costo como para lograr un ahorro general neto. Un ejemplo es la selección entre un codo de radio corto (bajo costo) y codos de radio


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largo (alto costo) en sistemas de tubería de alta presión. En aquellos casos donde la elección del tipo de accesorio no es obvia, debe hacerse un estudio económico o debe hacerse una nota en la Especificación de Diseño sugiriendo que la compañía contratista haga tal estudio. Algunas líneas deben ser dimensionadas en base a las consideraciones de proceso. Ejemplos de este tipo de línea son los cabezales de compresores, las líneas de transferencia de hornos, las líneas de Dowtherm, y las líneas alrededor de los equipos de vacío. Algunas líneas se dimensionan en base a consideraciones de seguridad. Por ejemplo, líneas de entrada y salida de las válvulas de seguridad, líneas de los sistemas de descarga. Ver PDVSA MDP–08–SA–05 para bases de diseño y métodos de cálculo. El diseño de drenaje de líquido y cabezales de recepción (Pulldown headers) que reciben material de diferentes fuentes con un rango de presión y temperatura se presenta en Vol. IX Sec. 15D.

5.2

Selección de la Clase de Tuberías (Schedule) Para seleccionar una clase de una tubería, se debe conocer el diámetro de la línea (interno y externo) y el expesor de la pared (Vea Tabla 1). El diámetro interno de la tubería se calcula según se indicó en Dimensionamiento de Líneas. Para tuberías de 300 mm (12 pulg) o menos, el diámetro interno de la línea corresponde estrechamente al tamaño nomimal. Para diámetros mayores, el diámetro nominal corresponde al diámetro externo. El mínimo espesor de pared para cualquier tubería sujeta a presiones externas e internas es una función del esfuerzo permitido por el material de la tubería, del diámetro de la misma, de la presión de diseño y de las ratas de erosión y corrosión. Además, el mínimo espesor de una tubería sujeta a presiones externas es una función de la longitud de la sección de la línea, pues tiene influencia sobre la resistencia a colapso de la tubería. Finalmente, el mínimo espesor de pared para cualquier tubería debe incluir una tolerancia adecuada de fabricación. En el punto 5.14 se dan técnicas para el cálculo del espesor mínimo de pared para tuberías sujetas a presiones externas e internas.

5.3

Vibración de Tuberías La actual tendencia a unidades y equipos más grandes incrementa el potencial de problemas de vibración compleja. En particular, sistemas con tuberías de gas con válvulas de control han experimentado problemas de fallas por fatiga donde existió excesiva turbulencia y alta energía acústica. Las fuerzas turbulentas excitan algunos modos complejos de vibración en la tubería: estas vibraciones resultan en tensiones que sobrepasan el límite de tolerancia de los materiales y por consiguiente ocurren las fallas por fatiga.


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Los problemas de este tipo deberían ser considerados al comienzo en la etapa de diseño de la planta. No hay disponibles guías explicitas para tales problemas, pero con datos limitados de las experiencias de las compañías afiliadas se han desarrollado ciertas guías para asistir al diseñador en el reconocimiento de problemas potenciales. Los casos en los cuales se requiere comprobar el nivel de ruido creado por problemas de vibración en corrientes de gas son las siguientes: Válvulas donde: 1.

El tamaño de la línea corriente abajo es de 400 mm (16 pulg) o mayor, el caudal de flujo másico es mayor de 25 kg/s (200000 lb/h), o la relación de presión corriente arriba a corriente abajo de la válvula es mayor que 3.

2.

El tamaño de la línea corriente abajo está entre de 200 mm (8 pulg) y 400 mm (16 pulg), la velocidad de la línea corriente abajo es mayor de 50% de la sónica y la relación de presión corriente arriba a corriente abajo de la válvula es mayor que 3.

3.

El tamaño de línea corriente abajo es menor que 200 mm (8 pulg) pero que pueden alargarse hasta líneas de 200 mm (8 pulg) o mas grandes, la velocidad en la línea corriente abajo es mayor que 50% de la Sónica y la relación de presión corriente arriba–corriente abajo de la válvula es mayor que 3.

Conexiones en T donde el tamaño de la línea es 400 mm (16 pulg), el caudal de flujo másico es mayor que 25 kg/s (200000 lb/h) y existen condiciones de velocidad sónica a la salida de la conexión en T.

5.4

Flexibilidad de Tubería La mayoría de los sistemas de tubería son restringidos contra el libre movimiento térmico de los recipientes, intercambiadores, compresores, bombas y otros equipos que son interconectados por las tuberías. Este movimiento térmico debe ser absorbido dentro de este sistema a través de lazos o juntas de expansión, los cuales son usados para dar flexibilidad al sistema de tubería. El uso de las juntas de expansión lleva a incrementar las longitudes de las tuberías y deberá ser considerado en los cálculos de flujos. La flexibilidad de la tubería, para proveer el movimiento térmico, debe ser adecuada para cumplir dos propósitos: Mantener las reacciones de las tuberías conectada a equipos (intercambiadores de plato, bombas, compresores, etc.) dentro de los límites aceptables. Mantener el esfuerzo flexor en la tubería misma dentro de un rango tal que sean evitadas las fallas directas o fallas por fatigas y las fugas en uniones.


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5.5

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Consideraciones Mecánicas Adicionales para Tubería Para consideraciones mecánicas involucradas en el diseño y disposición de tuberías, ver ANSI Std.B31.3, Petroleum Refinery Piping, publicado por la Sociedad Americana de Ingenieros Mecánicos. Vea también la última emisión de cada uno de las siguientes volumenes del Manual de Ingeniería de Diseño: PDVSA–B–201–PR.

5.6

Golpe de Ariete por Agua Para prevenir los golpes de ariete por agua, el tiempo que se tarda en cerrar las válvulas instaladas en tuberías de un diámetro hasta 600 mm (24 pulg) debe exceder de 15 segundos. Para diámetros de tuberías de 600 mm (24 pulg) o mayor, este tiempo debe ser mínimo 30 segundos. El contratista deberá verificar, usando los cálculos apropiados, (por ejemplo, las Cartas de Allievi) que el incremento de presión debido al cierre de la válvula no sobrepresionará o dañará la línea. Los operadores de válvulas del tipo pistón neumático deberán ser evitados, porque ellos pueden causar golpes de ariete por agua debido al rápido cierre de las válvulas.

5.7

Golpe de Ariete por Vapor La inyección de vapores condensables (p.e. vapor de agua) a líquidos deberá ser hecho a través de distribuidores para prevenir las vibraciones excesivas debido al colapso de grandes burbujas de vapor. La mínima caída de presión a través de los distribuidores deberá ser 3.4 kPa (0.5 psi). En Vol. VIII Secc. 8D se da el diseño típico de un distribuidor para inyección de vapor a una corriente de hidrocarburos. también se puede inyectar vapor a través de un Venturi; p.e. inyección de vapor para pruebas hidrostáticas de recipientes a presión. La mezcla de vapor y agua fría en el inyector condensaría el vapor, incrementando la temperatura del agua y minimizando las vibraciones en la línea.

5.8

Líneas para Agua de Reposición de Calderas en Generadores de Vapor In Situ Para tambores horizontales de vapor de agua, es una práctica normal inyectar agua de reposición por debajo del nivel de líquido del tambor de vapor. Para tambores de vapor verticales en los cuales el agua de reposición es saturada, ésta puede ser inyectada en la línea de alimentación a la caldera, en la línea de retorno de líquido, o en el espacio de vapor del mismo tambor de vapor. Para tambores verticales en los cuales el agua de reposición no es saturada, es bueno que se inyecte por debajo del nivel de líquido del tambor de vapor.


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5.9

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Requerimientos de Válvulas Las condiciones que siguen, el uso, el diseño y la inspección de válvulas son cubiertos en cada uno de las siguientes volumenes del Manual de Ingeniería de Diseño: PDVSA–HA–211–POT y PDVSA–90617.1.040

5.10

Tuberías y Válvulas para Agua en Enfriadores y Condensadores Requerimientos de Tuberías – La descarga del agua de enfriadores y condensadores depende de consideraciones sobre la posible contaminación del agua. Ej.: Si la presión del agua en la corriente principal es más alta o más baja que la presión del hidrocarburo. En el caso de condensadores elevados, el cabezal estático del agua debe ser restado de la presión del agua. Cuando la presión del agua en la corriente principal es mayor que la presión del hidrocarburo, el agua es enviada al sistema de aguas limpias. Si la presión del agua es menor que la presión del hidrocarburo, el agua es distribuida de la siguiente manera: 1.

Al tambor separador de agua cuando la presión del vapor de hidrocarburo es mayor que 109 kPa Abs. (15 psia) a 40°C (100°F) y seguidamente va a la alcantarilla de agua limpia. (El uso de tambores separadores de agua es cubierto en detalle en PDVSA–MDP–08–S–03.

2.

Directamente a la alcantarilla de agua limpia en el caso de hidrocarburos más pesados.

Se deben proveer algunos medios para desviar temporalmente aguas limpias de alcantarilla al sistema de tratamiento de aguas con hidrocarburo, como precaución contra altos contenidos de hidrocarburos resultantes de las fugas de enfriadores de procesos. En sistemas de recirculación, esto puede ser hecho con facilidad en una torre de enfriamiento y no se requiere de una capacidad de desvío especial. Sin embargo un gran desvío de las corrientes de agua de enfriamiento no recicladas puede sobrecargar hidráulicamente el sistema de tratamiento. Por lo tanto, deben tomarse consideraciones para suministrar la capacidad de desviar los efluentes a un estanque de retención y/o lago artificial para reducir el flujo al sistema de tratamiento, o si la calidad es satisfactoria, al cuerpo receptor de agua. En algunos casos, puede ser práctico el uso de estanques retenedores de aguas de lluvia como almacenamiento de agua temporal para efluentes contaminados. Requerimientos de válvulas Se deben seguir las siguientes instrucciones: 1.

La válvula de estrangulamiento (Ej. globo o mariposa) es instalada en un sólo lado, a menos que el condensador o enfriador deban ser removidos de servicio (para limpieza, reparación, etc.) mientras el resto de la unidad continúa operando.


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2.

Si el enfriador o condensador debe ser removido en operación, se debe colocar una válvula de bloqueo en el lado opuesto a la válvula de estrangulamiento.

3.

Cuando la presión del hidrocarburo es mayor que el 150% de la presión de diseño del lado del agua, refiérase a PDVSA–MDP–08–SA–02 para un discusión de sobrepresión en el lado de baja presión de intercambiadores de calor como resultado de la rotura de uno de sus tubos. Esto puede requerir una válvula de alivio de presión en las tuberías del intercambiador o una válvula abierta de cuerpo sellado en la salida del agua.

4.

Para enfriadores y condensadores elevados en los cuales el efluente de agua es descargado a la alcantarilla, la válvula de estrangulamiento debe estar en la línea del efluente para prevenir el arrastre de vacío en el lado del agua del intercambiador. De otro modo, puede haber problemas de corrosión causados por desorción de oxígeno. Esto no aplica para agua en recirculación, ya que el cabezal estático debido a la elevación de la torre de enfriamiento impedirá el arrastre de vacío en el lado del agua.

El diagrama siguiente ilustra varios casos de válvulas para sistemas de agua que se pueden encontrar y la localización de la válvula reguladora para cada caso. Note que en el Caso I y III la localización de esta válvula en la línea del efluente de agua satisface el punto 4. En los casos II, III y V, son instaladas válvulas de retención en las líneas de agua de entrada de los intercambiadores para prevenir la fuga de hidrocarburos hacia la corriente de agua.


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TUBERIA Y VALVULAS DE LA LINEA DE AGUA DE ENFRIADORES Y CONDENSADORES UN PASO A TRAVES DEL SISTEMA (DRENAJE)

SISTEMA DE RECIRCULACION DE AGUA (TORRE DE ENFRIAMIENTO)


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5.11

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Erosión El diseñador debería estar enterado de las condiciones siguientes que pueden incrementar la erosión e imponer límites de velocidad en el diseño: Ambiente corrosivo donde los productos de corrosión forman una costra de sólidos desmenuzables. Metal blando (Ej.: plomo o cobre) Presencia de sólidos abrasivos en el fluido de proceso. Gran número de accesorios de tuberías con el consecuente alto nivel de turbulencia.

5.12

Emulsiones La reología de emulsiones ha recibido menos atención que la reología de dispersiones coloidales porque las emulsiones son sistemas mucho más difíciles de estudiar. La viscosidad de una emulsión es siempre mayor que la de la fase continua e incrementará con un incremento proporcional de la fase dispersa. Típicamente, si la concentración de una de las fases de una emulsión es pequeña (p.e. menos que 0.2 m3/m3 (pie3/pie3) (20% en volumen)), esta será la fase dispersa. Cuando las concentraciones de ambas fases son aproximadamente iguales, es imposible predecir cual será la fase dispersa, pero esto puede ser determinada experimentalmente. Pequeñas gotas, no excediendo unos pocos micrómetros en diámetro, generalmente se deforman aún a altas ratas de esfuerzo cortante. Con frecuencia se puede deducir información con respecto al comportamiento del flujo de éstas gotas por analogía con los datos de lechadas (slurries) homogéneas de tamaño comparable. Para gotas grandes la interpretación de los datos es más difícil, por la deformación de las gotas. La viscosidad de emulsiones puede ser determinada usando un viscosímetro, o ésta puede ser calculada basándose en los datos de caídas de presión en las tuberías. Típicamente, para emulsiones no Newtonianas, los datos de viscosidad o caída de presión deben ser obtenidos a las ratas de esfuerzo cortante que serán encontradas a las condiciones de diseño de operación.

5.13

Aislamiento Ver Vol. IX Sec. 16 de las Prácticas de Diseño

5.14

Espesor de Pared Los siguientes métodos de diseño y ecuaciones deben ser usados junto con el material dado bajo “Consideraciones Básicas de Diseño”.


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Espesor de Pared para Tuberías Sujetas a Presión Interna El espesor de la pared, tn, de una línea sujeta a presión interna viene dado por la siguiente expresión: tn w

tm + t ) c 0.875 0.875

(1)

donde t es dado por la ecuación 2: t+

PD o F1 S E

(2)

ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ Á ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ tn

=

tm

=

t c

= =

P Do S E

= = = =

F1 =

Espesor de pared, (Tabla 1) Mínimo espesor de pared que satisface los requerimientos de presión más las permisibilidades de la profundidad de rosca, la corrosión y la erosión. La mayoría de las especificaciones permiten al constructor un 12.5% de tolerancia dimensional en el espesor de la pared. Por lo tanto, antes de escoger el espesor de la pared (Ver Tabla 1) debe dividirse tm por 0.875. Mínimo espesor a la presión de diseño. Corrosión total permisible, erosión y profundidad de rosca. Presión interna de diseño diámetro externo de tubería Esfuerzo permitido. Factor longitudinal de Soldadura de ANSI B31.3, Tabla 302.4.3. Para tubería sin costura E = 1.0. Factor que depende de las unidades usadas

En unidades métricas mm mm

En unidades inglesas pulg pulg

mm mm

pulg pulg

kPa man. mm MPa

psig pulg psi

2000

2

La Ecuación 2 da un resultado ligeramente conservativo y es adecuado para el cálculo de flujo de fluido. Un método más riguroso para cálculo o espesor de pared basado en los requerimientos mecánicos es dado en ANSI B31.3. Espesor de Pared para Tuberías Sujetas a Presión Externa Para calcular el espesor de la pared requerido para cualquier tubería sujeta a presión externa, determine “t” por el procedimiento dado en ANSI B31.3. Entonces, calcule “tn” y seleccione el espesor de la pared de la tubería como se describió anteriormente.


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PROGRAMAS DE COMPUTACION A continuación se presentan los programas de computación disponibles para el momento en la industria: INPLANT versión 3.1, SIMSCI Latinoamericana, C.A.: Simulador que permite diseñar, evaluar y/u optimizar instalaciones de flujo de fluidos en procesos industriales. Puede utilizarse para dimensionar líneas, determinar la potencia de bombas y compresores, predecir temperaturas, presiones, velocidades y flujos. Permite el cálculo de tuberías con accesorios y cálculos en una fase o en multifase. Las siguientes filiales disponen del mismo: – CORPOVEN (Caracas y Puerto la Cruz) – LAGOVEN (Occidente y Amuay) – MARAVEN (Occidente) PIPEPHASE versión 7, SIMSCI Latinoamericana, C.A.: Simulador de redes de flujo de fluidos en estado estacionario o transciente, que permite diseñar, evaluar y/u optimizar sistemas complejos de flujo de fluidos a nivel de producción. Las siguientes filiales disponen del mismo: – CORPOVEN (Oriente) – LAGOVEN (Oriente y Occidente) – MARAVEN (Occidente) THE CRANE COMPANION versión 2.0, Crane: Versión computarizada del Technical Paper No. 410 “Flow of Fluids trough Valves Fittings and Pipe”. Programa que permite diseñar, evaluar y resolver sistemas de flujo de fluidos a través de tuberías, tubos y válvulas; así como evaluar sistemas que contengan bombas centrifugas y bombas de desplazamiento positivo. Las siguientes filiales disponen del mismo: – INTEVEP


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NOMENCLATURA (Excluye la Tabla 1, la cual es auto explicativa, la unidad entre parénesis es la mas usada para la variable en el sistema ingles).

ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ c

=

Do deq E F1

= = = =

f k Leq N P Re S t tm

= = = = = = = = =

tn e

= =

Tolerancia total de corrosión, erosión y profundidad de rosca, mm (pulg) Diámetro externo de tubería, mm (pulg) Diámetro hidráulico equivalente, mm (pulg) Factor de eficiencia de Soldadura, adimensional Factor que depende de las unidades usadas (2000 en unidades métricas y 2 en unidades inglesas). Factor de fricción de Fanning, adimensional Coeficiente de resistencia (Ver Definiciones) Longitud equivalente de tubería o accesorio, m (pulg) Coeficiente de resistencia de tubería (Ver Definiciones) Presión interna de diseño, kPa manométricos (psig) Número de Reynolds, adimensional Esfuerzo permitido, MPa (psi) Mínimo espesor requerido por presión interna o externa, mm (pulg) Mínimo espesor de pared Satisfaciendo los requerimientos de presión más erosión, corrosión y profundidad de rosca permitidas, mm (pulg) Espesor de pared nominal de tubería, mm (pulg) Rugosidad absoluta, mm (pulg)


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TABLA 1. * PROPIEDADES DE DISEÑO DE TUBERIAS Los datos tabulados abajo se usan generalmente en el diseño de tubería. Muchos de los espesores que tradicionalmente se incluyen en este tipo de tablas se han omitido debido a que se han hecho obsoleto por el desuso y por no estar cubiertos por ningún estándar. Los diámetros y espesores listados aquí son cubiertos por las siguientes normas estándares. 1. American Standard ANSI B36.10 2. American Petroleum Institute Standard API 5L Taylor Forge Electric Fusion Welded Pipe produce una amplia variedad de aplicaciones para diámetros y espesores los cuales no tienen designación estándar.

Todos los datos están computados de las dimensiones nominales listadas y el efecto de tolerancia de manufacturación no es tomado en cuenta. Los valores son computados de las siguientes ecuaciones:

Radio de giro R +

ǸD 2 ) d 2 4

Momento de inercia : I + R2 A Módulo de la sección : Z +

I 0, 5 D

* Tabla extraida de las Prácticas de Diseño, Vol. 8 Secc. 14. “Flujo de Fluidos”. (1979)


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TABLA 1. (CONTINUACION)

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NOTAS PARA LA TABLA 1: Las siguientes notas se aplican a esta versión de la Tabla 1: 1. Los números en negrilla están en pulgadas. Los números restantes representan el valor nominal equivalente en mm. Estos no tienen status oficial en USA, pero están de acuerdo con los diámetros nominales propuestos por la British Steel Corporation para tamaños hasta 900 mm (36 pulg) inclusive. 2. Los números en negrilla están en pulgadas. Los números restantes son los valores equivalentes en mm, computados con una precisión de 0.1 mm (0.0039 pulg) para tuberías de diámetro nominal hasta 400 mm (16 pulg) y con una precisión de 1 mm para diámetros más grandes. El diámetro externo indicado (ambos en mm y pulg) para tuberías de diámetro hasta 400 mm (16 pulg) inclusive, están de acuerdo con los dados por British Steel Corporation, también como Metric Table 6.1 of API 5L. Para diámetros nominales de tuberías de 300 mm (12 pulg) y mayores, los diámetros exteriores indicados (ambos en mm y pulg) están de acuerdo con los valores en ISO Draft International Standard (DIS) 3183. 3. Multiplique el valor tabulado por 25.4 para obtener el valor en mm. 4. Multiplique el valor tabulado por 1.488 para obtener masa de metal en kg/m de tubería. 5. Multiplique el valor tabulado por 1.488 para obtener masa de agua en kg/m de tubería. 6. Multiplique el valor tabulado por 0.3048 para obtener áreas en m2/m de tubería. 7. Multiplique el valor tabulado por 6.452 x 10–4 para obtener áreas de flujo en m2. 8. Multiplique el valor tabulado por 6.452 para obtener áreas de metal en cm2. 9. Multiplique el valor tabulado por 41.62 para obtener momento de inercia en cm4. 10. Multiplique el valor tabulado por 16.39 para obtener el módulo de la sección en cm3.


PDVSA N°

TITULO

MDP–02–FF–03

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REV.

FECHA

APROB.

PDVSA, 1983

FLUJO EN FASE LIQUIDA

APROBADA


PAG. REV. APROB.


ESPECIALISTAS


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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3.1 3.2 3.3

Manual de Diseño de Proceso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Prácticas de Diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Otras Referencias . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2 2 2


3

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6 4.7 4.8 4.9 4.10

Consideraciones Generales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Principios de Cálculos de Caída de Presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Líquidos No–Newtonianos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tuberías Rectas Horizontales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Efecto de Accesorios . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Expansiones y Contracciones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tuberías No–Horizontales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Combinación y División de Corrientes . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Orificios, Boquillas y Venturis . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Distribuidor Tipo Tubo Perforado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 3 4 5 6 7 7 7 7 8

5 PROCEDIMIENTOS DE CALCULO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

9

5.1 5.2

Caída de Presión a Través de los Componentes Simples de Tuberías . Cálculos de Caída de Presión Integrada para Sistemas de Tuberías . . .

9 20

6 PROBLEMAS TIPICOS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

22

7 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

30


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OBJETIVO El objetivo de este capítulo es proporcionar las herramientas de cálculo que permiten determinar la caída de presión a tráves de tuberías y equipos cuando el flujo es en fase líquida.

2

ALCANCE Este capítulo presenta los métodos para determinar la caída de presión a través de tuberías y equipos relacionados para líquidos Newtonianos y no Newtonianos. Para otras consideraciones de diseño diferentes a caídas de presión, ver “Consideraciones Básicas de Diseño” en el capítulo PDVSA MDP–02–FF–02.

3

REFERENCIAS 3.1

Manual de Diseño de Proceso PDVSA–MDP–04–CF–09 PDVSA–MDP–02–FF–02 PDVSA–MDP–02–K–01

3.2

“Partes Internas de una Torre” (1996) “Principios Básicos” (1996) “Compresores” (1996)

Prácticas de Diseño Vol. I Sec. 1 “Consideraciones Económicas de Diseño” (1978) Vol. VIII Sec. 12 “Instrumentación” (1978)

3.3

Otras Referencias 1.

PERRY, R.H., C.H. CHILTON, Chemical Engineers’ Handbook, 6th ed., Section 5, Fluid and Particle Dynamics, McGraw–Hill, New York (1984).

2.

Crane Co. Technical Paper No. 410, “Flow of Fluids through Valves, Fittings and Pipe,” 1989.

3.

L.L. SIMPSON, “Process Piping: Functional Design,” Chem. Eng., 76 No. 8, (Deskbook Issue) 167–181, (April 14, 1969).

4.

R.L. BOWEN, “Scale–up for Non–Newtonian Fluid Flow,” Chem. Eng., June 12, 1961, p. 243; Aug. 21, 1961, p. 119; Sept. 4, 1961, p. 131.

5.

Fluid Meters, Their Theory and Application,” ASME Report, 6th Ed., (1971).

6.

Greskovich, E.J. and J.T. O’BARA, “Perforated–Pipe Distributors,” I. & E.C. Process Design and Dev. 7 (4) 593–595 (1968).

7.

F.A. ZENZ. “Minimize Manifold Pressure Drop,” Hydrocarbon Proc. & Petr. Ref. 41 (12) 125–130 (1962).

8.

“Cameron Hydraulic Data”, 15th Ed. G.V. Shaw and A.W. Loomis editors, Ingersoll–Rand Co., New York (1981).


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CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO Las consideraciones que se discuten a continuación sientan las bases para los procedimientos de cálculos que se indican posteriormente en este capítulo.

4.1

Consideraciones Generales En la mayoría de los diseños de tuberías, el requerimiento primordial consiste en encontrar el diámetro interno que permitirá cierto flujo requerido a una presión dada. Esto usualmente involucra un procedimiento de tanteo. Se selecciona un diámetro y se calcula la caída de presión para el flujo requerido. Si la caída de presión calculada es demasiado grande, se toma un diámetro mayor para continuar con el cálculo. Si la caída de presión es más pequeña que la necesaria, se selecciona un diámetro más pequeño. En la Tabla 1 se muestran caídas de presión típicas que se pueden usar en el dimensionamiento de tuberías. En el caso de materiales de construcción costosos, sería deseable encontrar el tamaño óptimo de línea mediante un análisis económico (Ver la Sección 1, de las Prácticas de Diseño, Consideraciones Económicas del Diseño).

4.2

Principios de Cálculos de Caída de Presión La ecuación básica para el cálculo de caída de presión para líquidos en tuberías y accesorios es la ecuación de Bernoulli generalizada, la cual asume densidad constante: –

F 2 DP + ρ Cambio de presión

T D (V ) 2

2g c

)

Cambio de energía cinética

g DZ gc

) F

Cambio de altura

(1)

Pérdida por fricción

donde: En unidaes métricas F

=


Fricción o pérdida de cabezal

kPa.m3/kg

pie.lbf/lbm pie/s2

g

=

Aceleración de la gravedad

m/s2

gc

=

Constante dimensional

DP

=

Cambio de presión

1x10 3 kg KPa.m.s 2 kPa

32.174 lb.pie lbf.s 2 psi = lbf/pulg2

V

=

Velocidad del fluido

m/s

pie/s

Dz

=

Elevación

m

pie


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En unidaes métricas ρ

=

Densidad

T

=

Constante dependiente del perfil de velocidad (T= 1.1 para flujo turbulento, T= 2.0 para flujo laminar)

F2

=


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Kg/m3

lb/pie 3

1

144

Todas las ecuaciones presentadas en este capítulo son derivadas de esta ecuación. La importancia relativa de los términos en la ecuación varía de aplicación a aplicación. Para tuberías horizontales de diámetro constante, es importante solamente el término de fricción colocado a la derecha de la ecuación (1). Para tuberías verticales o inclinadas se debe incluir el término de elevación y para cambios en la sección transversal el término de energía cinética. Para líquidos se puede, en general, asumir viscosidad y densidad constante. Los líquidos no–Newtonianos son una excepción de esta regla y se discuten más adelante. Otra excepción la constituye el flujo no isotérmico debido a intercambio de calor o a producción o consumo de calor en el líquido por reacción química o a pérdida por fricción. En los casos en que el flujo se puede suponer isotérmico a través de la sección transversal, pero no isotérmico a lo largo de la longitud de la tubería, la caída de presión puede ser determinada dividiendo la tubería en un número de tramos y calculando la caída de presión en cada sección. Cuando el flujo no se puede suponer isotérmico a través de la sección transversal de la tubería y la viscosidad depende fuertemente de la temperatura, debe usarse un método especial de cálculo.

4.3

Líquidos No–Newtonianos Los fluidos en los cuales la viscosidad es dependiente de la tasa de esfuerzo o del tiempo son llamados no–Newtonianos. Los siguientes fluidos pueden pertenecer a esta categoría: Emulsiones densas Suspensiones densas Soluciones de polímeros Polímeros fundidos Fluidos con viscosidad mayor de 20 Pa.s (20000 cP) Para estos fluidos no es aplicable la ecuación regular de flujo de líquidos. La mayoría de los fluidos no–Newtonianos pertenecen a una de las siguientes clases:


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Plásticos Bingham: Se requiere un mínimo de esfuerzo cortante para que haya flujo. Ejemplos: Pastas y suspensiones finas Fluidos Seudoplásticos: La viscosidad disminuye con el aumento de esfuerzo cortante. Ejemplos: Soluciones de polímeros y polímeros disueltos, suspensiones y emulsiones. Fluido Dilatante: La viscosidad incrementa con el aumento de esfuerzo cortante. Estos son menos comunes que los Plásticos Bingham y los fluidos seudo plásticos. La viscosidad también puede ser dependiente del tiempo. Fluido Tixotrópico: La viscosidad disminuye con el tiempo después de la aplicación de un esfuerzo cortante constante. Fluido Reopéctico: La viscosidad incrementa con el tiempo después de la aplicación de un esfuerzo cortante constante. Fluido Viscoelástico: Líquidos que parcialmente retornan a su forma original cuando son liberados de un esfuerzo cortante. Debido al complicado comportamiento reológico de los fluidos no–Newtonianos, no es posible dar una simple ecuación general de diseño válida para las caídas de presión. En general, las propiedades reológicas tendrán que ser determinadas en el laboratorio para un rango apropiado de esfuerzo cortante. Estos datos pueden ser las constantes usadas en el método gráfico de la referencia (4). Este método está basado en los datos obtenidos en un tubo capilar viscómetro o en la línea actual, es aplicable tanto para flujo turbulento como para laminar.

4.4

Tuberías Rectas Horizontales La caída de presión en tuberías rectas horizontales de diámetro constante es causada mayormente por fricción y puede ser calculada mediante la ecuación de fricción Fanning. El factor experimental en esta ecuación, llamado factor de fricción Fanning, f, es una función del número de Reynolds y la rugosidad relativa de la pared de la tubería (Ec. 4). Para un determinado tipo de material, la rugosidad es relativamente independiente del diámetro de tubería; por lo tanto, el factor de fricción puede ser expresado como una función del número de Reynolds y del diámetro de tubería. Para flujo laminar (Re < 2000), el factor de fricción es función sólo del número de Reynolds (Ec.4a). La región de transición cae entre valores de número de Reynolds comprendidos entre 2000 y 4000. Aquí el flujo puede ser tanto laminar como turbulento, dependiendo de factores tales como el cambio de la sección transversal o la presencia de válvulas, accesorios u obstrucciones en las tuberías. En este


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régimen, el factor de fricción es difícil de determinar y cae en algún lugar entre los límites para flujo laminar y turbulento. Sin embargo, para la mayoría de las aplicaciones con tubería comercial, el fluido tiende a ser turbulento y debe usarse el valor más alto de factor de fricción. La precisión de la ecuación de fricción Fanning es 15% para tubos (“tubing”) lisos y 10% para tubería de acero comercial. El ensuciamiento puede reducir el área de sección transversal o incrementar la rugosidad de la pared de la tubería con el tiempo. Por esta razón, cuando se calculan las caídas de presión, se debe dar holgura para el ensuciamiento. La mayoría de los estudios del efecto del ensuciamiento en la caída de presión han sido para tuberías con agua. Para tales tuberías en lugar de la correlación de Fanning, la correlación empírica que se ha usado ampliamente es la conocida como Hazen–Williams. La correlación contiene un coeficiente conocido como factor H–W “C”, el cual es usado para tomar en cuenta la condición de superficie y ensuciamiento. El libro “Cameron Hydraulic Data”, publicado por la Compañía Ingersoll–Rand compila las tablas de pérdidas de cabezal versus diámetro de tubería y caudal de flujo junto con los factores “C” recomendados para varios tipos de servicio.

4.5

Efecto de Accesorios Los codos, conexiones en “T”, válvulas, orificios y otras restricciones causan caídas de presión adicionales en una tubería. Los accesorios que tienen el mismo diámetro nominal que la tubería pueden ser tomados en cuenta en términos de longitud equivalente de tubería recta. Esta longitud equivalente puede ser calculada a partir de los coeficientes de los accesorios (Figs. 5. y 6. y la Ec. 17). La longitud equivalente es entonces sumada a la longitud real de la tubería y la suma es usada en la ecuación de Fanning para predecir la caída de presión total. Se debe admitir durante el diseño que el coeficiente de resistencia real de codos, conexiones en “T” y válvulas puede desviarse de los valores presentados en las Figuras 5A y 5B en más o menos un 25%. También, el uso de longitudes equivalentes o coeficientes de resistencia es, como se ha publicado, esencialmente una correlación aproximada de un problema complejo. Si la caída de presión es un factor crítico por seguridad, economía u otras consideraciones. Cuando no se dispone del detalle de la tubería se pueden usar las siguientes guías para estimar longitudes equivalente: Líneas dentro de Planta – La longitud real de tubería puede ser estimada a partir del plano de distribución, alturas de torres, etc. La longitud equivalente de los accesorios en las tuberías dentro de planta suman entre 200% y 500% de la longitud real. De acuerdo a esto un factor multiplicador entre 3.0 y 6.0 se puede aplicar para estimar la longitud de tubería recta.


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Líneas fuera de Planta – Para líneas fuera de planta, la longitud de tubería recta aproximada puede ser estimada del plano de distribución. Debido a que los accesorios en líneas fuera de planta tienen usualmente una longitud equivalente comprendida entre 20% y 80% de la longitud real, se puede aplicar un factor multiplicador entre 1.2 y 1.8 para estimar longitudes de tuberías rectas.

4.6

Expansiones y Contracciones La caída de presión por cambios en la sección transversal tales como salida y entrada de recipientes de proceso, reductores y difusores incluye dos componentes: uno por fricción y otro por cambio de energía cinética. Los cálculos de pérdida por fricción son basados en el diámetro de la tubería más pequeña sin obstrucción. Para tuberías que terminan en un área de gran sección transversal tales como recipientes de proceso, la caída de presión por fricción es igual al incremento en presión causado por el cambio de energía cinética. Como resultado, el cambio neto de presión debido al cambio de la sección transversal es cero. Para una contracción muy gradual, la caída de presión por fricción es calculada en base a una sección recta de tubería con un diámetro interno igual a la sección transversal más angosta de la contracción. Para el cálculo de caída de presión de tuberías que contengan accesorios y cambios de sección transversal, la línea primero se divide en secciones de diámetro nominal constante. Se calcula la caída de presión por fricción de cada cambio de sección transversal en longitud equivalente en referencia a la tubería de menor diámetro de la sección en cuestión. La caída de presión debido a los distintos cambios de energía cinética en la línea es determinada calculando el cambio global de energía cinética entre la entrada y la salida de la línea.

4.7

Tuberías No–Horizontales En caso de tuberías no–horizontales, el término de elevación debe sumarse al cambio de presión calculado por las pérdidas por fricción y energía cinética, usando la ecución 6.

4.8

Combinación y División de Corrientes Cuando una corriente es dividida en dos o más subcorrientes, hay pérdidas por fricción y cambio de presión debido al cambio de energía cinética. Lo mismo se aplica a la combinación de corrientes. Para conexiones en “T” el cambio total de presión está dado por la ecuación 8. Para conexiones en “Y” y para distribuidores, ver referencia 7.

4.9

Orificios, Boquillas y Venturis Para orificios, boquillas y Venturis se pueden distinguir dos caídas de presión:


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Caída de Presión del Flujo – Esta es la caída de presión usada en relación con las medidas del flujo, la cual no incluye la presión recuperada corriente abajo de la contracción. Para orificios y boquillas esta medida de presión es medida a través de las tomas de las bridas; para Venturis, entre una toma corriente arriba y una toma en la sección transversal más angosta. Los coeficientes de flujo presentados en las Figuras 7. y 8. relacionan esta caídas de presión. La Caída de Presión Total es la caída de presión entre un punto corriente arriba de la restricción y un punto corriente abajo que está a una distancia varias veces el diámetro de la tubería. Esta caída de presión es más pequeña que la caída de presión de las tomas de las bridas debido a la recuperación de presión (es decir, conversión de momento a presión) corriente abajo de la restricción. La caída de presión total se puede obtener multiplicando la caída de presión entre las tomas de las bridas por el factor de recuperación de presión (Fig. 10.). Para determinar la caída de presión a lo largo de una línea que contiene un orificio, boquilla o Venturi, se debe usar la caída de presión total. Para una información más detallada sobre los aspectos de medidores de flujo (orificios, boquillas y Venturis), ver referencia 5 ó la Sección 12, de las Prácticas de Diseño, Instrumentación.

4.10

Distribuidor Tipo Tubo Perforado En la mayoría de los casos, los distribuidores de tubo perforados pueden ser diseñados mediante el procedimiento corto dado en PDVSA–MDP–04–CF–09. Sin embargo, alguna distribución no uniforme de líquidos puede ocurrir dependiendo de la relación de la caída de presión a través de los orificios del distribuidor y la caída de presión a lo largo de la tubería. Si la fuerza inercial es predominante (por encima de las pérdidas por fricción) en la tubería, el flujo a través de los orificios incrementará en la dirección del extremo cerrado. Si las pérdidas por fricción a lo largo de la tubería es más importante (que la fuerza inercial) ocurrirá el caso opuesto. Cuando una perturbación corriente arriba, tal como la producida por un codo, se sobrepone en un caso donde la fuerza inercial es predominante, el flujo a través de los orificios cerca de la entrada del distribuidor y cerca del extremo cerrado puede ser más grande que en el medio. El grado de maldistribución en un distribuidor líquido puede ser estimado mediante la ecuación 15. Donde se requiere menos del 5% de maldistribución, se debe usar el procedimiento dado en este capítulo. En este procedimiento la caída de presión a través de los orificios es fijada en diez veces la energía cinética a la entrada por unidad de volumen, Ek, o la caída de presión a través del distribuidor de tubo, (DP)p. Para seleccionar el diámetro y el número de los orificios se deben seguir las siguientes guías:


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El diámetro mínimo de los orificios ]13 mm (1/2 pulg), para evitar taponamiento y limitar el número de orificios a un valor razonable. En servicios muy limpios se pueden considerar orificios más pequeños, pero en servicios severamente sucios, 13 mm (1/2 pulg) puede ser demasiado pequeño. Diámetro máximo de los orificios = 0.2 veces el diámetro del distribuidor. La relación de diámetro del orificio do a diámetro interno de la tubería debe ser entre 0.15 y 0.20 cuando se usa el criterio (DP)o = 10 Ek. Si es necesario usar do/d1 < 0.10, entonces se usa (DP)o = 100 Ek. La mínima distancia (borde a borde) entre los orificios adyacentes debe ser aproximadamente igual al diámetro del orificio para proveer suficiente tubería recta. Dentro de las limitaciones en los requerimientos arriba indicados, es preferible un mayor número de orificios pequeños que un pequeño número de orificios grandes. Si se usan ranuras en lugar de orificios, el ancho de las ranuras debe ser mínimo 13 mm (1/2 pulg). Para asegurar una óptima distribución, se deben considerar las condiciones de flujo corriente arriba y corriente abajo. Las condiciones corriente arriba del distribuidor son controladas por las tuberías fuera de la unidad. En general, esto pretende minimizar el número y la severidad de los giros agudos, contradicciones bruscas o las expansiones justo delante del distribuidor. Las condiciones corriente abajo del distribuidor dependen de la geometría de losinternos corriente abajo, los cuales son usualmente diseñados para mantener una distribución uniforme para un buen contacto.

5

PROCEDIMIENTOS DE CALCULO Los siguientes métodos de diseño, ecuaciones y guías se deben usar junto con el material dado bajo “Consideraciones Básicas de Diseño”. La primera sección presenta procedimientos para calcular caídas de presión en componentes simples de tuberías. La segunda sección debería ser usada para cálculos de caídas de presión en sistemas de flujo que contienen más de un componente de tubería.

5.1

Caída de Presión a Través de los Componentes Simples de Tuberías Use los procedimientos indicados a continuación para calcular caídas de presión a través de componentes simples de tuberías, tales como, tuberías rectas, codos, válvulas, orificios, etc. Tubería Recta – Para tubería recta de acero comercial, encuentre la caída de presión usando el procedimiento indicado a continuación. (Para conductos no circulares, calcule el diámetro hidráulico equivalente mediante la ecuación 2).


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La caída de presión por unidad de longitud puede ser calculada opcionalmente, mediante las figuras 3 ó 4. Sin embargo, se recomienda calcularla por el procedimiento que se describe a continuación, para evitar errores de cálculo

ǒ

Ǔ

d eq + 4 Area de sección transversal perímetro mojado

Paso 1.

en unidades consistentes

(2)

Para un determinado diámetro y caudal de flujo, calcule el número Reynolds, Re, mediante la siguiente ecuación: Re +

D Vρ d Vρ m + F3 m

+ F4

Qρ dm

+ F5 W md

(3a) (3b)

(3c)



D

=

Diámetro interno de la tubería o diámetro hidráulico equivalente

m

pie

d

=

Diámetro interno de la tubería o diámetro hidráulico equivalente

mm

pulg

Q

=

Caudal de flujo volumétrico

dm3/s

gpm

Re

=

Número de Reynolds

V

=

Velocidad

m/s

pie/s

W

=

Caudal de flujo másico

kg/s

lbm/h

kg/m3

lbm/pie3

Adimensional Adimensional

ρ

=

Densidad

m

=

Viscosidad dinámica

Pa.s

cP

h

=


Pa.s (m= h)

lbm/pie.s 123.9

F3

=


10–3

F4

=


1.27

50.6

F5

=


1.27x10 –3

6.31


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Paso 2.

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Calcule el factor de fricción (f) mediante las siguientes ecuaciones

para Re < 2000 (flujo laminar) f + 16 Re

(4a)

para Re > 4000 (flujo turbulento)

ȱ ȡ f +ȧ–3.6 logȧǒ6.9Ǔ Ȣ Re Ȳ

)

ǒeńd Ǔ 3, 7

–2

ȣȳ ȧȧ Ȥȴ

1.11

(4b)

Si el valor de Re está comprendido entre 2000 y 4000 (flujo en transición), se recomienda utilizar la ecuación 4b para determinar el valor del factor de fricción. Los valores de e/d se obtienen de la Figura 1. El factor de fricción (f) también se puede obtener de forma gráfica utilizando los diagramas de Moody, Figura 2. Paso 3.

Calcule la caída de presión por fricción mediante la siguiente ecuación: ρV 2 (DP) f + F 6 4fL 2 D

(5a)

+ F7

fLV 2ρ d

(5b)

+ F8

fLQ 2ρ d5

(5c)

2 + F 9 fLW5 ρd

(5d)


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kPa

psi

m

pie

(DP)f

=

Caída de presión por fricción

L

=

Longitud de la tubería

F6

=


10–3

2.16x10 –4

F7

=


2

5.18x10–3

F8

=


3.24x10 6

8.63x10 –4

F9

=


3.24x10 12

13.4x10 –6

Paso 4.

En caso de que la tubería no sea horizontal, calcule la caída de presión debido al cambio en la elevación mediante la siguiente ecuación: ρg (DP) e + F 6 g (z 1–z 2) c

(6a)

+ F 10 ρ (z 2–z 1)

(6b)



kPa

psi

(DP)e

=

Caída de presión debido al cambio de elevación

z1, z2

=

Elevación al comienzo y al final de la tubería

m

pie

F10

=


9.81x10 –3

1/144

Paso 5.

Obtenga la caída de presión total sumando la caída de presión por fricción debido al cambio de elevación, (DP)e.

Codos – Use el siguiente procedimiento: Paso 1. Obtenga el coeficiente de resistencia K en la Figura 5B. Para tuberías de diámetro interno mayor de 250 mm (10 pulg), use el coeficiente de resistencia a tuberías de 250 mm (10 pulg) de diámetro interno. Si el número de Reynolds es tal que el flujo no está en la región de completa turbulencia (f es constante), el valor de K debería ser multiplicado por la relación:


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f (al número de Reynolds calculado) f (en rango de completa turbulencia) Paso 2.

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(4)

Calcule la caída de presión por fricción mediante la siguiente ecuación: (DP) f + F 6

KρV 2 2g c

(7a)

+ F 11 (KρV 2)

(7b)

KρQ 2 d4

(7c)

KW 2 ρd 4

(7d)

+ F 12 + F 13

ƪ ƫ



F11

=


5x10 –4

1.08x10 –4

F12

=


810

1.8x10 –5

F13

=


8.1x10 8

0.28x10 –6

Paso 3.

Paso 4.

Para codos largos no horizontales, sume la caída de presión por cambio de elevación calculada de la ecuación 6.

Para codos de 90, la curva para Le/d en el fondo de la Figura 5B se puede usar para tuberías de diámetro mayor a 350 mm (14 pulg). Si la minimización de caída de presión es crítica y el diseño está basado en el uso de codos estándar o curvaturas suaves con muchos segmentos, se debe tomar en cuenta durante el diseño y construcción para que no se instalen codos estándar con pocos segmentos. Para Conexiones en “T” use la ecuación 7 y los coeficientes de resistencia de la Figura 5B. Para conexiones en “T” en las que las corrientes son divergentes o convergentes la caída de presión se debe calcular mediante las ecuaciones tomadas de la referencia 7 y mencionados a continuación:


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1. FLUJO DIVERGENTE 1

2 (DP) 1–2 + F 11 ρ (1.36 V 22 – 0.64 V 21 – 0.72 V1 V 2)

(8a)

(DP) 1–3 + F 11 ρ (1.8 V 23 – 0.368 V 1 V3)

(8b)

(DP) 3–1 + F 11 ρ (1.8 V 21 – 0.368 V 1 V3 )

(8c)

3

1

2

3 1

2

3

2. FLUJO CONVERGENTE 1

2

ƪ

(DP) 1–2 + F 11 ρ 2 V 22 – 0.05 V 21 – 2 V2 ( 0.205 V 3

Q3 Q ) V1 1 ) Q2 Q2

ƫ

(8d)

3

1

2

ƪ

(DP) 1–3 + F 11 ρ 2 V 23 – 0.4 V 21 – 0.41 V3 ( V 1

Q1 Q ) V2 2 ) Q3 Q3

ƫ

(8e)

3 1

2

ƪ

(DP) 1–3 + F 11 ρ 2 V 21 – 0.4 V 23 – 2 V1 ( 0.205 V 3

Q3 Q ) V2 2 ) Q1 Q1

ƫ

(8f)

3 EN UNIDADES METRICAS

F11 = FACTOR QUE DEPENDE DE LAS UNIDADES USADAS

5.0 x 10–4

EN UNIDADES INGLESAS

1.08 x 10–4


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Indice volumen

Indice norma

Las ecuaciones (8a–f) toman en cuenta las caídas de presión por fricción y las caídas de presión por cambio de energía cinética. Algunas veces se usa en estas ecuaciones un factor multiplicador de 1.25 el cual toma en consideración los efectos de entrada y salida cuando la longitud a la entrada de la línea principal es corta. Para conexiones en “Y” se pueden derivar ecuaciones similares a las ecuaciones (8a–f) con el método presentado en la Referencia 7. También vea la Referencia 7 para caídas de presión en distribuidores. Válvulas – Obtenga el coeficiente de resistencia K usando los valores de L/D en la Tabla 2 y la Figura 5.A. Utilice el mismo procedimiento que se usó para los codos. La Figura 9. se puede usar para determinar el coeficiente de flujo Cv a partir de K. Orificios – Para calcular la caída de presión medida a través de las tomas de las bridas, use la siguiente ecuación:

P + F 12

+ F 13

ƪ ƫ ρQ 2 C 2 d 4o

ƪ

W2 C 2 rd 4o

(9a)

ƫ

(9b)



C

=

Coeficiente de flujo, (Figura 7.)

adim.

adim.

do

=

Diámetro de orificio

mm

pulg

Para obtener la caída de presión total (incluyendo la presión recuperada corriente abajo del orificio), multiplique P de la ecuación 9 por el factor de presión, r, de la Figura 10. Boquillas – Use el mismo procedimiento que para orificios, excepto para el cálculo del coeficiente de flujo el cual se obtiene de la Figura 8. Venturis – Para el cálculo de la caída de presión tal como se midió a través de las tomas del Venturi (uno corriente arriba y uno corriente abajo en la sección transversal más angosta) use la ecuación 9 con el siguiente coeficiente de flujo: C+

0.98 Ǹ 1 – (d o ń d 1)4

(10)


PDVSA


FECHA

0

FEB.96



Indice manual

Indice volumen

Indice norma

donde:

di

=

Diámetro interno de la tubería corriente arriba



mm

pulg

Para obtener la caída de presión total, multiplique P de la ecuación 9 por el factor de recuperación de presión de la Figura 10. Contracciones y Expansiones – Use el siguiente procedimiento: Paso 1.

Obtenga el coeficiente de resistencia apropiado, K en la Figura 6.

Paso 2.

Calcule la caída de presión por fricción a partir de las siguientes ecuaciones:

(DP) f + F 6 K

ǒ Ǔ ρV2 2gc

+ F 11 (K r Q 2) + F 12 + F 13

ǒ Ǔ ǒ Ǔ

(7a) (7b)

K rQ 2 Pd 4

(7c)

K W2 ρd 4

(7d)



d

=

Diámetro interno o diámetro hidráulico equivalente de la tubería de menor diámetro

mm

pulg

V

=

Velocidad de la tubería de diámetro más pequeño

m/s

pie/s

Calcule la caída de presión por fricción en una contracción gradual como si fuera una tubería con diámetro igual al diámetro más pequeño de la contracción.


PDVSA



FECHA

0

FEB.96


Paso 3.

Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Calcule la caída de presión por cambio de energía cinética del flujo mediante por las siguientes ecuaciones:

(DP) k + F 6

ρ (V 2 –V 2) 2g c 2 1

(11a)

+ F 11 ρ (V 22 –V 21)

(11b)

ȱ ȳ + F 12 ρQ 2 ȧ 14 – 14ȧ Ȳd2 d1ȴ

(11c)

2ȱ ȳ + F 13 Wρ ȧ 14 – 14ȧ Ȳd2 d1ȴ

(11d)

ƪ ƫ

donde:

d1, d2

=

V1, V2 =



Diámetros internos corriente arriba y corriente abajo o diámetro hidráulico equivalente

mm

pulg

Velocidades corriente arriba y corriente abajo

m/s

pie/s

Paso 4.

Para contracciones y expansiones progresivas no horizontales, calcule la caída de presión por el cambio de elevación mediante la ecuación 6.

Paso 5.

Calcule la caída de presión total sumando las caídas de presión obtenidas de las ecuaciones 6, 7 y 11.

Distribuidores de Tubo Perforado – Use el procedimiento siguiente para diseñar distribuidores de tubo perforado con diferencias de distribución inferiores al 5% (Ver Ec.15). Paso 1.

Para el primer tanteo, fije el diámetro de tubería del distribuidor d, igual a la línea de entrada.

Paso 2.

Calcule el número de Reynolds (Rei) de la corriente de entrada mediante la ecuación 3. Obtenga el factor de fricción, f, por las ecuaciones 4.

Paso 3.


PDVSA



FECHA

0

FEB.96


Indice manual

Paso 4.

Indice volumen

Indice norma

Calcule la energía cinética por unidad de volumen de la corriente de entrada Ek en kPa haciendo uso de las siguientes ecuaciones:

Ek + F 6 T

r V 21

(12a)

2g c

+ F 11 (T ρ V 21) + F 12 + F 13

(12b)

ƪT ρ ƫ ƪT ƫ Q2

(12c)

d4

W2 ρd 4

(12d)

donde:

T

= Factor de corrección de velocidad, adimensional, (use T= 1.1 para flujo turbulento y T= 2.0 para flujo laminar.)

Paso 5.

Calcule el cambio de presión (DP)p a lo largo de la tubería debido a fricción y recuperación de momento mediante la siguiente ecuación:

(DP) p + F 6

+

ǒ

ǒ

Ǔ ȡȧȢ

F14 f L J –T d

Ǔ

F 14 f L J –1 E k d

r V 21ȣ 2g c ȧ Ȥ

(13a)

(13b)

donde:

J

=

Factor adimensional de la Figura 2A (Use J = 0.35 para el primer tanteo)

F14

=




4 x 103

48


PDVSA


FECHA

0

FEB.96



Paso 6.

Paso 7.

Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Obtenga la caída de presión requerida (DP)o a través de los orificios de salida multiplicando el valor más grande entre Ek y (DP)p por 10. Si el valor calculado de (DP)o es menor de 1.75 kPa (0.25 psi), iguale (DP)o a 1.75 kPa (0.25 psi). Calcule el área requerida total de salida de los orificios a partir de las siguientes ecuaciones:

A o + F 15 Q C + F 16 x

Ǹ(DPρ )

(14a) o

W C Ǹρ (DP) o

(14b)



Ao

=

Area de orificio total requerida

mm2

pulg 2

F15

=


22.3

3.32 x 10–3

F16

=


22.3 x 103

0.415 x 10–3

Para el primer tanteo, tome el coeficiente de flujo C igual a 0.60. Paso 8.

Seleccione un diámetro y el número de orificio para obtener el valor deseado de Ao, basado en las guías presentadas bajo “Consideraciones Básicas de Diseño”. Paso 9. Calcule Rei/n, donde n es el número de orificios del distribuidor. Si Rei/n < 4000, obtenga un nuevo coeficiente en la Figura 7., tomando Re en esta figura igual a Rei/n. Paso 10. Usando el número de orificios calculados, encuentre el factor J en la Figura 10. y compare éste con el valor asumido de 0.35. Si este valor de J afecta el valor de (DP)o en más del 10%, sustituya el valor corregido de J en la ecuación 13 y repita los pasos 5 al 10. La maldistribución en un distribuidor de tubería se puede calcular mediante la siguiente ecuación:

Ǹ

ȱ Ȳ

% Maldistribución + 100ȧ

(DP) o– (DP) p ȳ –1ȧ (DP) o ȴ

(15)


PDVSA



FECHA

0

FEB.96


5.2

Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Cálculos de Caída de Presión Integrada para Sistemas de Tuberías Use el procedimiento abajo indicado para calcular la caída de presión en cualquier sistema de flujo conteniendo más de un componente de tubería. Paso 1. Flujo Constante y Secciones de Diámetro Nominal – Divida el sistema en cuestión en secciones con caudal de flujo constante y diámetro nominal constante. Aplique los Pasos 2 al 6 a cada una de las secciones. Paso 2. Diámetro Hidráulico Equivalente – Para cualquier tramo de sección transversal no circular, calcule el diámetro hidráulico equivalente, deq, de la ecuación 2. Paso 3. Número de Reynolds – (no necesario para un estimado aproximado) Obtenga el número de Reynolds, Re, para cada sección a partir de la ecuación 3. Paso 4. Factor de Fricción – Obtenga el factor de fricción por las ecuaciones 4, o por la Figura 2. Paso 5. Longitud Equivalente de Accesorios – Si no están disponibles los detalles de las tuberías, asuma para las líneas fuera de planta que la longitud equivalente de accesorios cae entre 20 y 80% de la longitud real de la línea y para las líneas dentro de la planta entre 200 y 500%. Estime la longitud de la tubería del plano de distribución, alturas de torres, etc. Cuando se conocen los accesorios o se pueden estimar, encuentre su longitud equivalente, Leq, de la siguiente ecuación:

L eq +

ƪ ƫȍ d F 14 f

K

(16)

donde: Leq = Longitud equivalente de todos los accesorios, m (pie en unidades inglesas) K = Suma de los coeficientes de resistencia de todos los accesorios, adimensional


PDVSA



FECHA

0

FEB.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

El coeficiente de resistencia, K, de codos, conexiones en “T” y válvulas se encuentran en la Figura 5. como una función del diámetro nominal de tubería. Para accesorios de diámetro interno mayor que 250 mm (10 pulg), use el coeficiente de resistencia para accesorios de 250 mm (10 pulg) de diámetro interno en la Figura 5B. La K de las contracciones y expansiones se encuentra en la Figura 6., basadas en el diámetro menor de la tubería donde están incluidas éstas. Para orificios, boquillas y Venturis, K debe ser calculada a partir de la siguiente ecuación: K+

ƪ ƫƪ r C2

d1 do

ƫ

4

(17)

donde: r = Factor de recuperación de presión (Fig. 10.), adimensional Para orificios y boquillas obtenga C de la Figura 7. u 8. Para Venturi: C+

0.98

Ǹ 1 – (d o ń d 1)4

(18)

Paso 6. Caída de Presión por Fricción, (DP)f – Calcule la caída de presión por fricción en cada sección del sistema a partir de la ecuación (5) pero use para L la suma de las longitudes reales de las líneas y las longitudes equivalentes de todos los accesorios. Para las tuberías de acero comercial la caída de presión se puede obtener en forma directa utilizando las figuras 3 ó 4, multiplicando la caída de presión en kPa por metro, por la suma de las longitudes reales de las tuberías y las longitudes equivalentes de todos los accesorios en m. Paso 7. Cambio Global de Energía Cinética, (DP)k – Para cada sección de flujo constante, verifique las secciones transversales de flujo al comienzo y al final. Si no son iguales, calcule el cambio de presión (DP)k provocado por el cambio de la energía cinética de la ecuación 11. Note que (DP)k puede ser positivo o negativo. Paso 8. Cambio Global de Elevación (DP)e – Para cada sección de flujo constante, verifique la elevación al comienzo y al final. Si no es igual, calcule el cambio de presión resultante (DP)e de la ecuación 6. Note que (DP)e puede ser positivo o negativo. Paso 9. Caída de Presión Total por Sección de Flujo Constante – Encuentre la caída de presión total en cada sección de flujo constante a partir de la siguiente ecuación:


PDVSA


FECHA

0

FEB.96



Indice manual

Indice volumen

ȍ (DP)f + (DP)k + (DP)e

(DP)t =

Indice norma

(19)

donde:

(DP)t

=

ȍ (DP)f =



Caída de presión total

kPa

psi

Suma de las caídas por presión por fricción en todas las secciones de diámetro nominal constante

kPa

psi

Paso 10. Corrientes Convergentes – Para conexiones en “T”, calcule la caída de presión a partir de las ecuaciones (8a–f). Para conexiones en “Y” o distribuidores, vea la referencia 7. La caída de presión de todo el sistema se obtiene de la combinación de las caídas de presión en las distintas corrientes convergentes con las caídas de presión a través de las distintas secciones de flujo constante calculadas en el Paso 9.

6

PROBLEMAS TIPICOS Problema 1 – Cálculo Integrado de Caída de Presión Datos:

Se presenta el siguiente sistema de flujo, con un caudal de flujo constante a través del sistema de tubería (Acero Comercial), desde el recipiente de proceso a la bomba.

Caudal de flujo del líquido =

Q = 12.5 dm3/s (200 gpm)

Densidad de líquido

=

ρ = 800 kg/m3 (50 lb/pie3)

Viscosidad del líquido

=

m = 0.3 x 10–3 Pa.s (0.3 cP)


PDVSA



FECHA

0

FEB.96


Indice manual

Encontrar:

La bomba

presión

Indice volumen

de

succión

Indice norma

de

la

Solución: Paso 1. Divida el sistema en tres secciones de diámetro nominal constante. a.

La sección I incluye el recipiente.

b.

La sección II incluye la contracción del fondo del recipiente, la línea de 75 mm (3 pulg) y el difusor.

c.

La sección III incluye la línea de 100 mm (4 pulg), desde el difusor hasta la bomba.

Los pasos 2 al 6, donde se apliquen, se llevarán a cabo en cada una de las tres secciones para encontrar las caídas de presión por fricción. Sección I –

Debido a la baja velocidad en el recipiente, la caída de presión por fricción puede ser despreciada.


PDVSA


FECHA

0

FEB.96



Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Sección II Paso 2. La tubería es circular. Paso 3. PDVSA–MDP–02–FF–02, Tabla 1 : Diámetro interno de tubería d = 77.9 mm (3.068 pulg). Número de Reynolds (Ec.3)

Re +

F4 Q ρ + 1.27 12.5 800 dm 77.9 0.3 10 –3

+ 543000 Paso 4. De la figura 1 e/d = 0.0006. Calcule el factor de fricción f (Ec. 4b) –2

ȱ ȡ6.9 eńd 1.11ȣȳ Ǔ ȧȧ f +ȧ–3.6 logȧ )ǒ 3.7 Re Ȣ Ȥȴ Ȳ

ȱ +ȧ–3.6 log Ȳ

ǒ

ǒ

6, 9 ) 0.0006 543000 3.7

Ǔ

1.11

Ǔ

–2

ȳ ȧ ȴ

f + 0.00459 Paso 5. Primero determine los diferentes coeficientes de resistencia: a.

Coeficiente de resistencia de la contracción del fondo del recipiente: K = 0.5 (Figura 6)

b.

Coeficiente de resistencia para válvulas de compuerta: L/D = 13 (Tabla 2), por consiguiente K = 0.25 (Fig. 5.A).

c.

Coeficiente de resistencia para el codo de 90: K = 0.25 (Fig. 5B).

d.

El orificio tiene un diámetro do de 50.8 mm (2 pulg); por lo tanto: do + 50.8 + 0.64 77.9 d1 El coeficiente de flujo del orificio: C = 0.67 (Fig. 7.B). Factor de recuperación; r = 0.58 (Fig. 10.).

Utilice la ecuación 17 para calcular el coeficiente de resistencia del orificio:

ƪ ƫƪ

K + r2 C

d1 do

ƫ ƪ 4

(0.58) + (0.67) 2

ƫ ƫƪ77.9 50.8

4

+ 7.15


PDVSA


FECHA

0

FEB.96



e.

Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Coeficiente de resistencia del difusor: K = 0.2 (Fig. 6). Suma de los coeficientes de resistencia: SK = 0.5 + 0.25 + 0.25 + 7.15 + 0.2 = 8.35 Obtenga la longitud equivalente de válvulas y otros accesorios de la ecuación 16: 77.9 8.35 + 35.35 m (116 pie) L eq + d SK + F 14f (4) x 103(0.0046)

Paso 6. Suma de la longitud real de la tubería y longitudes equivalentes de todos los accesorios: L = 12 + 35.35 = 47.35 (156 pie) Determine la caída de presión por fricción (DP)f (Ec. 5) 2 F 8 f L Q2 ρ 3.24 10 6 0.00459 47.35 (12.5) 8000 (DP) f + + d5 (77.9) 5

(DP) f + 32.67 kPa (4.74 psi) Sección III Paso 2. La tubería es circular. Paso 3. PDVSA–MDP–02–FF–02. Tabla 1. Diámetro interno de tubería d=102.3 mm (4.026 pulg). Número de Reynolds (Ec. 3) Re +

F4 Q ρ + 1.27 12.5 800 dm 102.3 0.3 10 –3 R e + 413800

Ahora se procede con el resto de los pasos del procedimiento: Paso 4. De la figura 1 e/d 0.0006. Calcule el factor de fricción f (Ec. 4b) –2


ȱ +ȧ–3.6 log Ȳ

ǒ

ǒ

6, 9 ) 0.0005 413800 3.7

Ǔ

1.11

Ǔ

–2

ȳ ȧ ȴ


PDVSA


FECHA

0

FEB.96



Indice manual

Indice volumen

Indice norma

f + 0.00497 Paso 5. La Sección III no contiene accesorios Paso 6. Longitud real de la tubería en la Sección III, L= 3m (10 pie) Determine la caída de presión por fricción (DP)f (Ec. 5) (DP) f +

2 F 8 f L Q2 ρ 3.24 10 6 0.00497 3 (12.5) 8000 + d5 (102.3) 5

(DP) f + 0.51 kPa (0.074 psi) Paso 7.

Asuma que el diámetro del recipiente es muy grande comparado con el diámetro de la tubería. La ecuación 11 da el cambio global de presión debido a la energía cinética:

ȱ ȳ (DP) k + F 12 ρQ2ȧ 14 – 14ȧ Ȳd2 d1ȴ + 810 800 (12.5) 2 Paso 8.

ƪ

ƫ

1 –0 + 0.92 kPa (0.14 psi) (102.3) 4

El cambio de presión por elevación es dado por la ecuación 6b:

(DP) e + F 9 ρ (z2 – z 1) + 9.81 10 –3 (800) (0–6) + –47.10 kPa (–6.8 psi) Paso 9.

La caída de presión total se puede calcular con la ecuación 18

(DP) t + (DP) f ) (DP) k ) (DP) e + (0 ) 33.1 ) 0.48) ) 0.92 – 47.10 + –12.6 kPa (1.83 psi) Por lo tanto, la presión de succión de la bomba es: P = 345 –(–12.6) = 357.6 kPa manométricos (51.86 psig) Respuesta: P = 358 kPa man.(52 psig) Problema 2 Distribuidor de Tubo Perforado Datos: Una línea de reflujo (Acero Comercial) de 300 mm (12 pulg) de diámetro interno transporta 125 dm3/s (2000 gpm) de una corriente de hidrocarburo con una densidad de 650 kg/m3 (40 lb/pie3) y una viscosidad de 0.8 10–3 Pa.s (0.8 cP).


PDVSA



FECHA

0

FEB.96


Indice manual

Determine:

Indice volumen

Indice norma

Para un distribuidor de tubo perforado de 2.5 m (8 pie), el diámetro de la tubería, el número y el tamaño de los orificios para garantizar una buena distribución.

Solución: Paso 1.

Para el primer tanteo, fije el diámetro del distribuidor igual al diámetro de la línea: L = 300 mm (12 pulg) ID

Paso 2.

Obtenga el número de Reynolds de la ecuación 3b. Re + +

Paso 3.

F4 Q r dm (1.27) (125) (650) + 430, 000 (300) (0.8 x 10 –3)

El factor de fricción en una tubería de acero de 300 mm de diámetro interno a Rei = 430000 y e/d (Fig. 1) = 16.7 10–5 por la ecuación 4 –2


–2

1.11 ȱ –5 ȡ ȣȳ 6, 9 16.7 10 Ǔ +ȧ–3.6 logȧ )ǒ ȧȧ 3.7 Ȣ430000 Ȥȴ Ȳ

f + 0.0039 Paso 4.

Energía cinética por unidad de volumen de la corriente de entrada de la ecuación12c. 2 E k + F 12 T ρ Q d4

+ (810) (1.1) (650)

ƪ

ƫ

(125) 2 + 1.12 kPa (0.162 psi) (300) 4


PDVSA



FECHA

0

FEB.96


Indice manual

Paso 5.

Indice volumen

Indice norma

Para primer tanteo, use J = 0.35 en la ecuación 13b.

ƪ

(DP) p +

+

ƫ

F 14 f L J –1 E k d

ƪ

4x10 3 (0.0039) (2.5)

ƪ(1.1)0.35(300) ƫ–1ƫ (1.12)

+ –1.07 kPa (–0.155 psi) Paso 6.

Caída de presión requerida a través de los orificios: (DP)o = (10)(1.07) = 10.7 kPa (1.55 psi)

Resulta mayor que 1.75 kPa (0.25 psi). Por lo tanto, tome 10.7 kPa (1.55 psi). Paso 7.

Obtenga el área total requerida de los orificios a partir de la ecuación 14a:

A o + F 15 Q C

Ǹ (DP)ρ ƪ

+ 22.3 125 0.60

o

650 + 36209 mm 2 (56.12 pulg 2) ƫ Ǹ10.7

Paso 8.

a.

Seleccione el diámetro de los orificios siguiendo los pasos desde “a” hasta “e” Consideraciones Básicas de Diseño para distribuidores de tubo perforado: Mínimo diámetro de orificio do = 13 mm (0.5 pulg)

b.

Máximo diámetro de orificio do = (0.2)(di) = (0.2)(300) = 60 mm (2.4 pulg)

c.

do preferido entre (0.15)(di) = (0.15)(300) = 45 mm (1.8 pulg) y máximo do = 50 mm (2.4 pulg), por lo tanto, 45 mm (1.8 pulg) do 60 mm (2.4 pulg)

d.

Encuentre el número máximo de orificios de 45 mm (1.8 pulg) 3

n + 2.5 x 10 + 27.8 [ 28 orificios (2) (45) Encuentre el número máximo de orificios de 60 mm (2.4 pulg): 3

n + 2.5 x 10 + 20.83 [ 21 orificios (2) (60)


PDVSA



FECHA

0

FEB.96


e.

Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Pruebe con orificios de 48 mm (1 7/8 pulg).

área por orificio = p (482) = 1810 mm2 (2.8 pulg2) 4 Número de orificios = 36209 = 20.1 21 orificios 1810 Paso 9. Verifique el criterio del número de Reynolds Re i 430000 n + 21 + 20500 u 4000 Dado que Rei/n > 4000, esta solución es aceptable. Paso 10.

Verifique el valor de J usado en el Paso 1: De la Figura 11. para 21 orificios, J = 0.357. La sustitución 0.357 en lugar de 0.35 en la Ec. (13) tendría poco efecto sobre (DP)p. Ek es todavía más grande que (DP)p y aún controla. El cálculo no tiene que ser repetido. Respuesta: Use una tubería de 300 mm (12 pulg) con 21 orificios de 48 mm (1 7/8 pulg) de diámetro


PDVSA



REVISION

FECHA

0

FEB.96


7

Indice manual

Indice volumen

Indice norma

NOMENCLATURA (La unidad entre paréntesis es la usada en el sistema inglés de unidades para cada variable)

Ao

=

Area total de orificios requerida en distribuidores de tubo perforado, mm2 (pulg2)

C

=

Coeficiente de flujo para orificios, boquillas y Venturis, adimensional

Cv

=

Coeficiente de flujo para válvulas (Figura 10.)

D

=

Diámetro interno de tubería o diámetro hidráulico equivalente, m (pie)

d

=

Diámetro interno de tubería o diámetro hidráulico equivalente, mm (pulg)

Ek

=

Energía cinética por unidad de volumen, kPa (psi)

F

=

Fricción o cabezal de fricción, kPa m3/kg (pie.lbf/lbm)

Fi

=

Factores que dependen de las unidades usadas. Ver lista al final.

f

=

Factor de fricción de Fanning, adimensional (Figuras 1. y 2.)

g

=

Aceleración de la gravedad, m/s2 (pie/s2)

J

=

Factor para calcular pérdidas de cabezal a lo largo de un distribuidor de tubo perforado, adimensional

K

=

Coeficiente de resistencia de válvulas, accesorios y cambios de sección transversal, adimensional

L

=

Longitud de tubería, longitud real más longitud equivalente de accesorios

Leq

=

Longitud equivalente de tuberías o accesorios, m (pie)

n

=

Número de orificios en distribuidores de tubo perforado

P

=

Presión, kPa absolutos (psia)

DP

=

Caída de presión, kPa (psi)

Q

=

Flujo volumétrico a condiciones, dm3/s (gpm)

r

=

Factor de recuperación de presión de orificios, boquillas y Venturi, adimensional (Fig. 9.)

Re

=

Número de Reynolds, adimensional

V

=

Velocidad lineal del fluido, promedio sobre la sección transversal, m/s (pie/s)

Vi

=

Promedio de velocidad de entrada en un distribuidor de tubo perforado, m/s (pie/s)

W

=

Flujo másico, kg/s (lbm/h)

z

=

Elevación, m (pie)

a

=

Factor de corrección de velocidad para cálculo de energía cinética (T = 1.1 para flujo turbulento; T = 2.0 para flujo laminar)

e

=

Rugosidad de la tubería


PDVSA



FECHA

0

FEB.96


Indice manual

h

=

Viscosidad Pa.s (lbm/pie.s)

q

=

Angulo de divergencia del difusor, grados

m

=

Viscosidad, Pa.s (cP)

ρ

=

Densidad, kg/m3 (lbm/pie3)

Indice volumen

Indice norma

Subíndices (a menos que se indique de otra forma) e

=

Por cambio de elevación

eq

=

Equivalente (para diámetro hidráulico equivalente)

f

=

Fuerza, fricción

i

=

Entrada

k

=

Cinética

l

=

Línea

m

=

Masa

o

=

Orificio

p

=

Tubería de distribución

t

=

Total

1

=

Localización o condición corriente arriba

2

=

Localización o condición corriente abajo Factores que dependen de las unidades usadas

F2

=



Ec.(1)

1

144 123.9

F3

=

Ec.(3a)

10–3

F4

=

Ec.(3b)

1.27

50 6.31

F5

=

Ec.(3c)

1.27x103

F6

=

Ec.(5a),(6a),(7a),(11a),(12a),(13a)

10–3

2.16x10–4

F7

=

Ec.(5b)

2

5.18x10–3

F8

=

Ec.(5c)

3.24x106

8.63x10–4

F9

=

Ec.(5d)

3.24x1012

13.4x10–6

F10

=

Ec.(6b)

9.81x10–3

1/144

F11

=

Ec.(7b),(8a–f),(11b),(12b)

5x10–4

1.08x10–4

F12

=

Ec.(7c),(9a),(11c),(12c)

810

1.8x10–5

F13

=

Ec.(7d),(9b),(11a),(12d)

8.1x108

0.28x10–6


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F14

=

Ec.(13a),(13b),(16)

4x103

48

F15

=

Ec.(14a)

22.3

3.32x10–3

F16

=

Ec.(14b)

22.3x103

0.415x10–3


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8

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PROGRAMAS DE COMPUTACION A continuación se presentan los programas de computación disponibles para el momento en la industria: INPLANT versión 3.1 (SIMSCI Latinoamerica C.A.): Simulador que permite diseñar, evaluar y/u optimizar instalaciones de flujo de fluidos en proceso industriales. Puede utilizarse para dimensionar líneas, determinar la potencia de bombas y compresores, predecir temperaturas, presiones velocidades y flujos. Permite el cálculo de tuberías con accesorios y cálculos en una fase o multifase. Las siguientes filiales disponen del mismo: – CORPOVEN (Caracas y Pto. la Cruz) – LAGOVEN (Occidente y Amuay) – MARAVEN (Occidente) PIPEPHASE versión 7 (SIMSCI Latinoamerica C.A.): Simulador de redes de flujo de fluidos en estado estacionario o trasciente, que permite el diseñar, evaluar y/u optimizar sistemas complejos de flujo de fluidos a nivel de producción. Las siguientes filiales disponen del mismo: – CORPOVEN (Oriente) – LAGOVEN (Oriente y Occidente) – MARAVEN (Occidente) THE CRANE COMPANION versión 2.0, Crane: Versión computarizada del Technical Paper No. 410 “Flow of Fluids trough Valves Fittings and Pipe”. Programa que permite diseñar, evaluar y resolver sistemas de flujo de fluidos a través de tuberías, tubos y válvulas; así como evaluar sistemas que contengan bombas centrifugas y bombas de desplazamiento positivo. Las siguientes filiales disponen del mismo: – INTEVEP


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TABLA 1. BASES DE DISEÑO PARA LINEAS NORMALES DE ACERO AL CARBONO DP Promedio kPa/m

DP máximo kPa/m

DP total máximo kPa/m (aprox.)

Líneas de succión de bombas y líneas de descarga por gravedad

0.06

0.09

–

Líneas de descarga de bombas (excepto alta presión)

0.34

0.45

–

Líneas de descarga de alta presión (4000 kPa manométricos y mayores)

0.68

0.90

–

Líneas de vapor (líneas de topes de torres atm. y a presión)

0.05

0.11

3.5–7

Líneas de gas (dentro de los límites de batería)

0.05

0.11

28–35

–

–

5–10%

Líneas de succión de un compresor (Ver Sección XI para distribución de líneas de succión del compresor)

0.02

0.07

0.4–7

Líneas de descarga de compresores

0.04

0.11

28–35

Líneas de vapor de alta presión (corta)

0.11

0.23

14

Líneas de gas (líneas de conexión)

Líneas de vapor de alta presión (larga)

0.02

0.09

35

Líneas de vapor de escape (corta)

0.04

0.09

7

Líneas de vapor de escape (larga)

0.01

0.02

10.5 –14

Líneas de agua (corta)

0.23

0.34

14

Líneas de agua (larga)

0.06

0.11

35

–

–

175

Transferencia de líquido y líneas de conexión

* Para convertir de kPa/m a psi/100 pie, multiplique por 4.421.


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TABLA 2. LONGITUDES EQUIVALENTES REPRESENTATIVAS DE VARIOS TIPOS DE VALVULAS, EN DIAMETROS DE TUBERIA (L/D) Longitud equivalente en diámetro de tubería (L/D)

Descripción del Producto Vástago Perpendicular al recorrido

Sin obstrucción en el asiento, de tipo plano, bisal o tapón

Abierta totalmente

340

Con perno o pasador de disco

Abierta totalmente

450

– Con vástago a 60 de la línea de la tubería

Abierta totalmente

175

– Con vástago a 45 de la línea de la tubería

Abierta totalmente

145

Sin obstrucción en el asiento, de tipo plano, bisal o tapón

Abierta totalmente

145

Con pernos o pasador de disco

Abierta totalmente

200

Abierta totalmente

13

Sin obstrucción en el asiento, de tipo plano, bisel o tapón

Válvulas de Globo Modelo y

Válvulas Angulares

Acuñadas, disco doble o disco tapón

Abierta a tres cuartas partes

160

Abierta 25%

900

Abierta totalmente

17

Abierta a tres cuartas partes

50

Válvulas de Compuerta Para manejo de pulpas

Válvulas de compuerta, globo o tapón en tuberías conduit

Válvulas de Retención

35

Abierta 50%

Abierta 50%

260

Abierta 25%

1200

Abierta totalmente

3**

Giro convencional

3.5*

Abierta totalmente

135

Giro de despeje (“Clearaway Swing”)

3.5*

Abierta totalmente

50

Horizontal de retención; vástago perpendicular al flujo o tipo “Y” 14.0*

Abierta totalmente

Igual como la de globo

Angular o de cierre

14.0*

Abierta totalmente

Igual a la angular

*

Abierta totalmente

150

Con disco tipo varilla

2.1*

Abierta totalmente

420

Con disco de cuero articulado

2.8*

Abierta totalmente

75

Abierta totalmente

40

En líneas de municiones 1.75 vert. y 1.75 horiz. Válvulas de pie con colador

Válvulas de mariposa (mayores de 200 mm (8 pulg)) Area de la puerta rectangular del tapón Una vía Válvulas de paso Tres vías

18

Igual a 100% del área de la tubería

Abierta totalmente

Area de la puerta rectangular del tapón igual a 80% del área de la tubería (totalmente abierta)

Flujo recto

44

Flujo a través de la bifurcación

140

* Caída de presión mínima calculada (kPa) a través de la válvula para proveer de suficiente flujo a una abertura del disco total. Para obtener los valores en psi, multiplique por 0.145. **

La longitud equivalente es igual a la longitud entre las caras de las bridas o la soldadura.


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Fig 1. RUGOSIDAD RELATIVA DE LOS MATERIALES DE LAS TUBERIAS

Rugosidad relativa –

e d

Díametro de la tuberías, en pulgadas

(rugosidad absoluta e en milímetros)

Díametro interior de la tubería en milímetros – d


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(1) DATOS EXTRAIDOS DEL CRANE Co. PAPER No. 410, (Reproducido del Manual de Diseño de Procesos, Junio 1986)

FIG 2A. FACTORES DE FRICCION PARA CUALQUIER TIPO DE TUBERIA COMERCIAL(1)


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Fig 2B. FACTORES DE FRICCION PARA TUBERIA DE ACERO COMERCIAL LIMPIO Y PARA HIERRO DULCE

(1) DATOS EXTRAIDOS DEL CRANE Co. PAPER No. 410, (Reproducido del Manual de Diseño de Procesos, Junio 1986)

Fig 2.


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Fig 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL (FLUJO TURBULENTO) TUBERIA EXTRA FUERTE DE 25 mm (1 PULG) (D I.=24,3 mm (0,957 PULG.) PARA TUBERIA ESTANDAR (D I.= 26,6 mm (1,049 PULG.)) MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 0,65

1. Pn es el parámetro de viscosidad cinemática, en unidades metricas Pn + 10 6 x mńρ (mm 2ńs) y en unidades inglesas Pn + mńρ x 62.4 (c STOKES) cSTOKES + mm 2ńs


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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL (FLUJO TURBULENTO) (CONT.) TUBERIA EXTRA FUERTE DE 38 mm (1 1/2 PULG) (D I.=38,1 mm (1,5 PULG.) PARA TUBERIA ESTANDAR (D I.= 40,9 mm (1,61 PULG.)) MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 0,70



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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL (FLUJO TURBULENTO) (CONT.) TUBERIA EXTRA FUERTE DE 50 mm (2 PULG) (D I.=49,3 mm (1,939 PULG.) PARA TUBERIA ESTANDAR (D I.= 52,5 mm (2,067 PULG.)) MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 0,75



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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL (FLUJO TURBULENTO) (CONT.) TUBERIA ESTANDAR DE 75 mm (3 PULG) (D I.=77,9 mm (3,068 PULG.) PARA TUBERIA EXTRA FUERTE (D I.= 73,7 mm (2,9 PULG.)) MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 1,35



PDVSA



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PDVSA


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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL (FLUJO TURBULENTO) (CONT.) TUBERIA ESTANDAR DE 250 mm (9 3/4 PULG) (D I.=254,5 mm (10,02 PULG.) PARA TUBERIA EXTRA FUERTE (D I.= 247,7 mm (9,75 PULG.)) MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 1,15



PDVSA


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PDVSA


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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL (FLUJO TURBULENTO) (CONT.) TUBERIA ESTANDAR DE 350 mm (14 PULG) (D I.=336,6 mm (13,25 PULG.) PARA TUBERIA EXTRA FUERTE (D I.= 330,2 mm (13 PULG.)) MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 1,10



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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL (FLUJO TURBULENTO) (CONT.) TUBERIA ESTANDAR DE 400 mm (16 PULG) (D I.=387,4 mm (15,25 PULG.) PARA TUBERIA EXTRA FUERTE (D I.= 381 mm (15 PULG.)) MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 1,10



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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL (FLUJO TURBULENTO) (CONT.) TUBERIA ESTANDAR DE 450 mm (18 PULG) (D I.=438,2 mm (17,25 PULG.) PARA TUBERIA EXTRA FUERTE (D I.= 431,8 mm (17 PULG.)) MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 1,05



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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL (FLUJO TURBULENTO) (CONT.) TUBERIA ESTANDAR DE 500 mm (20 PULG) (D I.=489 mm (19,25 PULG.) PARA TUBERIA EXTRA FUERTE (D I.= 482,6 mm (19,0 PULG.)) MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 1,05



PDVSA


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Fig. 3. CAIDA DE PRESION DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL (FLUJO TURBULENTO) (CONT.) TUBERIA ESTANDAR DE 600 mm (24 PULG) (D I.=590,6 mm (23,25 PULG.)

D P/S, Psi/100 pie

PARA TUBERIA EXTRA FUERTE (D I.= 584,2 mm (23 PULG.)) MULTIPLIQUE EL DP DE LA FIG. POR 1,05



PDVSA


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0,5 CAUDAL, Q ρ

(1 1/2)

(dm3/s) (kg/m 3)

3

(GPM) (lbm/pie )

Fig 4A. CAIDA DE PRESION APROXIMADA DE LIQUIDOS EN TUBERIAS DE ACERO COMERCIAL


PDVSA



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Fig 4B. CAIDA DE PRESION PARA TUBERIAS COMERCIALES CON AGUA A 24C, (75C) Fig 4.


PDVSA



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Fig 5. A–1 (SISTEMA METRICO DE UNIDADES) LONGITUDES EQUIVALENTES L Y L/D Y COEFICIENTES DE RESISTENCIA K PARA VALVULAS (USE LA TABLA 2)


PDVSA



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Fig. 5. A–2 (SISTEMA INGLES DE UNIDADES) LONGITUDES EQUIVALENTES L Y L/D Y COEFICIENTES DE RESISTENCIA K PARA VALVULAS (USE LA TABLA 2)


PDVSA



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0

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Fig. 5. B COEFICIENTE DE RESISTENCIA PARA CODOS Y CONECTORES TIPO “L” Y “T”

TOMADO DE CHEMICAL ENGINEERING 75 No. 13, 198–199 (JUNIO 17, 1986) (Reproducido del Manual de Diseño de Procesos, Junio 1996)


PDVSA



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Fig 6. COEFICIENTE DE RESISTENCIA PARA CAMBIOS EN LA SECCION TRANSVERSAL

TOMADO DE LAS REFERENCIAS 2 Y 3 (Reproducido del Manual de Ingeniería de Diseño, Junio 1986)


PDVSA



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Fig 7. A COEFICIENTE DE FLUJO PARA ORIFICIOS CON TOMAS EN LAS BRIDAS (RANGO BAJO DE NUMEROS DE REYNOLDS)

FIG. 7. B COEFICIENTE DE FLUJO PARA ORIFICIOS CON TOMAS EN LAS BRIDAS (RANGO ALTO DE NUMEROS DE REYNOLDS)

RELACION DIAMETRO DEL ORIFICIO A DIAMETRO DE LA LINEA

do/d1

NUMERO DE REYNOLDS Re BASADO EN d1 TOMADO DE CRANE Co, TECHNICAL PAPER No. 410 (Reproducido del Manual de Ingeniería de Diseño, Junio 1986)


PDVSA



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RELACION DIAMETRO DEL ORIFICIO A DIAMETRO DE LA LINEA

Fig 8. COEFICIENTE DE FLUJO PARA BOQUILLAS CON TOMAS EN LAS BRIDAS

NUMERO DE REYNOLDS Re BASADO EN d1

TOMADO DE CRANE Co, TECHNICAL PAPER No. 410 (Reproducido del Manual de Ingeniería de Diseño, Junio 1986)


PDVSA



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Fig 9. A COEFICIENTE DE RESISTENCIA EQUIVALENTES K Y COEFICIENTES DE FLUJO CV PARA VALVULAS (EN UNIDADES METRICAS)



PDVSA



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Fig. 9. B COEFICIENTE DE RESISTENCIA EQUIVALENTES K Y COEFICIENTES DE FLUJO CV PARA VALVULAS (EN UNIDADES INGLESAS)



PDVSA



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Fig 10. FACTOR DE RECUPERACION DE PRESION PARA ORIFICIOS, BOQUILLAS Y VENTURIS

FACTOR DE RECUPERACION DE PRESION, r

ORIFICIO

BOQUILLA DE FLUJO

TUBO VENTURI CON CONO DE RECUPERACION DE 15°

TUBO VENTURI TIPO HERSCHEL

RELACION DE DIAMETRO, do/d1

TOMADO DE LA REFERENCIA 6. (Reproducido del Manual de Ingeniería de Diseño, Junio 1986)


PDVSA



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0

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Fig 11. FACTOR J PARA CALCULO DE PERDIDA DE CABEZAL EN DISTRIBUIDORES (DE LA REFERENCIA 7)


PDVSA N°

TITULO

MDP–02–FF–04

0

MAR.96

REV.

FECHA

APROB.

PDVSA, 1983

FLUJO EN FASE GASEOSA

APROBADA

45 DESCRIPCION FECHA MAR.96

PAG. REV. APROB.

F.R. APROB. APROB. FECHA MAR.96

ESPECIALISTAS


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0

MAR.96


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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3.1 3.2 3.3


2 2 2


2

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6 4.7 4.8 4.9

Consideraciones Generales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Principios de cálculos de Caída de Presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubería Recta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flujo Crítico (sónico o flujo limitante) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubería No Horizontal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cambios de Temperatura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Efecto de Válvulas y Codos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Orificios, Boquillas y Venturis . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Contracciones y Expansiones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2 3 4 6 7 7 7 7 8


8

5.1 5.2

Caída de Presión a través de Componentes Simples de Tuberías . . . . . Cálculo para Caída de Presión Integrada para Sistemas de Tubería . . .

8 22


23

7 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

28


31


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1

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OBJETIVO El objetivo de este capítulo es proporcionar las herramientas de cálculo que permitan determinar la caída de presión a través de tuberías y equipos cuando el flujo es en fase gaseosa.

2

ALCANCE En este capítulo se presentan los métodos de cálculo para determinar la caída de presión a través de tuberías y equipos relacionados para flujo de gas y vapor. Para otras consideraciones generales diferentes de caída de presión, ver “Consideraciones Básicas de Diseño” en el capítulo PDVSA–MDP–02–FF–02.

3

REFERENCIAS 3.1

Manual de Diseño de Proceso PDVSA–MDP–02–FF–02 “Principios Básicos” (1996). PDVSA–MDP–02–FF–03 “Flujo en Fase Líquida” (1996).

3.2

Prácticas de Diseño Vol. 1, Sec. I “Consideraciones Económicas de Diseño” (1978)

3.3

4


PERRY, R. H., and CHILTON, C. H., Chemical Engineer’s Handbook, 5th ed. McGraw–Hill, New York 1973.

2.

Crane Co., Technical Paper No. 410, “Flow of Fluids Through Valves, Fittings and Pipe” (1988).

CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO Las consideraciones discutidas a continuación afectan las bases para los procedimientos de cálculo dados posteriormente en este capítulo. Donde se indique se deben consultar las Consideraciones Básicas de Diseño para Flujo de Líquido en el capítulo PDVSA–MDP–02–FF–03.

4.1

Consideraciones Generales En la mayoría de los diseños de tuberías, el requerimiento primordial consiste en encontrar un diámetro interno que permita un cierto flujo a una caída de presión dada. Esto generalmente involucra un procedimiento de tanteo. Se selecciona un diámetro y se calcula la caída de presión para el flujo requerido. Si la caída de presión es demasiado grande, se asume un diámetro mayor para el próximo tanteo. Si la caída de presión es más pequeña que la necesaria, se selecciona un diámetro más pequeño.


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Además de los métodos de cálculo de caída de presión a un flujo dado, en este capítulo se presentan métodos para calcular el flujo a una caída de presión dada. Esto es necesario debido a que los cálculos de flujo de gas frecuentemente son complicados, especialmente en flujo sónico. En la Tabla 1 del capítulo PDVSA–MDP–02–FF–03 se muestran caídas de presión típicas usadas para el dimensionamiento de tuberías. En caso de que los materiales de construcción sean muy costosos, sería deseable realizar un análisis económico para encontrar el diámetro óptimo de la línea (Ver Sección 1, de las Prácticas de Diseño “Consideraciones Económicas de Diseño”).

4.2

Principios de cálculos de Caída de Presión Las ecuaciones básicas para calcular la caída de presión para flujo de gases a través de tuberías y accesorios se obtienen considerando el balance de energía para estado estacionario: (V 2) g g g g F 17 gc E ) z ) F 2 gc (Pv) ) + F 17 gc Q – gc Ws 2g

(1a)

y la forma diferencial del Teorema de Bernoulli: g gc gc d z ) F 2 gc v dP ) VdV g + g dF – g dWs

(1b)

donde: En unidades métricas E F

= =

Energía interna

MJ/kg

En unidades inglesas BTU/lbm

m3/kg

pie lbf/lbm

Pérdida de energía por fricción

kPa.

pie/s2

g

=

Aceleración de la gravedad

m/s2

P

=

Presión

kPa

lbf/pulg 2

Q

=

Calor suministrado

MJ/kg

BTU/lbm

V

=

Velocidad del fluido, promedio a lo largo de la sección transversal

m/s

pie/s

v

=

Volumen específico

m3/kg

pie3/lbm

Ws =

Trabajo de eje

kPa. m3/kg

pie lbf/pie lbm

z

=

Altura

m

pie

gc

=

Constante dimensional

1 x 10 3

kg kPam.s 2

32.174

F17 =


1x10 3

778

=


1

144

F2

pie.lbm lbf.s 2


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Los métodos de diseño presentados en este capítulo se basan en estas ecuaciones.

4.3

Tubería Recta Para el flujo de gases en tuberías rectas, el cálculo de caída de presión para un determinado flujo másico es complicado por la dependencia de la densidad del gas con la presión. Además para caídas de presión significativas, tanto la velocidad como la densidad cambiarán significativamente. Como resultado, para usar el Teorema de Bernoulli en el desarrollo de funciones para predecir caídas de presión, se necesita conocer la relación entre la presión del gas y la densidad en la tubería. Además el comportamiento de la línea dependerá del tipo de flujo existente en dicha línea, el cual usualmente existe a condiciones entre adiabática e isotérmica. Para el caso usual en plantas químicas y refinerías de líneas cortas aisladas, el calor transferido hacia o desde la línea es bajo, así que el flujo es esencialmente adiabático. La solución del balance de energía y las ecuaciones de Bernoulli para el caso adiabático asumiendo un gas ideal genera las siguientes ecuaciones: 4fL + 1 D 2k

ƪ

F 18 kP 1 ) (k–1) G2 v1

ƪ

ƫ ǒ Ǔ ȱ ȧ1– Ȳ

(v 1) (v 2)

P 2v 2 T (k–1) G 2 v 1 + 2 + 1 ) T1 P 1v 1 F 18 kP 1

ȳ k)1 ȧ) 2k ȴ

2

ƫ ǒ Ǔ ȳȧȴ ȱ ȧ1– Ȳ

(v 1) (v 2)

ǒ Ǔ

(v 1) Ln (v 2)

2

(2a)

2

(2b)


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D

=

Diámetro de la tubería

m

pie

f

=

Factor de fricción de Fanning

adim.

adim.

kg/s.mm2

lbm/s.pie 2

G

=

Velocidad másica

k

=

Relación de calores específicos, Cp/Cv

L

=

Longitud de la línea

m

pie

T

=

Temperatura

K

F

1,2

=

Condiciones o localizaciones corriente arriba o corriente abajo respectivamente

F18

=

Factor cuyo valor depende de las unidades utilizadas

2 x 10–9

9.266 x 103

Los otros términos se definieron para las ecuaciones 1a y 1b Debido a que la solución de las ecuaciones anteriormente indicadas para caída de presión no es sencilla, la suposición de flujo adiabático para tuberías de refinería se ha usado muy poco en el pasado a pesar de ser más exacta. Sin embargo, en los procedimientos de cálculos que siguen, se da un método gráfico de resolución de las ecuaciones 2a y 2b donde la presión corriente arriba o la de corriente abajo son conocidas. Estos gráficos dados en las Figuras 3. y 4. también se pueden usar para gases no ideales, siempre que el factor de compresibilidad Z, no varíe a lo largo de la tubería. Si es así, divida la línea en secciones cada una con su Z promedio y calcule la caída de presión para cada sección. Para líneas largas sin aislar tales como líneas de transmisión de gas natural, el flujo se aproximará a condiciones isotérmicas. La solución de las ecuaciones básicas asumiendo un gas ideal y flujo isotérmico da como resultado de la ecuación 3:

F 19

P 21 – P 22 P1

v1

+

ƪ4 f DL G ƫ ƪ1 ) 2 Df L Ln ǒPP Ǔƫ 2

1

(3)

2

donde:

F19

=




10–9

4.633 x 103


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0

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(Todos los otros términos fueron previamente definidos) Esta ecuación se resuelve fácilmente para determinar el flujo si se conocen las presiones corriente arriba y corriente abajo, pero requiere una solución por tanteo si solamente se conoce una presión y se desea determinar la caída de presión. Los gráficos dados en la Figura 3A o en la 4A donde K = 1 se pueden usar para soluciones gráficas del caso isotérmico. El procedimiento de cálculo será igual que para el flujo adiabático. La ecuación 3 frecuentemente es simplificada usando ciertas suposiciones. Con respecto a la caída de presión para tuberías largas, el último término se aproxima a la unidad (excepto para el caso no frecuente de alta caída de presión) y la ecuación 3 se simplifica en la ecuación 3a: F 19

P 21 – P 22 P1

v1

2 + 4fLG D

(3a)

(Todos los términos fueron previamente definidos) Esta forma es la base para la fórmula de Weymouth o la ecuación de Panhandle para líneas de transmisión de gases. Para estimaciones rápidas en donde la caída de presión es menor del 10% de la presión corriente arriba, la ecuación 3a se puede simplificar en la ecuación 3b 2 P 1–P 2 + 2 f v L G F19 D

(3b)

donde v es el volumen específico promedio del gas y todos los otros términos fueron previamente definidos. Esta ecuación sirve como la base para una ecuación de diseño simplificada presentada más adelante para el diseño rápido de tuberías de gas.

4.4

Flujo Crítico (sónico o flujo limitante) Para una presión corriente arriba fijada, el flujo másico de gas aumentará a medida que la presión corriente abajo se reduce, de acuerdo con las ecuaciones anteriores, hasta que la presión corriente abajo haya alcanzado un punto donde la caída de presión es igual al valor conocido como caída de presión crítica. Esta condición corresponde a la velocidad máxima posible, por ejemplo la velocidad sónica. Este límite de velocidad frecuentemente se encuentra en una restricción o a la salida de una tubería entrando a un área de sección transversal grande. Una reducción posterior de la presión corriente abajo de la restricción o en el área expandida no afectará la cantidad de flujo, y la presión en esta restricción o a la salida de este punto permanecerá igual al valor determinado por la caída de presión crítica.


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La caída de presión crítica se indica en la Figura 3. en la intersección de las curvas marcadas para coeficientes de resistencia de tubería constante total (N). El uso adecuado de la Figura 3. también permitirá el cálculo de la velocidad másica para el flujo crítico . Para una tubería que contiene una válvula, boquilla o una restricción similar donde ocurre flujo sónico, el flujo se puede calcular usando la ecuación 11b, que define la velocidad sónica como una función de las propiedades del gas.

4.5

Tubería No Horizontal Generalmente, el efecto de la gravedad en el flujo de gas es despreciable. Sin embargo, no debiera ser despreciable cuando el flujo es muy pequeño y la densidad del gas es muy grande. En el diseño de chimeneas se debe tomar en cuenta la gravedad.

4.6

Cambios de Temperatura Como resultado de la expansión adiabática, la temperatura del gas fluyendo a través de la tubería decrecerá gradualmente. Este cambio de temperatura será substancial a altas cantidades de flujo como se puede ver en las Figuras 3B, 3C, 4B y 4C donde se presentan curvas de relación constante de temperatura corriente abajo y corriente arriba.

4.7

Efecto de Válvulas y Codos Se presentan en esta sección los procedimientos para el cálculo de caídas de presión en válvulas y codos como simples componentes y como parte del sistema de tubería. En el último caso, sus coeficientes de resistencia, K, son sumados al coeficiente de resistencia, N, usado en las Figuras 4. y 5. En todos los casos se debería chequear para ver si la válvula limita el flujo debido a la velocidad sónica. Ver ecuación 11b.

4.8

Orificios, Boquillas y Venturis (Ver PDVSA–MDP–02–FF–03) La caída de presión de gas a través de orificios, boquillas y venturis consiste de componentes de fricción y de aceleración. El cambio de presión por aceleración es considerado por un coeficiente de expansión Y (Figura 5.), el cual es una función de: Relación de calores específicos, K = Cp/Cv Caída de presión relativa, P/P1 Relación de diámetros, do/d1 Debido a la presencia de Y en la ecuación de caída de presión, los cálculos para orificios, boquillas y venturis son complicados. Por lo tanto, se presentan procedimientos de cálculo para un cierto número de casos comunes de diseño. Ver ecuación 12a.


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Para boquillas y venturis la velocidad sónica en la abertura más angosta resultará en efectos similares a los de una tubería con extremo abierto. A una presión corriente arriba constante, la reducción de la presión corriente abajo (bajo condiciones sónicas) no causará un incremento en el flujo. La cantidad de flujo puede solamente incrementarse al aumentar la presión corriente arriba y para gas ideal este será directamente proporcional a la presión corriente arriba. La relación de la presión corriente arriba a la de la garganta a condiciones sónicas es constante para determinada relación de calor específico, K, y relación de diámetro, do/d1, y se llama relación de presión crítica. Para orificios agudos, la velocidad sónica no tiene el mismo efecto que para boquillas y venturis. Como resultado, con boquillas y venturis no ocurre un punto de corte (Ver Fig. 5.). También, en caso de flujo sónico, el factor de recuperación de presión, r, es omitido.

4.9

Contracciones y Expansiones (Ver PDVSA–MDP–02–FF–03) Cuando la caída de presión total (es decir, la suma de la caída de presión por fricción y el cambio de energía cinética) es mayor de 10% de la presión total o cuando se necesita un estimado preciso, el término de energía cinética debe incluir el factor de expansión Y de la Figura 5. Entonces se necesita un procedimiento de tanteo. La caída de presión neta para expansiones bruscas en un área de sección transversal grande, tal como para el final de una tubería entrando a un recipiente de proceso es cero. Distribuidores de Tubo Perforado(Ver PDVSA–MDP–02–FF–03) – Para cálculo del área total de orificios, se debe incluir el factor de expansión Y de la Figura 5.

5

PROCEDIMIENTOS DE CALCULO Los siguientes métodos de diseño, ecuaciones y guías deben ser usados junto con el material dado en “Consideraciones de Diseño Básico”. La primera sección presenta procedimientos para cálculo de caída de presión en componentes simples de tubería. La segunda sección se debe usar para cálculo de caída de presión en sistemas de flujo que contienen más de un componente.

5.1

Caída de Presión a través de Componentes Simples de Tuberías Para el cálculo de caída de presión a través de componentes simples de tubería, use el siguiente procedimiento: Tubería Recta Horizontal – Use el procedimiento siguiente para tubería recta que no contenga ningún accesorio. 1.

Método Simplificado – Si la caída de presión calculada, (P1–P2) es menor del 10% de la presión de entrada, P1, un resultado razonable se obtendrá


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usando la forma simplificada de la ecuación de Fanning para caída de presión por fricción (ec. 4), o usando la Figura 1:

(P) + F 20 C 2 W2 v +

F 20 C 2W 2 ρ

(4)

donde: En unidades métricas (P)

=

Caída de presión por unidad de longitud de tubería

C2

=

Función de f y d; (C2 f/d 5). C2 es dado como una función del diámetro de tubería en la Tabla 2

v

=

W

=


kPa/m

Psi100 pie

Volumen específico del gas fluyendo

m3/kg

pie3/lbm

Caudal de flujo másico

kg/s

lbm/h lbm/pie3 10–9

ρ

=

Densidad del gas fluyendo

kg/m3

F20

=

Factor que depende de las unidades utilizadas

0.23

El volumen específico del gas para este caso puede ser evaluado o a las condiciones corriente arriba o a las de corriente abajo cualquiera de los que sean conocidos. Para vapor, los valores de v se pueden obtener de la Figura 2. El procedimiento es el siguiente:

2.

a.

Para determinado flujo y diámetro de tubería obtenga C2 de la Tabla 2 para el diámetro especificado. Calcule (P) de la ecuación 4 por sustitución.

b.

Para una caída de presión y diámetro de tubería dados obtenga C2 de la Tabla 2 para el diámetro dado. Calcule W de la ecuación 4 por sustitución.

Método Modificado y Simplificado – Si la caída de presión calculada (P1–P2) es mayor de 10% pero menor que el 40% de la presión de entrada P1, se pueden usar aún la ecuación 4 o la figura 1. con una precisión razonable, si el volumen específico es basado en el promedio de las condiciones corriente arriba y abajo. Debe hacerse un tanteo hasta que el v usado en el tanteo sea igual al promedio de v1 y v2. Una caída de presión más precisa se puede obtener usando el método indicado a continuación, pero usualmente no es necesario en este rango.


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3.

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Método Detallado* Se presentan 3 casos a.

Conocido el flujo y la presión corriente arriba, calcular la caída de presión.

b.

Conocido el flujo y la presión corriente abajo, calcular la caída de presión.

c.

Conocida la caída de presión, calcular el flujo.

A continuación se presentan los procedimientos de cálculo a.

Si se conoce el flujo y la presión corriente arriba, use el siguiente procedimiento para encontrar la caída de presión:

* Note que para todos los cálculos de esta parte la presión está en kPa, absoluta.

1. Para ductos no circulares, calcule el diámetro hidráulico equivalente, deq: d eq + 4 x

área transversal ƫ, ƪperímetro del ducto


(5)

2. Calcule el número de Reynolds, Re:

Re +

ƪ ƫ

dVρ DVρ + F3

+ F 21

+ F5

(6a)

ƪqȀd Sg ƫ

(6b)

ƪdWƫ

(6c)



D

=

Diámetro interno de tubería o diámetro hidráulico equivalente

m

pie

d

=

Diámetro interno de tubería o diámetro hidráulico equivalente

mm

pulg

q’

=

Flujo volumétrico (mol.), estándar

dm3/s (15C&101.3 kPa)

pie3/h (60F&14.7 psia)


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Re

=

Número de Reynolds

adim.

adim.

F3

=


10–3

124

F5

=


1.27 x 103

6.310

F21

=


1.56

0.482

Sg

=

Gravedad específica de gas relativa al aire (relación de peso molecular del gas al del aire)

V

=

Velocidad lineal del gas promediada en el área transversal

m/s

pie/s

W

=

Flujo másico

kg/s

lbm/h

=


Pa.s

cP

kg/m3

lbm/pie3

ρ

=

Densidad de gas

3. Encuentre el factor de PDVSA–MDP–02–FF–03.

fricción f,

por la ecuación 4 de

4. Calcule el coeficiente de resistencia friccional de la tubería, adimensional

ƪƫ

N + F 14 f L d

(7)



mm

pulg

adim.

adim.

m

pie

d

=

Diámetro

f

=

Factor de fricción de Fanning

L

=


N

=

Coeficiente de resistencia friccional de la tubería

adim.

adim.

F14

=

Factor de cuyo valor depende de las unidades usadas

4x10 3

48

Si N > 400, divida la línea en fracciones cortas y calcule la caída de presión de las secciones individuales comenzando corriente arriba. 5. Calcule la velocidad másica, Gh, y el término Gh2/P1 ρ1 donde P1 es la presión corriente arriba en kPa abs (psia) y ρ1 es la densidad corriente arriba. Gh está dada en kg/mm2.s (miles de lbm/h.pulg2). 6. Encuentre en la Tabla 1 la relación de calor específico del gas. Esto es para flujo adiabático, que es la situación normal en tuberías de una Refinería o


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una planta química. Para flujo isotérmico (como en líneas de transmisión de gas) use k = 1. 7. Encuentre P/P1 de la Figura 3A, 3B o 3C. Para valores de K y N que caen entre los valores dados en las cartas, use interpolación lineal donde las curvas son casi rectas e interpolación gráfica donde ellas tienden a subir. (Recuerde que las presiones de estas cartas son en kPa, absolutos), (psia). Cuando el valor de Gh2/P1 ρ1 cae debajo del rango cubierto en las cartas, el gas puede ser tratado como un fluido incompresible. En este caso, use el procedimiento para flujo de líquido. PDVSA–MDP–02–FF–03. Cuando el valor de Gh2/P1 ρ1 cae en la porción vertical de la curva N en la Figura 3A, 3B o 3C., la velocidad del gas al final de la tubería será sónica. La caída de presión entonces consiste de dos partes: Caída de presión a través de la tubería, dada por el punto donde la curva N en la Figura 3A, 3B o 3C. cruza la curva a trazos que marca el límite de la región de flujo sónico, y la caída de presión a través de la onda de choque a la salida de la tubería. Esta última es determinada por la presión en los equipos corriente abajo. Cuando el valor calculado de Gh2/P1 ρ1 cae más allá de la porción vertical de la curva N en la Figura 3A, 3B o 3C. se representa una situación físicamente imposible. Para obtener el flujo deseado, o aumente P1, o aumente el diámetro de la tubería. 8. Finalmente, calcule P con P1 y el valor obtenido de P/P1. d.

Si se conoce el flujo y la presión corriente abajo, use el siguiente procedimiento para encontrar la caída de presión: 1. Para ductos no circulares, calcule el diámetro hidráulico equivalente de la ecuación 5. 2. Calcule el número de Reynolds, Re, de la ecuación 6 usando el valor de ρ y a la temperatura corriente arriba y a la presión conocida. 3. Encuentre el factor de PDVSA–MDP–02–FF–03.

fricción

f,

por

la

ecuación

4

de

4. Calcule el coeficiente de resistencia de tubería N de la ecuación 7. Si N > 400, divida la línea en secciones cortas y calcule la caída de presión de las secciones individuales comenzando corriente abajo. 5. Calcule la velocidad másica, Gh, y el término Gh2/P2 ρ2 donde P2 es la presión corriente abajo en kPa absolutos (psia) y ρ2 es la densidad corriente abajo calculada a la temperatura corriente arriba. 6. Encuentre, K, la relación de capacidades de calor específico del gas en la Tabla 1. Si no se conoce K, use K = 1. Si el flujo es isotérmico use K = 1.


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7. Encuentre P/P1 de la Figura 4A, 4B y 4C Para valores de K y N que caigan entre los valores dados en las cartas, use interpolación lineal donde la curva sea recta e interpolación gráfica donde ésta descienda. (Recuerde que la presión en estas cartas están en kPa, absolutos), (psia). Cuando el valor de Gh2/P2 ρ2 caiga debajo del rango cubierto por las cartas, trate el gas como un fluido incompresible y use el procedimiento para flujo de líquido dado en PDVSA–MDP–02–FF–03. Cuando el valor Gh2/P2 ρ2 caiga en el lado derecho de las cartas en la Figura 4A, 4B y 4C, la velocidad del gas al final de la tubería será sónica. Cuando el valor de Gh2/P2 ρ2 caiga al lado derecho de cualquiera de las tres cartas, la velocidad del gas al final de la tubería es sónica y existirá una caída de presión alta a la salida de la tubería. Para calcular la caída de presión en este caso, use el siguiente procedimiento: a. Encuentre el valor de Gh2/P1 ρ1 en la porción vertical de la curva en la Figura 3A, 3B o 3C. correspondiente a los valores de K y N calculados arriba. b.

Calcule P1 ρ1 de este valor de Gh2/P1 ρ1 y el valor dado de Gh.

c.

Encuentre P1/ρ1 de la siguiente ecuación, la cual es derivada de la ecuación de estado (PV = Z n R T):

ƪ ƫ

P1 ZT 1 ρ1 + R M

(8)

donde:

M

=

Peso molecular

P1

=

Presión corriente arriba

T1

=

Temperatura corriente arriba

Z

=

Factor de compresibilidad

R

=

Constante de los gases

ρ1

=

Densidad corriente arriba

d.



kg/mol

lbm/lbmol

kPa, abs.

psia

K

R

adim.

adim.

8.314

KJ kmol.K

kg/m3

Calcule P1 a partir de la siguiente ecuación: P1 +

Ǹƪ

ƫ

P1 ρ 1 (P1 ρ 1)

(9)

psia.pie 3 lbmol oR lb/pi3

10.73


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e.

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Calcule P = P1 – P2

8. En todos los casos excepto donde Gh2/P2 ρ2 cae del lado derecho de las Figuras 4A, 4B y 4C, calcule P de la siguiente ecuación (todos los términos fueron previamente definidos). P + P 2 e.

ƪ

PńP 1 1 – PńP 1

ƫ

(10)

Si la caída de presión es dada y se quiere conocer el flujo, use el siguiente procedimiento: 1. Cuando P/P1 < 0.10 trate el gas como un fluido incompresible y use la forma simplificada de la ecuación de caída de presión por fricción de Fanning dada anteriormente en el paso 1b. Cuando P/P1 0.10 proceda como se describe a continuación. 2. Para ductos no circulares, calcule el diámetro hidráulico equivalente de la ecuación 5. 3. Para el primer tanteo, tome el factor de fricción f igual a 0.005. 4. Calcule el coeficiente de resistencia N, de la ecuación 7. Si N > 400 divida la línea en secciones cortas, con caídas de presión estimadas para cada tramo y calcule el flujo en cada sección siguiendo las instrucciones dadas posteriormente. Verifique si los flujos en las distintas secciones son iguales. Si no, modifique los estimados de caída de presión e intente de nuevo. 5. Encuentre K, la relación de capacidades de calor específico en la Tabla 1. Si no se conoce K use K = 1. Si el flujo es isotérmico use K =1. 6. Calcule P/P1 y encuentre Gh2/P1 ρ1 en la Figura 3A, 3B o 3C.. Para valores de K y N ubicados entre los valores dados en las cartas, use interpolación lineal cuando las curvas sean casi rectas e interpolación gráficas cuando se desvíen hacia arriba. Cuando el valor de Gh2/P1 ρ1 caiga por debajo del rango cubierto por las cartas, trate el gas como un fluido incompresible y use el procedimiento para flujo de líquido dado en PDVSA–MDP–02–FF–03. 7. Calcule Gh a partir de los valores conocidos de P1 y ρ1 y obtenga el valor de Gh2/P1 ρ1. 8. Calcule el flujo másico, W, a partir de Gh y el área de sección transversal. 9. Calcule el número de Reynolds, Re de ecuación 6, determine y calcule el factor de fricción por la ecuación 4 de PDVSA–MDP–02–FF–03, para ver si el valor asumido de 0.005 de factor de fricción es correcto. Si la diferencia es más del 10% repita los pasos del (4) al (9).


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Tubería Recta Inclinada o Vertical – Cuando la caída de presión por fricción y aceleración, calculada como se indicó anteriormente, es baja (Ej.: en chimeneas), se debe incluir una caída de presión debido al cambio en elevación. Calcule la caída de presión con la ecuación 6 de PDVSA–MDP–02–FF–03.Cuando se desee calcular el flujo a una caída de presión conocida, primero reste el término dado de caída de presión por elevación del término dado de caída de presión. Entonces, encuentre el flujo usando el procedimiento 3c, descrito arriba. Codos – Use el siguiente procedimiento: 1.

Encuentre el coeficiente de resistencia K de la Figura 5B de PDVSA–MDP–02–FF–03.

2.

Calcule la caída de presión (o el flujo) de la ecuación PDVSA–MDP–02–FF–03.

3.

Si la caída de presión (P) es mayor que el 10% de la presión absoluta, o si se necesita un estimado preciso, proceda como si el codo fuese una pieza recta de tubería horizontal con un coeficiente de resistencia de tubería N igual a K. Para este propósito, use el procedimiento dado arriba para tuberías horizontales. En los procedimientos 3b y 3c se pueden omitir los primeros 4 pasos.

7 de

Conexiones Tipo “T” e “Y” – Para conexiones tipo “T” cerradas, use el mismo procedimiento usado para codos. Para conexiones tipo “T” en las cuales las corrientes están divididas o se unan, use la ecuación 8a–f de PDVSA–MDP–02–FF–03. Para conexiones en Y y distribuidores, ver la Referencia 7 de PDVSA–MDP–02–FF–03. Válvulas – Use el mismo procedimiento usado para codos. Si el área transversal de la vía de flujo de la válvula es substancialmente más pequeña (< 80%) que la de la línea, calcule la velocidad másica Gh en la válvula y compare éste con la velocidad másica sónica, Ghs, calculada con la siguiente ecuación: G hs + ǸF 22 k P2 ρ 2 F 23 V s + F 24

ǸkMT

2

+ F 25

(11a)

Ǹ

K P2 ρ2

(11b)


PDVSA



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kg/s mm2

lbm/h.pulg 2

adim.

adim.

donde:

Ghs

=

Velocidad másica sónica

k

=

Cp/Cv = Relación de capacidades de calor específico (Ver Tabla 1)

M

=

Peso molecular

kg/kgmol

lb/lbmol

P2

=

presión local (salida)

kPa., abs.

psia

T2

=

Temperatura

K

R

Vs

=

Velocidad sónica

m/s

pie/s

kg/m3

lbm/pie3

ρ2

=

Densidad local (salida)

F22

=


10–3

1.70x10 3

F23

=


10–3

1

F24

=


91.3

223.0

F25

=


31.623

68.1

Si Gh tiende a ser mayor que Ghs, use el procedimiento para boquillas presentado abajo. Suponga un diámetro de boquilla do, con la misma área transversal que la de la válvula, y encuentre el coeficiente de flujo del gráfico para orificios en la Figura 7A ó 7B de PDVSA–MDP–02–FF–03. Orificios – Use el siguiente procedimiento: 1.

Calcule la caída de presión (o el flujo) usando el procedimiento para flujo de líquido en PDVSA–MDP–02–FF–03.

2.

Si la caída de presión tiende a ser mayor que el 10% de la presión absoluta corriente arriba o si se necesita un estimado más exacto, proceda de la siguiente manera: a.


b.


c.



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A continuación se presentan los procedimientos de cálculo a.

Si la presión corriente arriba, P1, la densidad corriente arriba, ρ1, el flujo másico, W, el diámetro de orificio do y el diámetro de la tubería corriente arriba, d1, son conocidos, y se desea determinar la caída de presión P, use el siguiente procedimiento: 1. Calcule el Número de Reynolds, Re, en la tubería corriente arriba con la ecuación 6c. Calcule do/d1 y encuentre el coeficiente de flujo C de la Figura 7A ó 7B de PDVSA–MDP–02–FF–03. 2. Calcule la caída de presión de la siguiente ecuación, usando Y = 1: P + F 13

W2 ρ 1 C 2 Y 2 d 4o

(12a)



C

=

Coeficiente de flujo, adimensional (Figura 7A ó 7B de PDVSA–MDP–02–FF–03)

do

=

Diámetro de orificio

mm

pulg

P

=

Caída de presión

kPa

psi

W

=

Flujo másico

kg/s

lbm/h

Y

=

Factor de expansión, (Figura 5)

adim.

adim.

ρ1

=

Densidad corriente arriba

kg/m3

lbm/pie3

F13

=


8.10x10 8

0.28x10 –6

3. Calcule P/P1, encuentre la relación de capacidad calórica específica, K = Cp/Cv de la Tabla 1, y encuentre el factor de expansión Y de la Figura 5. 4. Calcule el nuevo valor de p de la ecuación 12a, recalcule P/P1, obtenga un nuevo valor para Y y calcule el nuevo P. Repita, si es necesario, hasta que obtenga la convergencia en el valor de P. 5. Obtenga el factor de recuperación de presión, r, para el orificio de la Figura 10 de PDVSA–MDP–02–FF–03. y multiplique el P por r para obtener la caída de presión global del orificio. b.

Si se conoce la temperatura corriente arriba, T1, la presión corriente abajo, P2, el flujo másico, W, el diámetro del orificio, do y el diámetro de la tubería corriente arriba, d1, y se desea determinar la caída de presión use el siguiente procedimiento:


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1. Para el primer tanteo, calcule un valor preliminar para la densidad corriente arriba, ρ1, basado en T1 y P2. 2. Calcule el Número de Reynolds, Re, en la tubería corriente arriba de la ecuación 6c. Calcule do/d1, y obtenga el coeficiente de flujo, C de la Figura 7A ó 7B de PDVSA–MDP–02–FF–03. 3. Calcule el P de la ecuación 12a, usando Y = 1. 4. Obtenga el factor de recuperación de presión, r, de la Figura 10 de PDVSA–MDP–02–FF–03 y calcule la presión corriente arriba, P1 mediante la siguiente ecuación: P 1 + P 2 ) r P

(13)

5. Encuentre un nuevo valor para ρ1, usando P1 y T1. 6. Calcule P/P1, encuentre la relación de las capacidades calóricas específicas, K = Cp/Cv de la Tabla 1 obtenga el factor de expansión Y de la Figura 5. 7. Calcule el nuevo valor de P a partir de la ecuación 12a. Si esto difiere más del 10% del calculado arriba. repita los últimos 4 pasos de cálculo hasta que converja el valor P obtenido. 8. Calcule la caída de presión global r P. c.

Si se conocen la densidad corriente arriba, ρ1, la presión corriente arriba, P1, la presión corriente abajo, P2, el diámetro de orificio, do, y el diámetro de la tubería corriente arriba, d1, y si desea determinar el flujo másico, W, a través del orificio use el siguiente procedimiento: 1. Calcule P = (P1 – P2) / r. 2. Calcule P/P1 y do/d1, encuentre la relación de capacidades calóricas específicas, K = Cp/Cv a partir de la Tabla 1 obtenga el factor de expansión Y de la Figura 5. 3. Calcule W de la ecuación 12a usando C = 0.60. 4. Calcule el Número de Reynolds, Re, en la tubería corriente arriba de la ecuación 6c y obtenga el nuevo valor para el coeficiente de flujo C, de la Figura 7A ó 7B de PDVSA–MDP–02–FF–03. 5. Recalcule W mediante la ecuación 12a usando el nuevo valor para C y repita el procedimiento anterior si es necesario hasta que converja el valor obtenido de W.

d.

Si se conoce la densidad corriente arriba, ρ1, la presión corriente arriba, P1, la presión corriente abajo, P2, el flujo másico, W, y el diámetro de tubería corriente arriba, d1, y se desea determinar el diámetro del orificio, do, use el siguiente procedimiento:


PDVSA


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0

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1. Suponga do/d1 = 0.6. 2. Calcule el Número de Reynolds, Re, en la tubería corriente arriba de la ecuación 6c y obtenga el coeficiente de flujo C de la Figura 7A ó 7B de PDVSA–MDP–02–FF–03. 3. Obtenga el factor de recuperación de presión, r, de la Figura 10 de PDVSA–MDP–02–FF–03 calcule P = (P1 – P2) / r. 4. Calcule P/P1 y do/d1, encuentre la relación de capacidades calóricas específicas, K = Cp/Cv de la Tabla 1 obtenga el factor de expansión Y de la Figura 5. 5. Calcule do de la ecuación 12a. 6. Calcule un nuevo valor para do/d1 y repita los pasos si es necesario hasta que converja con el resultado obtenido de do/d1. Boquillas – Use el procedimiento para orificios con el coeficiente de flujo de la Figura 8, PDVSA–MDP–02–FF–03. Si durante el procedimiento de cálculo, P/P1 tiende a ser más grande que el indicado por el punto final de las curvas de las boquillas y venturis en la Figura 5., entonces se presentan las condiciones sónicas; por lo tanto, use el siguiente procedimiento: a.


b.


c.


A continuación se presentan los procedimientos de cálculo 1.

2.

Se conocen la presión corriente arriba, P1, la densidad corriente arriba, ρ1, el flujo másico, W, el diámetro de la boquilla, do, y la tubería corriente arriba, d1; se desea determinar la caída de presión. El flujo másico, W, esta limitado debido al flujo sónico en la boquilla. El valor requerido de W sólo pudiera alcanzarse si do o P1 se incrementara. Si do y P1 son mantenidos iguales, el flujo W y la caída de presión mínima P requeridos para este flujo se calculan de la siguiente manera: a.

Obtenga P/P1 y el Y correspondiente al punto final de la curva aplicable de la Figura 5.

b.

Calcule P a partir de P/P1 y el P1 dado y use este valor para calcular W de la ecuación 12a. Este flujo másico, W, se obtendrá para cualquier caída de presión P calculado.

Se conocen, la temperatura corriente arriba, T1, la presión corriente abajo, P2, el flujo másico, W, el diámetro del orificio, do, y el diámetro de la tubería


PDVSA



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corriente arriba, d1. Se desea determinar la caída de presión, P. El flujo en la boquilla será sónico. Calcule la presión corriente arriba requerida, P1 y el P de la siguiente forma: a.

Divida la ecuación 12a por P1 e inserte el valor de P/P1 en la ecuación e Y del punto final de la curva aplicable en la Figura 5. Entonces calcule P1 ρ1.

b.

Encuentre P1/ρ1 mediante la ecuación de estado:

ƪ ƫ

ZT 1 P1 ρ1 + R M c.

Calcule P1 mediante la siguiente ecuación:

P1 +

d. 3.

4.

(8)

Ǹƪ

ƫ

P1 ρ 1 (P1 ρ 1)

(9)

Calcule P = P1 – P2.

Se conocen la densidad corriente arriba, ρ1, la presión corriente arriba, P1, la presión corriente abajo, P2, el diámetro de la boquilla do y el diámetro de la tubería corriente arriba. Se desea determinar el flujo másico, W, a través de la boquilla. El flujo en la boquilla será sónico. Calcule el flujo másico, W, de la siguiente manera: a.

Encuentre P/P1 e Y del punto final de la curva que aplica en la Figura 5.

b.

Calcule P de P/P1 y P1.

c.

Calcule W de la ecuación 12a, usando P e Y.

Se conocen la densidad corriente arriba, ρ1, la presión corriente arriba, P1, la presión corriente abajo, P2, el flujo másico, W, y el diámetro de la tubería corriente arriba, d1. Se desea determinar el diámetro de la boquilla, do. El flujo en la boquilla será sónico. Calcule el diámetro de la boquilla requerido, do, como se explica a continuación: a.

Suponga do/d1 = 0.2.

b.

Calcule el Número de Reynolds, Re, de la ecuación 6c en la tubería corriente arriba y obtenga el coeficiente de flujo C de la Figura 8 de PDVSA–MDP–02–FF–03.


PDVSA


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c.

Calcule do de la ecuación 12a usando P/P1 e Y correspondiente al punto final de la curva para do/d1 = 0.2 en la Figura 5.

d.

Calcule do/d1 y compare éste con el valor asumido. Repita el procedimiento anterior con un nuevo valor de do/d1 si es necesario hasta que converja el valor obtenido de do/d1.

Venturis – Para cálculo de venturis, use el mismo procedimiento que para boquillas, con excepción del cálculo del coeficiente de flujo C, el cual se obtiene mediante la ecuación 10 de PDVSA–MDP–02–FF–03 Contracciones y Expansiones – Use el siguiente procedimiento: 1.

Calcule la caída de presión como si fuese flujo líquido, siguiendo el procedimiento dado en PDVSA–MDP–02–FF–03. Para la densidad, ρ, use el valor corriente arriba o corriente abajo, cualquiera de los dos que este disponible.

2.

Si la caída de presión calculada es mayor que el 10% de la presión absoluta corriente arriba o si se necesita un estimado preciso proceda como sigue:

3.

Encuentre la relación de capacidades calóricas específicas K = Cp/Cv de la Tabla 1.

4.

Calcule (P)t / P1 y encuentre Y a partir de la Figura 5. usando (P)t / P1 para P/P1 y la relación entre el diámetro de tubería más pequeño y el más grande para do/d1.

5.

Calcule (P)k de la siguiente ecuación: 2ȱ ȳ (P) k + F 13 W2 ȧ 1 4 – 1 4ȧ Y Ȳρ 2 d o ρ 1 d 1ȴ

(12b)



d1, d2

=

Diámetros internos de tuberías corriente arriba y corriente abajo respectivamente, o diámetros hidráulicos equivalentes

mm

pulg

P)k

=

Caída de presión debido a cambio de energía cinética del fluido

kPa

psi

W

=

Flujo másico

kg/s

lbm/h

Y

=

Factor de expansión, adimensional (use las curvas para boquillas en la Figura 5)


PDVSA



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6.

Calcule el nuevo valor para (P)t = (P)k + (P)f donde (P)f es la caída de presión por fricción obtenida de la ecuación 7 PDVSA–MDP–02–FF–03.

7.

Repita los 3 últimos pasos si es necesario hasta obtener el (P)f que converja.

Distribuidores de Tubo Perforado – Use el mismo procedimiento descrito en PDVSA–MDP–02–FF–03 para distribuidores de tubo perforado en flujo líquido, excepto para el cálculo de área total requerida de los orificios de salida, que se calcula por la siguiente ecuación en lugar de la ecuación 14 en PDVSA–MDP–02–FF–03. A o + F 16

W

CY

Ǹρ1 (P) o

(14)



Ao

=

Area total requerida de los orificios

mm2

pulg2

C

=

Coeficiente de flujo del orificio (Fig. 7A ó 7B de PDVSA–MDP–02–FF–03)

adim.

adim.

P)o

=

Caída de presión a través de los orificios

kPa

psi

W

=

Flujo másico

kg/s

lbm/h

Y

=

Factor de expansión, (use las curvas de los orificios en la Fig. 5 )

adim.

adim.

ρ1

=

Densidad del gas a la entrada de la tubería

kg/m3

lbm/pie3

F16

=

Factor cuyo valor depende de las unidades deseadas

22.3x10 3

0.415x10 –3

5.2

Cálculo para Caída de Presión Integrada para Sistemas de Tubería Use el procedimiento dado a continuación para cálculo de caída de presión en cualquier sistema de flujo conteniendo más de un componente simple de tubería. Estimado Aproximado – Para todos los gases, se puede obtener una caída de presión aproximada en tubería de acero comercial, mediante la ecuación (4) en combinación con el procedimiento de flujo de líquido de PDVSA–MDP–02–FF–03. Para caídas de presión use la ecuación 4 como se describió anteriormente; para caídas de presión mayores use el procedimiento presentado a continuación.


PDVSA



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Estimado Preciso – Para todos los gases, el estimado preciso de caída de presión en sistemas de tubería se obtiene de la siguiente manera: 1.

Divida el sistema en consideración en secciones de flujo másico constante y diámetro nominal constante. Divida cada sección que contenga un orificio, boquilla o venturi en: una sección corriente arriba, el orificio, boquilla o venturi en sí y una sección corriente abajo.

2.

Calcule las caídas de presión en las secciones individuales, comenzando al final, donde la presión es conocida.

3.

6

a.

La caída de presión en cualquier sección que contenga tubería, válvulas y codos se calcula siguiendo el procedimiento dado para tubería recta. válvulas y codos son contabilizados sumando sus coeficientes de resistencia K (de la Figura 5A ó 5B de PDVSA–MDP–02–FF–03.) a un coeficiente de resistencia de tubería N con la ecuación 11b. Verifique si hay velocidad sónica en cualquier válvula. Si esto ocurre trate la válvula como un orificio.

b.

La caída de presión en cualquier expansión, contracción, orificio, boquilla, venturi o uniones de flujo tipo “T” e “Y” se calcula como se muestra arriba para componentes simples de tubería.

Combine las diferentes caídas de presión para obtener la distribución de presión en el sistema de tubería completo.

PROBLEMAS TIPICOS Problema 1 – Caída de Presión de Gas en Tubería Recta Datos:

Encuentre:

Aire a 2300 dm3/s (5000 SCFM), (a condiciones estándar) está fluyendo en una tubería estándar de acero de 90 mm (3 1/2”) Temperatura = 15C (60F), Presión corriente arriba = 700 kPa manométricos, (100 psig). Cual es la caída de presión en 30 m, (100 pie) de tubería.

Solución: Diámetro interno de la tubería (Tabla 1 de PDVSA–MDP–02–FF–02) d = 90.12 mm (3.548 pulg) Area transversal de la tubería (Tabla 1 de PDVSA–MDP–02–FF–02): A = 6381 mm2 (9.89 pulg2) Densidad del aire a 15C (60F) y 101.325 kPa (1 atm) = 1.226 kg/m3, (0.07644 lbm/pie3).


PDVSA


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Velocidad másica:

ƪ

3 G h + 2300s dm

=

kg ƫ ƪ1000m dm ƫ ƪ1.226 ƫ ƪ63811mm ƫ m 3

3

3

2

4.420 x 10–4 kg/s mm2, (2.216 x 103 lbm/h.pulg2)

Presión corriente arriba:

P1 = 700 kPa man. (100 psig) = 801.325 kPa abs (114.7 psia). Densidad corriente arriba: (a 15C y 700 kPa, man. (60F y 100 psig)): ρ1 = 9.696 kg/m3 (0.596 lbm/pie3). Relación de capacidad calórica: k = 1.4 Viscosidad a cond. corriente arriba: = 1.8 x 10–5 Pa.s, (0.018 cP). Reynolds (Ec.6):

ƪ ƫ

ƪ ƫ

G hA (1.27x10 3) (4.42x10 –4) (6.38x10 3) Re + F5 W + F5 + + 2.2x10 6 d d (90.1) (1.8x10 –5)

Rugosidad relativa (Fig. 1 PDVSA–MDP–02–FF–03): ńd + 0.0005 Factor de fricción (Ec. 4 PDVSA–MDP–02–FF–03):

ȱ ȡ f +ȧ–3.6 logȧ6.9 ȢRe Ȳ

)

ǒ Ǔ ńd 3.7

–2

ȣȳ ȧȧ Ȥȴ

1.11

ȱ +ȧ–3.6 log Ȳ

ǒ

ǒ

6.9 ) 0.0005 3.7 2.2 10 –6

Ǔ

1.11

Ǔ

f + 0.0042 Coeficiente de resistencia de tubería (ecuación 7): (4 x 10 3) (0.0042) (30) N + F 14 f L + + 5, 59 90.12 d –4 2 Abcisa en la Fig. 3B: G 2 + (4.42 x 10 ) + 2.51x10 –11 (0.0787) (801.3) (9.696) P1 ρ1

–2

ȳ ȧ ȴ


PDVSA



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De la Figura 3B, para Gh2/P1 ρ1 = 2.51 x 10–11 (0.0787) y N = 5.59 (interpolando gráficamente entre las curvas para N = 4 y N = 6, P/P1 =0.074 (0.082). P = (P/P1) (P1) = (0.074) (801.3) = 59.2 kPa (9.4 psi). Respuesta: P = 59.2 kPa (8.6 psi) Solución Alterna: Usando el método simplificado (Ec. 4): Flujo másico, W: GA = (4.22 x 10–4) (6381) = 2.82 kg/s (22.93 x 103lbm/h). De la Tabla 2 para tubería de acero de 90 mm (3 1/2 pulg), C2 = 10 P +

F 20C 2W2 10 x (2.82) 2 + 0, 23 x + 1.89 kPańm ρ 9, 696 P = 1.89 kPa/m x 30 m Respuesta: P = 56.6 kPa/m (8.2 psi)

Problema 2 – Caída de Presión de Gas a través de una válvula de Globo Datos: Encontrar:

Los mismos del Problema 1 La caída de presión como en el Problema 1, pero con una válvula de globo de 90 mm en la línea.

Solución: Coeficiente de resistencia de válvula (Tabla 2 y Fig. 5A de PDVSA–MDP–02–FF–03): K = 5.7 Coeficiente de resistencia total de la línea más la válvula: N = N de línea (Problema 1) más el K de la válvula N = 5.59 + 5.7 = 11.29 De la Figura 3B, para G2/P1ρ1 = 2.51 x 10–11 (0.0787) (del Problema 1) y N = 11.29 (interpolando gráficamente entre las curvas para N =10 y N = 15), P/P1 = 0.155 (0.175). P + (PńP 1) (P 1) + (0, 155) (801, 3) + 124 kPa Respuesta: P = 124 kPa (18 psi) Problema 3 Flujo Sónico Datos:

Los mismos del Problema 2

Encontrar: 1.

¿A que longitud de la línea (con la válvula de globo) el flujo será sónico al final?


PDVSA



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2.

¿A que presión corriente abajo el flujo será sónico en 30 m (100 pie) de línea (con la válvula de globo)? ¿Qué temperatura habrá a la salida? ¿Cuál será el caudal de flujo?

3.

¿Para un cuerpo de válvula de 75 mm (3 pulg) de diámetro son suficientes 7.5 m (25 pie) entre la válvula y el final de la tubería para evitar flujo sónico en la válvula?

Solución: 1.

Mediante la Figura 3B, para G2/P1ρ1 = 2.51 x 10–11 (0.0787), se encuentra que el flujo será sónico cuando N = 36. El coeficiente de resistencia de la tubería sola es entonces: 36 – 5.7 = 30.3. Por lo tanto, (90.12) (30.3) L + dN + x + 162.5 m (533 pie) F 14 f (4x10 3) (0.0042)

2.

Respuesta: 162.5 m (533 pie) De la Figura 3B interpolando gráficamente para N = 11.29, se encuentra que el flujo será sónico cuando P/P1 = (P1 – P2) P1 = 0.79. Entonces, P2 = P1 – 0.79 P1 = (0.21) (801.3) = 168.3 kPa, (9.7 psig) 168,3 kPa, abs = 67.0 kPa man. Respuesta: 67.0 kPa man. (9.7 psig) De nuevo con la Figura 3.B, el punto donde la curva para N = 11.29 intercepte los límites de la curva para que el flujo sónico corresponde al valor de T2/T1 de 0.85 Entonces, T2 = 0.85 T1 = 0.85 (15+273) = 245 K = –28C (–18F) Respuesta: T2 = –28C (–18F) El caudal de flujo es dado por la abscisa en la Figura 3B. En el punto donde el flujo es sónico y N = 11.29, Gh2/P2ρ1 = 6.92 x 10–11 (0.787). Entonces, Gh2 = 6.92 x 10–11, P1ρ1 = (6.92 x 10–11) (801.3) (9.696) = 5.38 x 10 (13.80). Gh = Ǹ 5.38 x 10 –7 = 7.33 x 10–4 kg/s.mm2, (3750 lbm/hpulg2) W = AG = (6380) (7.33 x 10–4) = 4.67 kg/s, (36.8 x 103 lbm/h) Respuesta: W = 4.67 kg/s (37030 lbm/h)

Hasta este punto se ha supuesto que el factor de fricción, f, permanece en 0.0042. Los cálculos de Re y factor de fricción (con la ecuación 4 de PDVSA–MDP–02–FF–03) indican que esto es correcto. 3.

Para verificar si el flujo es sónico en la válvula, use la ecuación (11a). Se puede encontrar la presión y la densidad corriente abajo de la válvula considerando solamente los últimos 7.5 m de la línea. Para ese tramo, el coeficiente de resistencia es:


PDVSA



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N+

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F 14 fL (4x10 3) (0.0042) (7.5) + + 1.40 d 90.12

De la Figura 3 B, interpolando gráficamente para N = 1.40 se encuentra que ρ1 el flujo al final de la línea será sónico cuando P/P1 = 0.57 y Gh2/P1ρ1 = 2.9x10–10 (0.86), donde P1 y ρ1 en este caso son la presión y la densidad, respectivamente, justo corriente abajo de la válvula. En la parte 2, arriba, se encontró que para flujo sónico a la salida de la tubería Gh = 7.33x10–4 kg/s.mm2 (3750 lbm/hpulg2). Entonces, P1ρ1 = Gh2/2.9x10–10 = (7.33x10–4) 2/2.9x10–10 = 1.85 x (kPa) (kg/m3) (16.73 psi lbm/pie3). Para una válvula de 75mm (3 pulg) de diámetro, el área de sección transversal, A = 4417 mm2 (6.84 pulg2). Usando A = 4.417, K = 1.4 (del Problema 1) y P1P1 = 1.85x103 (16.73) y resolviendo la ecuación 11a, el flujo másico en el cual el flujo se hace sónico en la válvula es: W + F 22 A Ǹ kP 1 x F 23 ρ 1 + 10 –3 x 4417 x Ǹ1.4 x 1.85 + 8.41 kgńs (66.68 x 10 3 lbmńh) Este valor es mayor que el encontrado en la parte 2 de este problema; por lo tanto, no habrá flujo sónico en la válvula a las condiciones dadas corriente arriba. Respuesta: 7.5 m (25 pie) de tubería corriente abajo de la válvula es suficiente para prevenir el flujo sónico en ésta.


PDVSA



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NOMENCLATURA (Unidades inglesas en paréntesis) A

=

Area, mm2 (pulg2)

Ao

=

Area total de orificio en distribuidores de tubo perforado, mm2 (pulg2)

C

=

Coeficiente de flujo para orificios, boquillas y venturis, adimensional

Cp

=

Capacidad calórica específica, a presión constante, KJ/kgC (BTU/lbmF)

Cv

=

Capacidad calórica específica, a volumen constante, KJ/kgC (BTU/lbmF)

C2

=

Función de F y d; ver Tabla 2A

D

=

diámetro interno de la tubería, m (pie)

d

=

diámetro interno de la tubería, mm (pulg)

E

=

Energía interna, MJ/kg (BTU/lbm)

F

=

Fricción o pérdida de cabezal, kPa.m3/kg (pie/lbm)

Fi

=

Factor cuyo valor depende de las unidades usadas (Ver lista al final)

f

=

Factor de fricción Fanning, adimensional

G

=

Velocidad másica, kg/s.mm2 (lbm/s pie2)

Gh

=

Velocidad másica, kg/s.mm2, (lbm/hr.pulg2)

g

=

Aceleración de la gravedad, m/s2 (pie/s2)

K

=

Coeficiente de resistencia de válvulas, accesorios y cambios de sección transversal, adimensional

k

=

Relación de calor específico = Cp/Cv, adimensional

L

=

Longitud de la tubería, longitud actual más longitud equivalente de accesorio, m (pie)

M

=

Peso molecular (psf o psi)

N

=

Coeficiente de resistencia de tubería, adimensional

P

=

Presión, kPa (psf o psi)

P =

Caída de presión, kPa (psf o psi)

Q

=

Calor agregado, MJ/kg (BTU/lbm)

q’

=

Flujo volumétrico, dm3/s a 15C y 101.325 kPa (SCFH a 60F y 14.7 psia)

R

=

Constante de gases = 8.314x10–3 MJ/kmol.k (10.73 psia pie3/lbmolR)

r

=

Factor de recuperación de presión de orificios, boquillas y venturis, adimensional (Fig.10 de PDVSA–MDP–02–FF–03)

Re

=


Sg

=

Gravedad específica del gas, relativa al aire a 15C (60F), adimensional


PDVSA


PDVSA MDP02–FF–04 REVISION

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T

=

Temperatura, K (R)

t

=

Temperatura, C (F)

V

=

Velocidad lineal del fluido, promediada en la sección transversal de flujo, m/s (pie/s)

v

=

Volumen específico del fluido, m3/kg (pie3/lbm)

v

=

Volumen específico del fluido promedio, m3/kg (pie3/lbm)

W

=


Ws

=

Trabajo del eje, kPa.m3/kg (pie lbf/lbm)

Y

=

Factor de expansión, adimensional

Z

=

Factor de compresibilidad del fluido, adimensional

z

=

Altura, m (pie)

=

Viscosidad, Pa.s (lbm/pie.s)

ρ

=

Densidad del fluido, kg/m3 (lbm/pie3) Subíndices (a menos que se indique en otro sitio)

eq

=

Equivalente (para diámetro hidráulico equivalente)

f

=

Fricción, fuerza

i

=

Entrada

k

=

Cinética

l

=

línea

m

=

Masa

o

=

Perforación, orificio

p

=

Distribuidor de tubo

s

=

Flujo sónico (= crítico = estrangulado)

t

=

Total

1

=

Localización o condición corriente arriba

2

=

Localización o condición corriente abajo


PDVSA



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0

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F2

=

ecuación (1a)

1

144

F3

=

ecuación (6a)

10–3

124

ecuación (6c)

1.27x103

6.31

F13 =

ecuación (12a),(12b)

8.1x108

0.28x10–6

F14 =

ecuación (7)

4x103

48

F16 =

ecuación (14)

22.3x103

0.415x10–3

F17 =

ecuación (1a)

1x103

778

F18 =

ecuación (2a),(2b)

2x10–9

9.266x103

F19 =

ecuación (3),(3a),(3b)

10–9

4.633x103

F20 =

ecuación (4)

0.23

10–9

F21 =

ecuación (6b)

1.56

0.482

F22 =

ecuación (11a)

10–3

1.7x103

F23 =

ecuación (11a)

10–3

1

F24 =

ecuación (11b)

91.3

223

F25 =

ecuación (11b)

31.623

68.1

F5

=


PDVSA



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0

MAR.96


8

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PDVSA



REVISION

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0

MAR.96


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TABLA 1. RELACION DE CAPACIDAD CALORICA ESPECIFICA PARA GASES A PRESION ATMOSFERICA Temperatura Componente

Formula

Acetaldeido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CH3CHO

Acido Acético . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C (*)

k = Cp/Cv

30

1.14

CH3CHOOH

136

1.15

Acetileno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C2H2

15 –71

1.26 1.31

Aire . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

...

925 17 –78 –118

1.36 1.403 1.408 1.415

Amoniaco . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

NH3

15

1.310

Argón . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Ar

Benceno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C6H6

Bromo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Br2

Dióxido de Carbón . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CO2

15 –75

1.304 1.37

Disulfito de Carbono . . . . . . . . . . . . . . . . .

CS2

100

1.21

Monóxido de Carbono . . . . . . . . . . . . . . .

CO

15 –180

1.404 1.41

Cloro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Cl2

15

1.355

Cloroformo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CHCl3

100

1.15

Cianuro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

(CN)2

15

1.256

Ciclohexano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C6H12

80

1.08

Diclorodifluorometano . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CCi2F2

25

1.139

Etano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C2H6

100 15 –82

1.19 1.22 1.28

Alcohol Etílico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C2H5OH

90

1.13

C2H5OC2H5

35 80

1.08 1.086

Eter . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . (*) F = 1.8 x C + 32

15 –180 0–100

1.668 1.76 (?) 1.67

90

1.10

20–350

1.32


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TABLA 1. RELACION DE CAPACIDAD CALORICA ESPECIFICA PARA GASES A PRESION ATMOSFERICA (CONT.) Temperatura Componente

Formula

Etileno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C2H4

Helio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

He

N – Hexano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C6H14

Hidrógeno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

H2

Acido

C (*)

k = Cp/Cv

100 15 –91

1.18 1.255 1.35

–180

1.660

80 15 –76 –181

1.08 1.410 1.453 1.597

Bromhídrico . . . . . . . . . . . . . .

HBr

20

1.42

Clorhídrico . . . . . . . . . . . . . . .

HCl

15 100

1.41 1.40

Cianhídrico . . . . . . . . . . . . . . .

HCN

65 140 210

1.31 1.28 1.24

Iodhídrico . . . . . . . . . . . . . . . .

Hl

20–100

1.40

Sulfuro de Hidrógeno . . . . . .

H2S

15

1.32

185

1.30

Iodo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

l2

Isobutano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C4H10

15

1.11

Kripton . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Kr

19

1.68

Mercurio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Hg

360

1.67

Metano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CH4

600 300 15 –80 –115

1.113 1.16 1.31 1.34 1.41

Metil Acetato . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CH3COOCH3

15

1.14

Alcohol . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CH3OH

77

1.203

Eter . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CH3OCH3

Metilal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

CH2(OCH3)2

6–30

1.11

13 40

1.06 1.09


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0

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TABLA 1. RELACION DE CAPACIDAD CALORICA ESPECIFICA PARA GASES A PRESION ATMOSFERICA (CONT.) Temperatura Componente

Formula

C (*)

k = Cp/Cv

Neón . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Ne

19

1.64

Oxido Nítrico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

NO

15 –45 –80

1.400 1.39 1.38

Nitrógeno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

N2

15 –181

1.404 1.47

Oxido Nitroso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

N2O

100 15 –30 –70

1.28 1.303 1.31 1.34

Oxígeno . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

O2

15 –76 –181

1.401 1.415 1.45

n – Pentano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

C5H12

86

1.086

Fósforo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

P

300

1.17

Potasio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

K

850

1.77

Sodio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

Na

750–920

1.68

Dioxido de Sodio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

SO2

15

1.29

Xenon . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

XE

19

1.66

Fuente: International Critical Tables of Numerical Data: Physics, Chemistry, and Technology, National Research Council, Washintong, D.C., 1923 – 1933. (Reproducido del Manual de Ingeniería de Diseño, Junio 1996)


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0

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TABLA 2. A FACTORES C2 PARA CALCULO SIMPLIFICADOS DE CAIDA DE PRESION* (SISTEMA METRICO)

*VER ECUACION (4) TOMADO DEL CRANE Co TECHNICAL PAPER Nº 410 (Reproducido del Manual de Ingeniería Diseño, Junio 1986)


PDVSA



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0

MAR.96


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TABLA 2. B FACTORES C2 PARA CALCULO SIMPLIFICADOS DE CAIDA DE PRESION* (SISTEMA INGLES)

*VER ECUACION (4) TOMADO DEL CRANE Co TECHNICAL PAPER Nº 410 (Reproducido del Manual de Ingeniería de Diseño, Junio 1986)


PDVSA


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0

MAR.96



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W/ ρ 0.5

[ K g /s ]

3

[ k lbm/h ] [ lbm/pie ]

0.5

3

[ K g /m ]

0.5

Fig 1. CAIDA DE PRESION DE GAS APROXIMADA EN TUBERIA COMERCIAL


PDVSA



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0

MAR.96


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Fig 2. VOLUMEN ESPECIFICO DE VAPOR

Indice norma


PDVSA



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0

MAR.96


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–9

Fig 3. A CAIDA DE PRESION DE GAS EN TUBERIA CON PRESION CORRIENTE ARRIBA CONOCIDA (K = CP/CV = 1.0)


PDVSA



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0

MAR.96


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Fig. 3. B CAIDA DE PRESION DE GAS EN TUBERIA CON PRESION corriente arriba CONOCIDA (K = CP/CV = 1.4)


PDVSA



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0

MAR.96


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Fig. 3. C CAIDA DE PRESION DE GAS EN TUBERIA CON PRESION corriente arriba CONOCIDA (K = CP/CV = 1.8)


PDVSA



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0

MAR.96


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Fig 4. A CAIDA DE PRESION DE GAS EN TUBERIAS CON PRESION CORRIENTE ABAJO CONOCIDA (K = CP/CV = 1.0)


PDVSA



FECHA

0

MAR.96


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Fig. 4. B CAIDA DE PRESION DE GAS EN TUBERIAS CON PRESION corriente abajo CONOCIDA (K = CP/CV = 1.4)


PDVSA



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0

MAR.96


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Fig. 4. C CAIDA DE PRESION DE GAS EN TUBERIA CON PRESION corriente abajo CONOCIDA (K = CP/CV = 1.8)


PDVSA



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0

MAR.96


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Fig 5. FACTORES DE EXPANSION PARA ORIFICIOS, BOQUILLAS Y VENTURIS

TOMADO DEL CRANE Co TECHNICAL PAPER Nº 410 (Reproducido del Manual de Ingeniería de Diseño, Junio 1986)


PDVSA N°

TITULO

MDP–02–FF–05

0

MAY.96

REV.

FECHA

APROB.

PDVSA, 1983

FLUJO BIFASICO LIQUIDO – VAPOR

APROBADA

55 DESCRIPCION FECHA SEP.78

PAG. REV. APROB.

F.R. APROB. APROB. FECHA SEP.78

ESPECIALISTAS


PDVSA



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0

MAY.96


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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3.1 3.2 3.3


2 2 2


3

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6 4.7 4.8

Regímenes de Flujo en Tuberías Horizontales o Ligeramente Inclinadas Regímenes de Flujo en Tuberías Verticales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Efecto de Accesorios en Regímenes de Flujo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caída de Presión en Tubería Recta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Otras Caídas de Presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Distribuidores Tipo Tubo Perforado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flujo Crítico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flujo Crítico en Líneas de Transferencia de Torres de Vacío . . . . . . . . . .

3 6 8 9 9 9 9 10


10

5.1 5.2 5.3

Determinación del Régimen de Flujo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caída de Presión en Tuberías con Componentes Simples . . . . . . . . . . . . Cálculo Integrado de la Caída de Presión para los Sistemas de Tuberías . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flujo Crítico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

10 14


33

7 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

43


47

5.4

32


PDVSA


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0

MAY.96



1

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Indice norma

OBJETIVO El objetivo de este capítulo es proporcionar las herramientas de cálculo que permitan determinar la caída de presión a través de tuberías y equipos cuando el flujo es en dos fases, líquido – gas.

2

ALCANCE Este capítulo cubre los métodos de cálculo para determinar el patrón de flujo y la caída de presión en flujo bifásico en cocorriente (líquido y gas) el cual sea isotérmico o acompañado por un flujo calórico no mayor de 63 kW/m2 (20000 BTU/h.pie2) incluye equipos como orificios, válvulas, accesorios ensanchamientos y contracciones y el diseño de distribuidores de tubo perforado. En el capítulo PDVSA–MDP–02–FF–02 se dan consideraciones generales y algunas definiciones. Los procedimientos de cálculo dados en este capítulo se consideran los mejores disponibles para el uso general en cálculos manuales para problemas en flujo bifásico sin evaporación o con una ligera evaporación. Su precisión puede ser de 30%. Para métodos de cálculos más complejos ver referencia 7 y 8. Para flujos que involucren transferencia de calor con flujo mayor que 63 kW/m2 (20000 BTU/h.pie2) ver los capítulos PDVSA–MDP–05–E–01 y PDVSA–MDP–02–F–01.

3

REFERENCIAS 3.1

Manual de Diseño de Proceso PDVSA–MDP–02–FF–02 PDVSA–MDP–02–FF–03 PDVSA–MDP–03–CF–03 PDVSA–MDP–05–E–01 PDVSA–MDP–05–F–01

3.2

Prácticas de Diseño Vol.1, Secc. I

3.3

“Principios Básicos” (1996) “Flujo en Fase Líquida” (1996) “Torres de Fraccionamiento” (1996) “Intercambiadores de Calor” (1996) “Hornos” (1996)

“Consideraciones Económicas de Diseño” (1978)


Taitel, Y. Dukler, A.E. “A model for producting how repinc transition in horizontal and near horizontal gas–liquid flow”. AICHE J. 22 (1): 47–55, Jan 1976.


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4

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Indice norma

2.

Taitel, Y. Barnea, D., Dukler, A.E “Modeling how pattern transitions for steady upward gas–liquid how in vertical tubes” Aiche J. 26 (3): 345–354, May 1980.

3.

Dukler A.E. et. al “Pressure Drop and Holdup in two–Phase Flow”, Aiche J. 10, 38–51 (1964)

4.

Beggs. H.D and Brill, J.P. “A study of Two–Phase Flow in Inclined Pipes” J. Pet. Tech (May 1973) 607–617.

5.

AGA LAPI Monograph Project MX–28 “Gas–Liquid in Pipelines”

6.

Faske H.F “Contribution to the Theory of Two–Phase Componenet Critical Flow” Atomic Energy Commission Document, AML– 6333 (1962).

7.

Tonp L.S. “Boiling Heat Transfer and Two–phase Flow” New York 11965.

8.

Hewitt G.F. Hall M.W. “Annular Two–phase Flow” Oxford (1970)

CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO Las consideraciones discutidas abajo afectan las bases para el procedimiento de cálculo dado más adelante en este capítulo.

4.1

Regímenes de Flujo en Tuberías Horizontales o Ligeramente Inclinadas En flujo bifásico (líquido/vapor), las interacciones entre la fase líquida y el vapor, por estar influenciadas por sus propiedades físicas y caudales de flujo y por el tamaño, rugosidad y orientación de la tubería, causan varios tipos de patrones de flujo. Estos patrones se llaman regímenes de flujo. En un determinado punto en una línea, solamente existe un tipo de flujo en cualquier tiempo dado. Sin embargo, como las condiciones de flujo cambian, el régimen de flujo puede cambiar de un tipo a otro. Se definen siete regímenes principales de flujo para describir el flujo en una tubería horizontal o ligeramente inclinada. Estos regimenes se describen abajo en orden creciente de velocidad del vapor. En los esquemas mostrados la dirección del flujo es de izquierda a derecha.


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Flujo Tipo Burbuja – El líquido ocupa el volumen de la sección transversal y el flujo de vapor forma burbujas a lo largo del tope de la tubería. Las velocidades del vapor y el líquido son aproximadamente iguales. Si las burbujas tienden a dispersarse a través del líquido, esto se llama algunas veces flujo tipo espuma. En el flujo ascendente las burbujas retienen su identidad en un rango más amplio de condiciones. En el flujo descendente el comportamiento se desplaza en la dirección del flujo tipo pistón. Flujo Intermitente Tipo Pistón – Al aumentar el vapor, las burbujas se unen y se forman secciones alternadas de vapor y líquido a lo largo del tope de la tubería con una fase líquida continua remanente en el fondo. En una orientación ascendente, el comportamiento es desplazado en la dirección del flujo tipo burbuja; si el flujo es descendente se favorece el flujo estratificado. Flujo Estratificado Suave – Como el flujo de vapor continúa incrementando, los tapones de vapor tienden a una fase continua. El vapor fluye a lo largo del tope de la tubería y el líquido fluye a lo largo del fondo. La interfase entre fases es relativamente suave y la fracción ocupada por cada fase permanece constante. En flujo ascendente, flujo tipo estratificado ocurre raramente favoreciendo el flujo ondulante. En flujo descendente, el flujo estratificado es favorecido, siempre y cuando la inclinación no sea demasiado pronunciada. Flujo Estratificado Ondulante – Como el flujo de vapor aumenta aún más, el vapor se mueve apreciablemente más rápido que el líquido y la fricción resultante en la interfase forma olas de líquido. La amplitud de las olas se incrementa con el aumento del flujo de vapor. El flujo ondulante puede ocurrir hacia arriba, pero en un rango de condiciones más restringido que en una tubería horizontal. Hacia abajo, las olas son más moderadas para un determinado flujo de vapor y en la transición a flujo tipo tapón, si es que ocurre, tiene lugar a caudales más altos que en la tubería horizontal.

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Flujo Intermitente Tipo Tapón – Cuando el flujo de vapor alcanza cierto valor crítico, las crestas de las olas de líquido tocan el tope de la tubería y forman tapones espumosos. La velocidad de estos tapones es mayor que la velocidad promedio de líquido. En la estructura del tapón de vapor, el líquido es presionado de manera que el vapor ocupe la mayor parte del área de flujo en ese punto. En flujo ascendente, el flujo tipo tapón comienza a caudales de vapor más bajos que en las tuberías horizontales. En flujo descendente, se necesitan caudales de vapor más altos que en tuberías horizontales para establecer el flujo tipo tapón y el comportamiento se desplaza hacia el flujo anular. Ya que el flujo tipo tapón puede producir pulsaciones y vibraciones en codos, válvulas y otras restricciones de flujo, debe ser evitado en lo posible. Flujo Anular – El líquido fluye como una película anular de espesor variable a lo largo de la pared, mientras que el vapor fluye como un nucleo a alta velocidad en el centro. Hay gran cantidad de deslizamiento entre las fases. Parte del líquido es extraído fuera de la película por el vapor y llevado al centro como gotas arrastradas. La película anular en la pared es más espesa en el fondo que en el tope de la tubería y esta diferencia decrece al distanciarse de las condiciones de flujo de tipo tapón. corriente abajo de los codos, la mayor parte del líquido se moverá hacia el lado de la pared externa. En flujo anular, los efectos de caída de presión y momento sobrepasan los de gravedad, por lo tanto la orientación de la tubería y la dirección del flujo tienen menos influencia que en los regímenes anteriores. El flujo anular es un régimen muy estable. Por esta razón y debido a que la transferencia de masa vapor–líquido es favorecida, este régimen de flujo es ventajoso para algunas reacciones químicas.

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Flujo Tipo Disperso (También conocido como flujo tipo rocio) – Cuando la velocidad del vapor en flujo anular se hace lo suficientemente alta, toda la película de líquido se separa de la pared y es llevada por el vapor como gotas arrastradas. Este régimen de flujo es casi completamente independiente de la orientación de la tubería o de la dirección del flujo.

4.2

Regímenes de Flujo en Tuberías Verticales El comportamiento del flujo en tuberías verticales donde la gravedad juega un papel muy importante, ha sido menos investigado que el flujo en tuberías horizontales. La mayor parte de la información disponible para flujo vertical se refiere a flujo ascendente. Las condiciones bajo las cuales existen ciertos tipos de regímenes de flujo, dependen principalmente de la orientación de la tubería y de la dirección del flujo. En una situación donde el flujo ondulante y estratificado existiera en una tubería horizontal, inclinando la tubería en forma descendente, la velocidad relativa del líquido aumenta, quedando una mayor parte del área de flujo para el vapor. Por otro lado, inclinando la tubería en forma ascendente el líquido se drena, acumulándose hacia abajo hasta bloquear por completo la sección transversal. El vapor puede entonces no llegar a pasar a través del líquido y por lo tanto empuja tapones de líquidos a través de la sección inclinada de la tubería. Se han definido cinco regimenes de flujo principales para describir el flujo vertical. Esto regimenes de flujo estan descritos a continuación, en orden creciente de velocidad del vapor. En los esquemas adjuntos, la dirección del flujo es ascendente. Flujo Tipo Burbuja – El líquido fluyendo en forma ascendente representa la fase continua, con burbujas dispersas de vapor subiendo a través de éste. La velocidad de la burbuja excede la del líquido debido a la flotabilidad. Cuando el flujo de vapor es incrementado, el tamaño, número y velocidad de las burbujas aumenta. Cuando el flujo de vapor es mayor que en tuberías horizontales, las burbujas mantienen su individualidad, sin unirse en tapones.


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Flujo Tipo Tapón – A medida que el flujo de vapor aumenta, las burbujas se unen y forman tapones los cuales ocupan la mayoría del área de sección transversal. Tapones alternados de vapor y líquido se mueven en la tubería con algunas burbujas de vapor cruzando los tapones de líquido. Alrededor de cada tapón de vapor hay una película laminar de líquido la cual fluye hacia el fondo del tapón. Cuando el flujo de vapor se incrementa, la longitud y la velocidad de los tapones aumentan. El flujo tipo tapón puede ocurrir en dirección descendente, pero usualmente no se inicia en esta posición. Sin embargo, si el flujo tipo tapón esta bien establecido en una porción ascendente de un serpentín, este permanecerá en la porción descendente, siempre y cuando las otras condiciones se mantengan. En el diseño para flujo bifásico es una práctica normal el tratar de evitar el flujo tipo tapón, ya que este régimen puede traer serias fluctuaciones de presión y vibración, especialmente en la entrada de recipientes y en codos, válvulas y otras restricciones de flujo. Esto pudiera traer serios deterioros al equipo y problemas de operación. Cuando el flujo tipo tapón no pueda ser evitado (por ejemplo, en rehervidores tipo termosifón), se deberían evitar las restricciones de flujo y usar codos de radio largo para hacer los retornos lo más suaves posibles. Flujo Espumoso – Cuando el flujo de vapor se incrementa aún más, la película laminar de líquido se destruye por la turbulencia del vapor y los tapones de vapor se hacen más irregulares. El mezclado de burbujas de vapor con el líquido se incrementa y se forma un patrón turbulento y desordenado donde los tapones de líquido que separan los sucesivos tapones de vapor se van reduciendo. La transición a flujo anular es el punto en el cual la separación líquida, entre tapones de vapor desaparece y los tapones de vapor se unen en un núcleo central continuo de vapor. Ya que el flujo espumoso tiene mucho en común con el flujo tipo tapón los dos regímenes son frecuentemente agrupados y se llaman flujo tipo tapón. En dirección descendente, el flujo espumoso se comporta igual que el flujo tipo tapón, excepto que el primero se inicia más fácilmente en esta posición, particularmente si las condiciones se acercan a las de flujo anular.


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Flujo Anular – Este regimen de flujo es similar al flujo anular en tuberías horizontales excepto que la separación entre las fases es afectada por la gravedad. Hacia arriba, la película de líquido anular baja por gravedad, lo cual incrementa la diferencia de velocidad entre el vapor y el líquido. Hacia abajo, ocurre lo contrario, la gravedad acelera el líquido y reduce la diferencia de velocidades entre el vapor y el líquido. En otras palabras, el espesor de la película de líquido es mas uniforme alrededor de la circunferencia de la tubería que en el flujo horizontal. Flujo Tipo Disperso – Este regimen de flujo es esencialmente el mismo que el flujo tipo rocío en tuberías horizontales. Los altos flujos de vapor requeridos para dispersar completamente el líquido, eliminan esencialmente los efectos de la orientación y dirección del flujo. En la denominación de regímenes verticales de flujo de dos fases, el flujo anular y el disperso frecuentemente se agrupan en un solo régimen (y se llaman anular–disperso).

4.3

Efecto de Accesorios en Regímenes de Flujo Los accesorios pueden afectar fuertemente la mezcla de vapor–líquido. Los codos tenderán a separar el flujo, haciendo que el líquido siga por el contorno de la pared, mientras que las válvulas y otras restricciones de flujo dispersarán más las dos fases. corriente abajo del accesorio, puede tomar distancias de más de 100 veces el diámetro de la tubería antes de que el flujo alcance el equilibrio otra vez. Las separaciones en codos se pueden minimizar usando las conexiones tipo “T” con flujo en una sola vía (“blanked off tees”) en lugar de codos. El flujo debería entrar a la parte recta y salir a través de la ramificación. La distribución de flujo de dos fases para equipos en paralelo debe ser hecha en forma simétrica. Por ejemplo, la distribución uniforme a través de cuatro intercambiadores requiere que el flujo sea dividido primero simétricamente en dos subcorrientes y cada subcorriente otra vez en dos corrientes. Los codos colocados inmediatamente corriente arriba de las conexiones tipo “T” de distribución deben ser colocadas perpendicularmente al plano de las “T”. Si esto no es posible, se debe usar una “T” con flujo en una sola vía. En casos donde la gravedad afecta seriamente la distribución, el equipo en paralelo debe ser mantenido en el mismo nivel.


PDVSA



FECHA

0

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4.4

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Caída de Presión en Tubería Recta En este capítulo se describen tres métodos para cálculo de caída de presión en tubería recta (Referencias 1, 4 y 5). El método A supone una mezcla homogénea de vapor y líquido, sin separación entre fases. El método B permite la separación entre fases, pero supone que la relación de velocidad local de líquido constante independientemente de la posición. El método C requiere la predicción del régimen del flujo bifásico. El método C tiende a ser ligeramente más preciso que el B, y este a su vez ligeramente más preciso que el A.

4.5

Otras Caídas de Presión Para caídas de presión en flujo bifásico a través de tuberías no rectas, el fluido es tratado como una fase simple (líquida) usando el promedio de las propiedades de la mezcla y el método dado en PDVSA–MDP–02–FF–03 para flujo de líquido. Esto se aplica para válvulas y otros accesorios; orificios, boquillas y venturis; contracciones y expansiones bruscas y la combinación y división de corrientes. Una excepción es que para orificios, boquillas y venturis, el factor de recuperación de presión no se usa.

4.6

Distribuidores Tipo Tubo Perforado (Ver también Capítulo PDVSA–MDP–02–CF–09) La descripción sobre distribuidores de tubo perforado y distribución uniforme presentada en PDVSA–MDP–02–FF–03, se aplica también en el caso de flujo bifásico. Sin embargo, en este tipo de flujo, existe una complicación adicional y es que el líquido puede fluir preferencialmente a través de algunas de las perforaciones y el vapor a través de otras.

4.7

Flujo Crítico A altas caídas de presión, el flujo puede transformarse en “crítico u obstruido” (chocked). Esto significa que en un sistema de tubería en el sitio donde la velocidad es la más alta, la velocidad de la mezcla de vapor–líquido alcanza un máximo análogo a la velocidad del sonido en un gas (Ver PDVSA–MDP–02–FF–04). Puede haber una excesiva caída de presión debida al golpe de las ondas justo detrás del punto donde se alcanza la velocidad crítica. Esto puede ser al final de una tubería que descarga a un recipiente o a la atmósfera, o en una restricción de flujo tal como una válvula o un orificio. A altos flujos y caídas de presión estos puntos deben ser chequeados con cálculos de flujo crítico. La velocidad crítica en flujo bifásico puede expresarse como una función de la presión local, densidades del vapor y de la mezcla, fracción en peso del vapor (calidad) y relación de calor específico del vapor. En flujo bifásico, la velocidad crítica es más baja que en flujo de vapor a la misma presión y temperatura.


PDVSA



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Para flujo bifásico en tuberías, la velocidad másica crítica se puede determinar como una función de las condiciones locales tal como se describe en “Procedimiento de Cálculo”. La dificultad está en predecir el flujo crítico en un sistema de vaporización instántanea líquido–vapor en tubos cortos y restricciones, debido a que no se alcanza el equilibrio entre el vapor y el líquido. Esto normalmente resulta en velocidades másicas críticas más altas que las que se obtienen en el flujo de tuberías a las mismas condiciones.

4.8

Flujo Crítico en Líneas de Transferencia de Torres de Vacío Las pruebas indican que las ondas sónicas de choque en las líneas de transferencia de las torres de vacío producen gotas finas o neblinas difíciles de coalescer. Ya que esto puede originar un arrastre por la parte superior de componentes pesados, las líneas de transferencia de las torres de vacío no deben ser diseñadas para más de 80% de la velocidad crítica, basado en las condiciones de la zona de vaporización instántanea. En general, esto se hace incrementando el diámetro de la línea de transferencia, es decir, comenzando con la línea de diámetro pequeño corriente arriba e incrementando el diámetro por partes, según se necesite para satisfacer el requisito anterior.

5

PROCEDIMIENTOS DE CALCULO Los siguientes procedimientos de diseño, ecuaciones y guías se deben usar junto con el material dado anteriormente “Consideraciones Básicas de Diseño”. La primera parte presenta los procedimientos para determinar el régimen de flujo. Las partes sucesivas tratan de métodos para el cálculo de caída de presión de componentes simples de tuberías, caída de presión en sistemas de tuberías que contienen más de un componente y velocidad crítica en flujo bifásico.

5.1

Determinación del Régimen de Flujo Durante mucho tiempo se ha creido que un conocimiento mas exacto del régimen de flujo que existe en flujo bifásico para una situación específica permitiría al diseñador hacer una predicción más exacta de la caída de presión (basado en el modelo de caída de presión para un régimen en particular) que la que se obtendría mediante cualquier correlación generalizada. Por esta razón, se han desarrollado mapas de régimen de flujo para las más comunes y significativas orientaciones de tubería: Flujo horizontal y vertical ascendentes. Las Figuras 1. y 2. muestran los diferentes regímenes de flujo para estos dos casos, respectivamente como una función de parámetros adimensionales y las propiedades del sistema. Flujo Horizontal – La Figura 1. cubre el flujo horizontal. Debe ser usado con cuidado cuando la tubería es ligeramente inclinada hacia arriba o hacia abajo (15° ≤ q ≤ 15°), debido al efecto de la gravedad en el comportamiento de la fase líquida, como se describió anteriormente. Cuanto menor sea el ángulo de elevación, el comportamiento del sistema se aproximará mejor al de una tubería horizontal.


PDVSA



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Para determinar el régimen de flujo se recomienda el siguiente procedimiento: Paso 1.

Calcule las velocidades superficiales del gas (o vapor) y del líquido, VSG y VSL respectivamente. Estas son las velocidades que tendrán el líquido o el gas si estuvieran solos en la línea. V SL + 1.27

V SG + 1.27

qL D2

(1a)

qG

(1b)

D2



VSG

=

Velocidad superficial del gas

m/s

pie/s

VSL

=

Velocidad superficial del líquido

m/s

pie/s pie3/s

qG

=

Flujo volumétrico del gas

m3/s

qL

=

Flujo volumétrico del líquido

m3/s

pie3/s

D

=

Diámetro interno de la tubería

m

pie

Paso 2.

Calcule los números de Reynolds para cada una de las fases. Re L +

V SL ρL D mL

(2a)

Re G +

V SG ρG D mG

(2b)

donde: En unidaes métricas


ReL

=

Número de Reynolds fase líquida

adimen.

adimen.

ReG

=

Número de Reynolds fase gaseosa

adimen.

adimen. lbm/pie3

ρL

=

Densidad del líquido

kg/m3

ρG

=

Densidad del gas

kg/m3

lbm/pie3

mL

=


Pa.s

cP

mG

=

Viscosidad del gas

Pa.s

cP


PDVSA



REVISION

FECHA

0

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Paso 3.

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Indice norma

Determine el factor de fricción para cada una de las fases

ȱ f L +ȧ–1.8 log Ȳ

ǒ

Ǔ

ȱ f G +ȧ–1.8 log Ȳ

ǒ

Ǔ

6.9 ) eńd 3.7 Re L

6.9 ) eńd Re G 3.7

–2

ȳ ȧ ȴ

1.11

(2c)

–2

ȳ ȧ ȴ

1.11

(2d)



fL

=

Factor de fricción fase líquida

adimen.

adimen.

fG

=

Factor de fricción fase gaseosa

adimen.

adimen.

e

=

Rugosidad absoluta

mm

pulg

d

=


mm

pulg

Paso 4.

Determine la caída de presión por unidad de longitud para cada una de las fases.

ǒdpdxǓ ǒdpdxǓ

+

f L ρ L V SL 2D

(3a)

+

f G ρ G V SG 2D

(3b)

L

G



=

Caída de presión por fricción líquida

kg/m2s2

lbm/pie2s2

(dp/dx)G =

Caída de presión por fricción gaseosa

kg/m2s2

lbm/pie2s2

(dp/dx)L

Paso 5.

Determine los parámetros adimensionales de la fig. 1

ȱǒdp Ǔȳ dx L X +ȧ ȧ dp ǒ Ǔ Ȳ dx Gȴ

1ń2

(4)


PDVSA



FECHA

0

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Indice volumen

ȱ ȳ ǒdpdxǓ L T +ȧ ȧ ǒρL–ρGǓ g cos q Ȳ ȴ

Indice norma

1ń2

ǒ

Ǔ

ρG F + ρ –ρ G L

1ń2

(5)

V SL

ǸD g cos q

(6)

1ń2

ȱ ρG V2SG VSL ȳ K +ȧ ȧ ȲǒρL–ρGǓ g nL cos qȴ

(7)



X

=

Parámetro de la fifura 1

adimen.

adimen.

T

=


adimen.

adimen.

F

=


adimen.

adimen.

K

=


adimen.

adimen. pie/s2

g

=

Aceleración de gravedad

m/s2

nL

=

Viscosidad cinemática del líquido

m2/s

pie2/s

q

=

Angulo de inclinación de la tubería

grados

grados

Paso 6.

Usando los valores calculados por las ecuaciones 4, 5, 6 y 7 determine el régimen de flujo de la figura 1, para ello siga el siguiente procedimiento:

a.

Con los valores de las coordenadas de X y F ubique el punto en la figura 1.

b.

Si el punto se ubica en la región anular disperso, ese es el régimen existente en la tubería.

c.

Si el punto se ubica en cualquiera de los regímenes estratificados utilice las coordenadas X y K para determinar el tipo de régimen (ondulante o suave).

d.

Si el punto se ubica en las regiones intermitente o burbuja, utilice las coordenadas X y T para el tipo de régimen (intermitente o burbuja).


PDVSA


FECHA

0

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Flujo Vertical – La figura 2 cubre el flujo ascendente vertical. Para decidir cual régimen de flujo debiera aplicarse en flujo descendente vertical use la figura 2 más el conocimiento de que el flujo debe ser anular o de rocío, excepto en el caso donde la parte descendente de un serpentín sigue a una ascendente en la cual el flujo tipo tapón está bien establecido. El régimen en flujo vertical de dos fases se determina usando la figura 2 y el siguiente procedimiento Calcule la ordenada (VSL) y la abscisa (VSG) de la figura 2 utilizando las ecuaciones 1a y 1b respetivamente. Usando el valor calculado de las ecuaciones 1a y 1b determine el régimen de la figura 2. Si se desea un régimen de flujo diferente varie las condiciones del proceso o el diámetro de la tubería.

Paso 1. Paso 2.

5.2

Caída de Presión en Tuberías con Componentes Simples Para cálculo de caída de presión con caudal de flujo a través de componentes simples de tubería, use el procedimiento indicado a continuación. Primero, para ductos no circulares, calcule el diámetro hidráulico equivalente deq mediante la siguiente ecuación:

ǒ

Ǔ

d eq + 4 x Area de sección transversal Perímetro del ducto


(9)

Método A – Método Homogéneo Modificado (independiente del líquido retenido) Paso 1. Paso 2.

Suponga una presión promedio de las líneas. Calcule la densidad de la mezcla de dos fases, ρns, basado en la suposición de flujo homogéneo: ρ ns + ρ L l ) ρ G (1–l) l+

QL QL ) QG

l+

V SL V SL ) V SG

y

(10)

(11a)

(11b)


PDVSA


FECHA

0

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donde:

ρns

=

Densidad de las dos fases, fase homogénea

kg/m3

lbm/pie3

ρL

=


kg/m3

lbm/pie3

ρG

=

Densidad del gas

kg/m3

lbm/pie3

l

=

Fracción de volumen líquido

adim.

adim. pie3/s pie3/s

QL

=

Flujo volumétrico de líquido

dm3/s

QG

=

Flujo volumétrico de gas

dm3/s

Paso 3.

Asuma que la viscosidad promedio de la mezcla, m20, es igual a la viscosidad del líquido: m 20 + m L

(12)



m20

=

Viscosidad de las dos fases

Pa.s

cP

mL

=


Pa.s

cP

Paso 4.

Calcule la velocidad promedio de la mezcla, V20: V 20 +

F 29 (QL ) Q G) d2

(13)



V20

=

Velocidad promedio de la mezcla

m/s

pie/s

F29

=


1.28x10 3

184

Paso 5.

Calcule el Número de Reynolds para dos fases, suponiendo un flujo homogéneo (no separado): Re ns +

F 3 d V20 ρ ns m 20

(14)


PDVSA



FECHA

0

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donde:

Rens

=

Número de Reynolds no separado

adim.

adim.

F3

=


10–3

124

Paso 6. Paso 7.

Encuentre el factor de fricción de Fanning, f, de la ecuación 4 de PDVSA–MDP–02–FF–03 usando Rens calculado de la Ec.(14). Calcule la caída de presión debido a la fricción, (DP)f:

(DP) f +

2fV 220 ρns L d F 30

(15)

donde:

L

=


(DP)f

=

Caída de presión por fricción

F30

=


Paso 8.



m

pie

kPa

psi

1

193

Para calcular la caída de presión debido a los cambios de elevación, se asume que no se recupera presión en el tramo descendente.

a.

Calcule la velocidad superficial del vapor, Vsg por la ecuación 1b.

b.

Calcule la caída de presión debido a cambios de elevación, (DP)e: (DP) e + F 10 EH ρ L SH

(17)


PDVSA



FECHA

0

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Indice norma

donde:

(DP)e

=

Caída de presión debido a cambio de altura

EH

=

Factor de cabezal de elevación de Figura 3., usando VSG

SH

=

Sumatoria de la altura de todos los tramos ascendentes, leidos en dirección vertical. Nota: Esto no es lo mismo que el cambio neto de altura entre la entrada y la salida de la tubería

F10

=


Paso 9.

a.



kPa

psi

9.8x10 –3

1/144

La caída de presión debido a la aceleración es normalmente pequeña y puede ser despreciable. Sin embargo, esto debe ser chequeado tal como se indica a continuación:

Calcule el grupo de aceleración, J: J+

F 31 (W L ) W G) W G P d 4 P 1P 2 ρ G

(18)



adim.

adim.

J

=

Grupo de aceleración

WL

=

Flujo másico de líquido

kg/s

lbm/h

WG

=

Flujo másico de vapor

kg/s

lbm/h

d

=


mm

pulg

P1

=

Presión corriente arriba

kPa abs.

psia

P2

=

Presión corriente abajo

kPa abs.

psia

P

=

kPa abs.

psia

ρG

=

Presión promedio, P 1 ) P 2 2 Densidad promedio del vapor, ρ 1 ) ρ 2

kg/m3

lbm/pie3

F31

=


1.62x10 9

0.559x10 –6

ρ2


PDVSA



FECHA

0

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b.

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Si J 0.1, la aceleración puede ser apreciable, y la caída de presión se puede calcular a partir de la Ec.(17). Ver el Paso 10a. Si J > 0.1, se requiere un procedimiento de tanteo (Paso 10b).

Paso 10. a.

Si la aceleración calculada en el Paso 9 es despreciable, calcule la caída de presión total (DP)t a partir de la Ec.(17). (DP) t + (DP) f ) (DP) e

b.

(19)

Si la aceleración no es despreciable use los valores de (DP)f y (DP)e de las Ecs. (15) y (17) en la Ec.(20) (DP) t +

(DP) f ) (DP) e 1–J

(20)

donde:

(DP)t

=

Caída de presión por fricción, altura y aceleración



kPa

psi

Paso 11.

Verifique la presión promedio asumida (Paso 9) y repita el procedimiento si se requiere un resultado más preciso, particularmente cuando la aceleración (Paso 10b) se debe tomar en cuenta. Tubería Recta (Método B) – Use el siguiente procedimiento para calcular la caída de presión cuando el flujo y la presión corriente arriba o corriente abajo son conocidas y se desea conocer la fracción volumétrica de líquido retenido (holdup) en la línea horizontal. Paso 1. Paso 2. Paso 3.

Asuma la presión promedio de la línea. Calcule l, la fracción volumétrica líquido de la Ec. (11). Calcule la viscosidad de la mezcla, m 20 + m Ll ) m G (1–l)

Paso 4. Paso 5.

(21)

Calcule la velocidad promedio de la mezcla V20 de la Ec.(13). Calcule el Número de Reynolds para dos fases, Re20. Este es un procedimiento de tanteo que consta de los siguientes pasos:


PDVSA



FECHA

0

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a.

Estime un valor de RL, el líquido retenido (use l y la Fig. 4. para estimarlo)

b.

Calcule Re20 usando , m20 y V20 de: F 3 d V20 ρ 20 m 20

(22)

ρ L l2 ρ G (1–l) 2 ) RL 1–R L

(23)

Re 20 +

ρ 20 + donde:



Re20

=

Número de Reynolds para 2 fases

adim.

adim.

ρ20

=

Densidad para dos fases

kg/m3

lbm/pie3

RL

=

Fracción volumétrica de líquido retenido (Holdup)

adim.

adim.

c.

Use la Fig. 4. con l y Re20 para obtener un nuevo valor de RL. Si los valores asumido y calculado de RL presentan una desviación inferior al 5%, la precisión es suficiente. Si no es así, se debe repetir el Paso 5b con el nuevo valor de RL.

d.

Cuando los valores asumido y calculado presentan una desviación inferior al 5%, use el último valor calculado de RL para calcular Re20 a partir de la Ecuación 22. Paso 6. Calcule f10 el factor de fricción de Fanning para la fase simple con la Ecuación 24. f 10 + 0.0014 )

Paso 7. Paso 8.

Paso 10.

(24)

Busque f20/f10 en la Fig. 5. y calcule f20 de esta relación y el valor de f10 calculado en el Paso 6. Calcule la caída de presión por fricción, (DP)f, mediante la Ec.(25): (DP) f +

Paso 9.

0.125 (Re 20) 0.32

2 f 20 V220 ρ 20 d F 30

(25)

Calcule la caída de presión por cambio de altura como se explicó en el Paso 8 del método A. La caída de presión por cambio de altura normalmente es pequeña y puede ser despreciable. Sin embargo, esto se debe verificar tal como se indica a continuación:


PDVSA


FECHA

0

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a.

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Calcule (DP)a, caída de presión por aceleración, con la Ecuación 26: ρ LQ 2Lȳȳ ȱF 32 ȱρ G Q 2G Q 2L ρ L ȳȳ F 32 ȱρ G Q 2L ȱ (DP) 2 +ȧ 4 ȧ ) ) ȧȧ –ȧ ȧ ȧ RL ȧ ȴȴ1 Ȳ d Ȳ1 – RL RL ȴȴ2 Ȳ d4 Ȳ 1–RL

(26)

donde:

F32

=




1.62

7.254

y los subíndices 1 y 2 se refieren a las condiciones corriente arriba y corriente abajo, respectivamente, los otros términos fueron anteriormente definidos. Si se tienen dos o más líneas que se unen, se debe calcular separadamente el término corriente arriba para cada línea, y sumar todos los valores para obtener el término total de la aceleración corriente arriba. En la Ecuación 26 ρG, QG, y RL varían con la posición. RL se puede obtener de la Figura 4. usando a las condiciones corriente arriba y corriente abajo. (DP) a v 0.1, el valor de (DP)a calculado anteriormente es suficiente (DP) f ) (DP) e (o la aceleración puede ser despreciable).

Si

(DP) a u 0.1, se requiere un procedimiento de tanteo que involucra (DP) f ) (DP) e las Ecuaciones 22, 23, 25, 17 y 26 hasta que se obtiene convergencia para el valor de (DP)a. Si

Paso 11.

Calcule la caída de presión total (DP)t de la Ecuación 27: (DP) t + (DP) f ) (DP) e ) (DP) a

(27)

Paso 12.

Verifique la presión promedio asumida (Paso 1) y repita el procedimiento si es necesario. Tubería Recta (Método C) – Este método requiere la determinación del patrón de flujo existente en la tubería (en posición horizontal) para poder calcular la fracción volumétrica de líquido retenido (holdup) en la línea; para ésto los patrones de flujo son agrupados de la siguiente manera: – Segregado (estratificado suave, estratificado ondulante, anular) – Intermitente (tapón, pistón) – Distribuido (burbuja, disperso)


PDVSA


FECHA

0

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Indice volumen

Indice norma

Use el siguiente procedimiento para calcular la caída de presión cuando el flujo y la caída de presión corriente arriba o corriente abajo son desconocidas. Paso 1. Paso 2.

Suponga una presión promedio en la línea. Determine el valor del siguiente grupo adimensionales.

N Fr +

l+

ǒVSL ) VSGǓ

de

números

2

(28)

gD V SL V SL ) V SG

(11b)

L 1 + 316 l 0.302

(29)

L 2 + 0.0009252 l –2.4684

(30)

L 3 + 0.10 l –1.4516

(31)

L 4 + 0.5 l –6.738

(32)



NFr

=

Número de Froude

adimen.

adimen.

L1

=

Límite de patrones de flujo

adimen.

adimen.

L2

=


adimen.

adimen.

L3

=


adimen.

adimen.

L4

=


adimen.

adimen.


PDVSA


FECHA

0

MAY.96



Paso 3.

Indice manual

Transición

Limite:

l t 0.01 y N Fr t L 1

ó

l w 0.01 y N Fr t L 2

Limite:

l w 0.01 y L 2 t N Fr v L 3

Limite:

0.01 v l t 0.4 y L 3 t N Fr v L 1

Intermitente

l w 0.4 y L 3 t N Fr v L 4

ó Limite:

l t 0.4 y N Fr w L 1

ó

l w 0.4 y N Fr u L 4

Intermitente

Determine el holdup existente a las condiciones de flujo y presión en la tubería horizontal H L(o) + a lc N Fr

b

Paso 4.B

Indice norma

Determine el patrón de flujo usando los números adimensionales Segregado

Paso 4.A

Indice volumen

(33)

Si el patrón de flujo es transición, determine el holdup de líquido usando los holdup de líquido de los patrones segregado e intermitente calculados por la ecuación 33, e interpole usando la siguiente expresión: H L(o) + A1 H L(o)segregado ) B1 H L(o)intermitente (33a)

donde A1 +

L 3–N FR L 3–L 2

B1 + 1–A

(33b) (33c)


PDVSA


FECHA

0

MAY.96



Indice manual

Indice volumen

Indice norma



HL(o)

=

Holdup existente a condiciones de flujo y presión en la tubería horizontal

adimen.

adimen.

a, b, c

=

Constantes que dependen del patrón de flujo (Tabla 1)

adimen.

adimen.

A1, B1

=

Constante de interpolación

adimimen.

adimen.

Observaciones:

Paso 5.

1. El valor de HL(o) l, si es menor haga HL(o) = l 2. Si q = 0 haga HL(q) = HL(o), vaya al paso 8 Determine el valor de los siguientes parámetros ρL N LV + V SL g s L

ǒ Ǔ

(34)

C 1 + (1–l) ln ǒa l e NrLV N sFrǓ

(35)

donde:

NLV

=

Número líquido

sL

=

Tensión superficial del líquido

C1

=

Constante

a, e, r, s

=

Constante que dependen de la condición del flujo (Tabla 2)



adimen.

adimen.

mN/m adimen.

adimen.

Observación: Si el valor calculado de C1 es negativo, haga C1=0 Paso 6.

Determine el valor del factor de corrección del Holdup por inclinación de la tubería y + 1 ) C 1 ƪsen (1.8 q)–0.333 sen 3 (1.8 q)ƫ

(36)

donde:

y

=

Factor de correción del Holdup de líquido para el sistema



adimen.

adimen.


PDVSA



FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Paso 7.

Indice volumen

Indice norma

Determine el Holdup de líquido para el sistema H L(q) + H L(o) y

(37)

donde:

HL(q)

=



adimen.

adimen.

Holdup de líquido

Paso 8.

Determine la densidad de las dos fases considerando que no son homogéneas ρ S + ρ L HL(q) ) ρ G ǒ1–H L(q)Ǔ

(38)

donde:

ρS

=



kg/m3

lbm/ft3

Densidad de las dos fases flujo no homogéneo

Paso 9.

Determine la caída de presión por cambios de elevación (DP) e +

Paso 10.

g g c ρ s L sen q

Determine las propiedades de la mezcla (no deslizamiento) ρ ns + ρ L l ) ρ G (1–l) m 20 + m Ll ) m G (1–l)

Paso 11.

(21)

ǒq D) q Ǔ L

G

2

(40)

Determine el número de Reynolds Re ns +

Paso 13.

(10)

Calcule la velocidad promedio de la mezcla V 20 + 1.27

Paso 12.

(39)

ρ ns V20 D m 20

(41)

Determine el factor de fricción (fn) utilizando la ecuación 4 de PDVSA–MDP–02–FF–03.


PDVSA



FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Paso 14.

Indice volumen

Indice norma

Determine el valor de la constante Y Y+

l

ƪHL(o)ƫ

(42)

2

donde:

Y

=

Constante de la función S



adimen.

adimen.

Paso 15. Determine la función S Para valores de Y comprendidos entre (–1 , 1] U [1.2 , 1+)

ȱ ȳ ln (Y) S +ȧ ȧ 2 4 Ǌ ǋ ( ) [ ( )] [ ( )] –0.0523 ) 3.182 ln Y –0.8725 ln Y ) 0.01853 ln Y Ȳ ȴ

(43)

y para valores de Y en siguiente intervalo 1< Y < 1.2 S + ln (2.2 Y–1.2 ) Paso 16.

(44)

Determine el valor del factor de fricción para las dos fases f Tp + f n exp (S)

donde:

fTp

=

Factor de fricción de dos fases no homogéneas

Paso 17.


adimen.

adimen.

Determine el gradiente de presión por fricción

(DP) f +

Paso 18.


2f Tp V220 ρ ns L d F 30

(15)

Determine el termino que define la aceleración Ek +

ρ s V20 V SG gc P

(45)


PDVSA



FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

donde:

Ek

=



Kpa

psi

Término de aceleración

Paso 19.

Determine la caída de la presión total (DP) T +

(DP) e ) (DP) f 1–E k

(46)

Paso 20.

Verifique la presión promedio asumida en el paso 1, y repita el procedimiento si es necesario. Caudal en Tubería Recta – Para calcular el caudal cuando se conocen las presiones corriente arriba y abajo, use los procedimientos siguientes. Primero, para ductos no circulares calcule el diámetro hidráulico equivalente, deq, de la Ecuación 9.

P 1–P 2 v 0.2, el fluido se puede tratar como incompresible; o sea, la caída de P1 presión por aceleración puede ser despreciable. Se puede usar el método A o B, dados abajo. Si

P 1–P 2 u 0.2, se puede usar el método A o el B, pero los términos respectivos P1 de la caída de presión por aceleración, la Ecuación 18 o Ecuación 26, se deben incluir en el procedimiento de tanteo. Si

1.

Método A a.

Calcule ρns y m20 de la Ecuación 10 y 12 usando l y ρG evaluado a P1 ) P2 2

b.

Asuma f = 0.005 y calcule V20 de la Ecuación 15.

c.

Calcule Rens de la Ecuación 14 y obtenga el nuevo valor de f de la ecuación 4 de PDVSA–MDP–02–FF–03.

d.

Recalcule V20 de la Ecuación 15 con el nuevo f. Repita hasta que se obtenga el valor convergente.

e.

Calcule QL y QG de la Ecuación 11 y 13.


PDVSA


FECHA

0

MAY.96



2.

Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Método B P1 ) P2 2

a.

Calcule m20 de la Ecuación 21 usando evaluado a

b.

Obtenga

c.

Asuma el valor de f20 = 0.01 y calcule fo.

d.

Calcule Re20 de la Ecuación 24.

e.

Use la Fig. 4. con y Re20 para obtener el valor de RL.

f.

Calcule ρ20 de la Ecuación 23.

g.

Calcule V20 de la Ecuación 22.

h.

Con ρ20 y V20 calcule el nuevo valor de f20 de la Ecuación 25

i.

Repita los Pasos e al h hasta que el procedimiento converga.

j.

Calcule QL y QG de la Ecuación 11 y 13.

f 20 de la Figura 5. fo

Codos – Use el siguiente procedimiento: Paso 1. Paso 2.

Encuentre el coeficiente de resistencia K de la Figura 5b de PDVSA–MDP–02–FF–03. Calcule la caída de presión por fricción (DP)f de: (DP) f + F 13

ƪ ƫ KW 2 ρnsd 4

(47a)

donde:

F13

=




8.10x10 8

0.280x10 –6

ρns se obtiene de la Ecuación 10. Válvulas – Use el mismo procedimiento utilizado para los codos, “T” e “Y”. Para “T” con flujo en una sola vía, use el mismo procedimiento que para los codos. Para “T” e “Y” en los cuales las corrientes se dividen, use el mismo procedimiento dado en PDVSA–MDP–02–FF–03 para la configuración particular. Orificios – Use la siguiente ecuación: DP + F 13

ƪ

C2

W2 d4o ρ ns2

ƫ

(48)


PDVSA


FECHA

0

MAY.96



Indice manual

Indice volumen

Indice norma

donde:

C

=

Coeficiente de flujo, (Ver Figura 7A ó 7B de PDVSA–MDP–02–FF–03)

do

=

Diámetro del orificio



adim.

adim.

mm

pulg

Note que ρns2 es la densidad corriente abajo de la mezcla de vapor y líquido, Ec. (10). Boquillas – Proceda como lo hizo con los orificios, pero use el coeficiente de flujo C de la Figura 8 en PDVSA–MDP–02–FF–03. Venturis – Proceda como lo hizo con los orificios, pero use el coeficiente de flujo C dado en la Ecuación 49: C+

0.98 Ǹ 1–(d ońd 1)2

(49)

donde:

d1

=

Diámetro interno de la tubería corriente arriba



mm

pulg

Contracciones y Expansiones – Use el siguiente procedimiento: Paso 1.

Calcule la caída de presión por fricción a partir de la Ecuación 47b: 2 (DP) f + F 13 KW 4 ρ ns d s

(47b)



ds

=

Diámetro interno o diámetro hidráulico equivalente a la tubería de diámetro más pequeño

mm

pulg

K

=

Coeficiente de resistencia, (Figura 6 de PDVSA–MDP–02–FF–03)

adim.

adim.

Para el primer tanteo, use la densidad corriente arriba o abajo de la mezcla ρns, cualquiera que se conozca. Calcule la caída de presión por fricción en contracciones graduales como si fuera una tubería de diámetro igual al diámetro más pequeño en la contracción.


PDVSA


FECHA

0

MAY.96



Paso 2.

Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Calcule la caída de presión por cambio de energía cinética del flujo mediante la Ecuación 50:

ȱ ȳ – 41 ȧ (DP) k + F 13 W2ȧ 4 1 Ȳd2 ρns2 d1 ρns1ȴ

Paso 3.

Para el primer tanteo use la densidad corriente arriba o abajo de la mezcla, cualquiera que se conozca para ambos ρns2 y ρns2. Calcule la caída de presión total sumando (DP)f y (DP)k: (DP) t + (DP) f ) (DP) k

Paso 4.

(50)

(51)

Calcule la presión desconocida y la densidad de la mezcla, encuentre el nuevo valor para la densidad promedio de la mezcla, ρns y repita los Pasos 1 al 4 hasta que el resultado converga.

Distribuidores de Tubo Perforado – Use el siguiente procedimiento: Paso 1.

Paso 2.

Usando el mapa de regímenes para dos fases (Fig. 1. ó 2.) encuentre el régimen que existe en la tubería principal del distribuidor: a.

Si el régimen es tipo rocío o tipo burbuja proceda con el Paso 2.

b.

Si el régimen de flujo es anular o tipo espumoso, reduzca el diámetro de la tubería para obtener flujo tipo rocío para una tubería de longitud igual a 50 veces el diámetro o coloque un orificio justo corriente arriba del distribuidor con un diámetro de 0.7 veces el diámetro de la tubería. Entonces proceda con Paso 2.

c.

Si el régimen de flujo es tipo pistón, estratificado, ondulante o tipo tapón, reduzca el diámetro de la tubería para obtener un flujo tipo rocío para un longitud de 100 veces el diámetro corriente arriba del distribuidor. Proceda luego con el Paso 2.

Clasifique el fluido como pseudo–líquido, pseudo–vapor o fase mezclada, de acuerdo a la siguiente definición: a.

Llámese pseudo–líquido, si el flujo volumétrico de vapor es 5% de la mezcla total.


PDVSA



FECHA

0

MAY.96


Paso 3.

Indice manual

5.3

Indice norma

b.

Llámese pseudo–vapor si el flujo volumétrico de líquido es 5% del total de la mezcla.

c.

Llámese fase–mezclada si el flujo volumétrico de vapor y líquido caen dentro de los límites indicados anteriormente.

Determine el diámetro del distribuidor, el número y diámetro de las perforaciones de acuerdo al procedimiento dado en los capítulos PDVSA–MDP–02–FF–03 y PDVSA–MDP–02–FF–04, sujeto a las siguientes reglas: a. Para pseudo–líquidos, siga el procedimiento de PDVSA–MDP–02–FF–03. Use el caudal de flujo y las propiedades físicas de la mezcla, a excepción de la viscosidad líquida para el cálculo de Re y para leer el factor f. b.

Paso 4.

Indice volumen

Para pseudo–vapor, siga el procedimiento de PDVSA–MDP–02–FF–04. Use el caudal de flujo y las propiedades físicas de la mezcla.

Suponiendo un flujo de líquido y vapor uniforme y proporcional a través de cada salida de las perforaciones del distribuidor, como se diseño anteriormente, verifique el régimen de flujo. (Fig.1.) justo corriente arriba de la última perforación. Algunas veces en el caso de distribuidores de gran diámetro, el régimen de flujo cambia (debido a la velocidad lineal reducida) después de que se ha distribuido parte del flujo. Si el régimen de flujo corriente arriba de la última perforación cambió a un patrón no deseado (Ver Paso 1 anterior), localice el punto en el distribuidor donde ocurrió la transición revisando el régimen de flujo corriente arriba de las otras perforaciones de salida y disminuya el distribuidor corriente abajo de ese punto.

Cálculo Integrado de la Caída de Presión para los Sistemas de Tuberías Utilice el siguiente procedimiento para calcular la caída de presión en cualquier sistema de flujo que contenga más de un componente simple de tubería: Paso 1.

Paso 2. Paso 3

Divida el sistema en secciones de flujo másico constante y diámetro nominal. Luego aplique los Pasos del 2 al 6, siguientes, a cada una de las secciones. Para cada sección con una sección no circular, calcule el diámetro hidráulico equivalente, deq, de la Ecuación 7. Encuentre el Número de Reynolds, Rens, para cada sección a partir de la Ecuacióin 14. Para el primer tanteo, utilice las


PDVSA



FECHA

0

MAY.96


Paso 4. Paso 5.

Indice manual

Indice volumen

Indice norma

condiciones corriente arriba o las de corriente abajo para determinar la densidad de la mezcla, ρns, (Ec.10) y la viscosidad de la mezcla, m20 (Ec.12). Encuentre el factor de fricción f de la ecuación 4 de PDVSA–MDP–02–FF–03. Si no se dispone de los detalles de la tubería y no se pueden estimar, asuma para líneas fuera de los límites de planta una longitud equivalente de accesorios de 20 a 80% de la longitud real de la tubería y para líneas dentro de los límites de planta, de 200 a 500%. Estime la longitud de la tubería del plano de distribución, alturas de torres, localización de bandas de tuberías. Cuando se conocen los accesorios o se pueden estimar, encuentre su longitud equivalente según la Ecuación 52: L eq + F 33 d Sk f

(52)



m

pie

Leq

=

Longitud equivalente de accesorios

Sk

=

Suma de los coeficientes de resistencia de todos los accesorios

adim.

adim.

F33

=


2.5x10 –4

1/48

El coeficiente de resistencia K de codos, “T” con flujo en una sola vía, y válvulas, se encuentra en la Figura, 5A y 5B de PDVSA–MDP–02–FF–03. No sume los factores k de contracciones y expansiones. Para orificios, boquillas y venturis, se debe calcular el coeficiente de resistencia a partir de la Ecuación 53. K + 12 C

ƪ ƫ d1 do

4

(53)

donde: C = Coeficiente de flujo, adimensional (para orificios y boquillas, ver Figs. 7. y 8; para venturis, C se define en la Ecuación 49).


PDVSA



FECHA

0

MAY.96


5.4

Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Paso 6.

Sume las longitudes equivalentes de accesorios en cada sección y la longitud actual de la sección. Calcule la caída de presión en cada sección Ecuación 15, comenzando al final del sistema donde la presión es conocida. Calcule la caída de presión en expansiones y contracciones entre secciones tratándolas como simples componentes. Encuentre las caída de presión en corrientes que se unen, tal como conexiones en “T” y en “Y” mediante la Ecuación 8 de PDVSA–MDP–02–FF–03. dependiendo de la configuración particular.

Paso 7.

Calcule la caída de presión debido a cambios de altura (DP)e mediante la Ecuación 17.

Paso 8.

Verifique los efectos de la aceleración a través del sistema hasta el Paso 9, método A.

Paso 9.

Repita los Pasos del 3 al 8 con valores mejorados de ρns y ρ20, cuando sea necesario, hasta obtener una convergencia adecuada.

Flujo Crítico Para sistemas de vapor de agua, lea la velocidad másica crítica directamente de la carta de la Figura 6. para cualquier presión determinada y calidad o entalpía de estancamiento (entalpía de la mezcla a velocidad cero). Para otros sistemas, use la Ecuación 54 para encontrar la velocidad másica a la cual el flujo será crítico:

G hs + (F 34 B)

Ǹ kP ρG

(54)

donde:

B

=

Factor de flujo sónico (Fig. 7.)

Ghs

=

Velocidad másica sónica

k

=

Cp/Cv = Relación de calores específicos de vapor

P

=

Presión local del sistema

F34

=




adim.

adim.

kg/s.mm2

lbm/h.pulg 2

adim.

adim.

kPa

psia

3.154x10 –5

1.7x10 3


PDVSA


FECHA

0

MAY.96



Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Para una fracción en peso de gas o vapor (calidad), “y”, mayor que 0.5, el factor de flujo sónico, B, viene dado por la línea recta para flujo tipo rocío en la Figura 7. Para 0.03 < y < 0.5 el factor B cae entre las líneas de flujo tipo burbuja y el tipo rocío. Para valores muy bajos de “y”, el factor B es dado por la línea de flujo tipo burbuja. Para valores intermedios de “y”, primero determine el régimen de flujo y entonces seleccione un punto entre las dos líneas punteadas. Para estimados rápidos use la curva.

6

PROBLEMAS TIPICOS Problema 1 – Caída de Presión Datos:

Aire y agua fluyen a través de 60 m, (200 pie) de tubería estándar de 50 mm, (2”) con una pendiente positiva de 5, seguida por un codo, una reducción y 7.5 m (25 pie) de línea estándar de 40 mm, (1 1/2”) hacia arriba. Los flujos, condiciones y propiedades físicas se presentan a continuación:

Temperatura

C (isotérmico)

77F

kPa man.

40 psig

0.63

kg/s

5000 lb/h

996

kg/m3

62.2 lb/pie3

0.001

m3/kg

0.001608 pie3/lb

Pa.s

0.894 cP

mN/m

2 mN/m

25

Presión de entrada

280

Agua Caudal Densidad Volumen específico

0.894x10 –3

Viscosidad Tensión superficial

72.0

Aire Caudal

9.93x10–4

kg/s

7.88 lb/h

Densidad

4.40

kg/m3

0.275 lb/pie3

Volumen específico

0.227

m3/kg

3.64 pie3/lb

Viscosidad

0.0184x10–3

Pa.s

0.0184 cP

Encuentre:


Solución:

Use el método A para encontrar caída de presión.

1.

Divida el sistema en tres secciones • 60 m (200 pie) de línea de 50 mm (2”) y un codo


PDVSA



FECHA

0

MAY.96


Indice manual

Indice volumen

Indice norma

• Contracción brusca de 50 mm (2”) a 40 mm (1 1/2”) de línea • 7.5 m (25 pie) de 40 mm (1 1/2”) de línea Todas las tuberías y accesorios tienen sección transversal circular, por lo tanto no se necesita calcular el diámetro hidráulico equivalente. Como se conoce la presión de entrada, calcule las caídas de presión desde la entrada hasta la salida. 2.

Caída de presión en una línea de 60 m, (200 pie) de 50 mm, (2”) y un codo: Caudal de líquido, QL +

0.63 kgńs + 0.000633 m 3ńs + 0.633 dm 3ńs 3 996 kgńm (0.0223 pie3/s)

Caudal de vapor, QG +

9.93x10 –4 kgńs + 2.26x10 –4 m 3ńs + 0.225 dm 3ńs, 4.40 kgńm 3 (0.0796 pie3/s)

Fracción en volumen del líquido, l +

QL 0.633 + + 0.737 0.633 ) 0.226 QL ) QG

Densidad de la mezcla a la entrada (Ec. 8): ρns = ρL + ρG (1 – l) = (996) (0.737) + (4.40) (1 – 0.737) = 735 kg/m3, (45.9 lb/pie3) Viscosidad de la mezcla a la entrada: m20 = mL = 0894 x 10–3 Pa.s, (0.894 cP). Diámetro interno de la línea de 50 mm (2”) estándar (Tabla 1 de PDVSA–MDP–02–FF–02). d = 52.50 mm, (2.067 pulg) Velocidad promedio de la mezcla a la entrada (Ec.13): V 20 +

F 29 (QL ) Q G) d2

+

1.2x10 3 (0.633 ) 0.226 + 0.399 mńs, (52.50) 2 (1.303 pie/s)


PDVSA


FECHA

0

MAY.96



Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Número de Reynolds de la mezcla de entrada (Ec.14): Re ns +

F 3 d V20 ρ ns (10 –3) (52.50) (0.399) (735) + + 17, 220 m 20 0.894x10–3

Rugosidad Relativa (Figura 1 PDVSA–MDP–02–FF–03). e/d = 0.00095 El factor de fricción a la entrada (Ecuación 4 PDVSA–MDP–02–FF–03). –2

1.11 ȱ ȧ ȧȳ åńd 6.9 ȧ f +ȧ–3.6 logȧ ) ǒ Ǔ ȧ ȧȧ ȧRe 3.7 ȧȴ Ȳ

–2

1.11 ȱ –4 ȧ ȧȳ 6.9 9.5 10 ǒ Ǔ +ȧ–3.6 logȧ ) ȧȧ 3.7 ȧ17220 ȧȴ Ȳ

f = 0.0071 Coeficiente de resistencia para codo de 90 de 50 mm de diámetro nominal con brida (Figura 5Bde PDVSA–MDP–02–FF–03). K = 0.37 Longitud equivalente del codo (Ec.52): –4 L eq + F 33 d Sk + 2.5x10 52.50 0.37 + 0.674 m, 0.0072 f (2.21 pie)

Longitud total equivalente de la tubería y el codo: L = 60 m + 0.674 m = 60.67 m (202.21 pie), tomar 60.7 m, (199 pie) Caída de presión por fricción (Ec.15): (DP) f +


+

(2)(0.0071)(0.399) 2 (735)(60.7) + 52.5

= 1.95 kPa, (0.284 psi) Velocidad superficial del vapor a la entrada (Ec. 16): V sg +

F 29 QG d2

+

(1.28 x 10 3) (0.226) + 0.105 mńs, (0.343 pieńs) (52.50) 2

Factor de cabezal de altura (Fig.3.):


PDVSA


FECHA

0

MAY.96



Indice manual

Indice volumen

Indice norma

EH = 0.90 Caída de presión por altura (Ec.17): (DP)e = F10 EH ρLSH = 9.8x10–3 x (0.90)(996)(60 x sen 5) = 45.9 kPa, (6.8 psi) Caída de presión por fricción y por altura (DP)t = (DP)f + (DP)e = 1.95 + 45.9 = 47.9 kPa (6.94 psi) Presión promedio en una línea de 50 mm, (2”) (P 1 ) P 2) 381.3 ) (381.3–47.9) + 357.4 kPa abs., (51.82 psia) 2 2

P+

Densidad del vapor a las condiciones corriente abajo (asuma gas ideal, isotérmico) ρ 1P2 (4.40)(381.3–47.9) + 3.847 kgńm 3, (0.2401 lbńpie 3) 381.3 P1

ρ2 +

Densidad promedio del vapor ρG +

ρ1 ) ρ 2 + 4.40 ) 3.847 + 4.12 kgńm 3, (0.257 lbńpie 3) 2 2

Verifique el término de aceleración (Ec.18): J+

F 31 (W L ) W G) W G P

+

d 4 P 1P 2 ρ G

+

(1.62x10 9)(0.63 ) 9.9x10 –4)(9.93x10 –4)(357.4) + 9.11x10 –5 (52.50) 4 (381.3) (381.3 – 47.9) (4.12)

Debido a que J es menor que 0.1, la aceleración se puede despreciar. Como la caída de presión es una pequeña fracción de la presión absoluta (Y14%), el efecto de la caída de presión en ρG se puede ignorar, para el propósito del cálculo de la caída de presión en una línea de 50 mm, (2”). 3.

La caída de presión en el reductor (use el procedimiento para contracciones bruscas): Diámetro interno de una tubería estándar de 40 mm (1 1/2”) (Tabla 1 de PDVSA–MDP–02–FF–02) d = 40.89 mm, (1.61 pulg)


PDVSA


FECHA

0

MAY.96



Indice manual

Relación de diámetros:

Indice volumen

Indice norma

d1 + 40.89 + 0.779 d2 52.50

Coeficiente de resistencia (Figura 6 de PDVSA–MDP–02–FF–03) K = 0.15 Densidad del vapor a la entrada del reductor (calculado anteriormente) ρG = 3.847 kg/m3, (0.2401 pie3/s) Flujo de vapor: QG +

9.93x10 –4 kgńs (3.847

kgńm 3)

m3 10 3 dm 3

+ 0.258 dm 3ńs, (0.00914 pie 3ńs)

Fracción volumétrica de líquido, l +

QL 0.633 + + 0.712 0.633 ) 0.258 QL ) QG

Densidad de la mezcla de entrada (Ec.10): ρns = ρL l+ ρG (1 – l) = (996) (0.712) + (3.847) (1 – 0.712) = 710.3 kg/m3, (44.2 lb/pie3) Caída de presión por fricción (Ec.47b), basado en la densidad de la mezcla corriente arriba del reductor: 2 (8.10x10 8)(0.15)(0.63099) 2 + (DP) f + F 13 KW 4 + ρ nsd s (710.3)(40.89) 4

= 0.02436 kPa, (0.00355 psi) tome 0.024 kPa (0.004 psi) Caída de presión por cambio de energía cinética (Ec.50), basado en la densidad de la mezcla corriente arriba del reductor:

ȱ ȳ (DP) k + F 13 W2ȧ 4 1 – 41 ȧ Ȳd2 ρns2 d1 ρns1ȴ + (8.10x10 8)(0.63099) 2

ƪ

+ 0.101 kPa, (0.015 psi)

1 1 – (40.89) 4 (710.3) (52.50) 4 (710.3)

ƫ


PDVSA


FECHA

0

MAY.96



Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Caída de presión en el reductor: DP = (DP)f + (DP)k = 0.024 + 0.101 = 0.125 kPa, (0.02 psi) El cambio en la densidad de la mezcla a través del reductor se puede despreciar. Rugosidad Relativa (Figura 1 PDVSA–MDP–02–FF–03). e/d = 1.22 10–3 El factor de fricción a la entrada (Ecuación 4 PDVSA–MDP–02–FF–03). –2

1.11 ȱ ȧ ȧȳ åńd 6.9 ȧ f +ȧ–3.6 logȧ ) ǒ Ǔ ȧ ȧȧ 3.7 Re ȧ ȧȴ Ȳ

–2

1.11 ȱ –3 ȧ ȧȳ 6.9 1.22 10 Ǔ +ȧ–3.6 logȧ )ǒ ȧȧ 3.7 ȧ22160 ȧȴ Ȳ

f = 0.0069 4.

Calcule la caída de presión en una línea de 40 mm (1–1/2”), usando las condiciones de entrada al reductor (como si fueran suficientemente parecidas las condiciones en la salida del reductor): Viscosidad de la mezcla a la entrada de la línea de 40 mm (1–1/2”): m20 = mL = 0.894x10–3 Pa.s, (0.894 cP) Velocidad promedio de la mezcla a la entrada (Ec.13): V 20 +

F 29 (QL ) Q G) d2

+

1.28x10 3 (0.633 ) 0.258) + 0.628 mńs, (40.89) 2 (2.06 pie/s)

Número de Reynolds de la mezcla a la entrada (Ec.14): Re ns +

F 3 x d V20 ρ ns (10 –3) (40.89) (0.682) (710.3) + + 22, 160 m20 (0.894) x (10–3)

Longitud de la línea de 40 mm (1–1/2 pulg): L = 7.5 m, (25 pie) Caída de presión por fricción (Ec.15): (DP) f +


+

(2)(0.0070)(0.682) 2 (710.3)(7.5) + (40.89)

= 0.848 kPa, (0.124 psi)


PDVSA


FECHA

0

MAY.96



Indice manual

Indice volumen

Indice norma

Velocidad superficial del vapor a la entrada (Ec.16): V sg +

1.28 x 10 3 QG d2

+

(1.28x10 3)(0.258) + 0.197 mńs, (40.89) 2 (0.649 pie/s)

Factor del cabezal de altura (Fig.3.): EH = 0.825 Caída de presión por altura (Ec.17): (DP)e

= (F10) x EH ρL SH = 9.8x10–3 (0.825) (966) (7.5) = 58.6 kPa, (8.49 psi)

Caída de presión por fricción y altura (DP)t = (DP)f + (DP)e = 0.848 + 58.6 = 59.4 kPa, (8.61 psi) El término aceleración será despreciable de nuevo (Ec.10) Verifique el efecto de la caída de presión sobre el término de altura P1 = 381.3 47.9 0.125 = 333 kPa, absoluta, (48.28 psia) P2 = 333 59.4 = 273.6 kPa, absoluta , (39.67 psia) P+

P1 ) P2 + 333 ) 273.6 + 303.3 kPa, (43.98 psia) 2 2 303 kPa., (44 psia)

ƪ ƫ

V sg + (0.197) 333 + 0.216 mńs, (0.708 pieńs) 303 E H + 0.82 (DP)e = (9.8x10–3) (0.82) (966) (7.5) = 58.22 kPa, (8.44 psi) (DP)t = 0.848 + 58.22 = 59.1 kPa (vs. 59.4, obtenido anteriormente) 8.97 psi (vs. 9.03 psi, obtenido anteriormente) 5.

Caída de presión a lo largo del sistema completo DP = 47.9 + 0.125 + 59.1 =

107.1 kPa, (15.53 psi) tome 107 kPa, (15.5 psi)


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Problema 2 Régimen de Flujo Datos: Encuentre:

Los mismos del Problema 1. El régimen de flujo de dos fases a las condiciones promedio en (1) la línea de 50 mm (2”) y (2) de la de 40 mm, (1–1/2”)

Solución 1.

Para la línea de 50 mm (2”), la cual es casi horizontal, use la Fig.1. y el procedimiento para flujo horizontal indicado en “Determinación del régimen de flujo”: Diámetro de la línea d = 50 mm (2”) D = 0.05 m (0.164 pie) Flujo volumétrico de gas y de líquido q G + 6.33 10 –4 m3ńs

ǒ0.0224 pie 3ńsǓ

q L + 2.26 10 –4 m3ńs ǒ0.008 pi 3ńsǓ Velocidades superficiales de gas y de líquido (Ec. 1a y 1b) V G + 1.27

V L + 1.27

qG

6.33 10 –4 + 0.32 mńs ǒ1.05 pieńsǓ + 1.27 D2 (0.05) 2 qL 2.26 10 –4 + 0.114 mńs ǒ0.38 pieńsǓ + 1.27 D2 (0.05) 2

Número de Reynolds para cada auna de las fases (Ecs. 2a y 2b) Re +

V SG ρ G D + 0.32 4.40 0.05 + 3826 mG 0.0184 10 –3

Re +

V SL ρ L D + 0.114 996 0.05 + 6350 mL 0.894 10 –3

Factor de fricción para cada una de las fases (Ecs. 2c y 2d) –2

1.11 ȱ ȧ ȧȳ åńd 6.9 ȧ f +ȧ–1.8 logȧ )ǒ Ǔ ȧ ȧȧ 3.7 Re G ȧ ȧȴ Ȳ

ƪ

+ –1.8 log

Ť

ǒ

6.9 ) 0.00095 3.7 3826

Ǔ

1.11

Ťƫ

–2

+ 0.042


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Ť

ƪ

–2

1.11 ȱ ȧ ȧȳ åńd 6.9 ȧ f +ȧ–1.8 logȧ )ǒ Ǔ ȧ ȧȧ 3.7 Re L ȧ ȧȴ Ȳ

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ǒ

Indice norma

+ –1.8 log 6.9 ) 0.00095 6350 3.7

Ǔ

1.11

Ťƫ

–2

+ 0.036

Determine la caída de presión por unidad de longitud para cada una de las fases (Ecs. 3a y 3b). 2 f G ρ G V2SG dp kg 0.042 4.40 (0.32) + + + 0.19 2 2 dx 2D 2 0.05 m s

ǒ0.38 ftlbms Ǔ

2 f L ρ L V2SL dp kg 0.036 996 (0.114) + + + 4.66 2 2 dx 2D 2 0.05 m s

ǒ0.97 ftlbms Ǔ

2 2

2 2

Determine los parámetros adimensionales de la fig. 1 (Ecs. 4, 5, 6 y 7)

ȱǒdp Ǔȳ dx L X +ȧ ȧ dp ǒ Ǔ Ȳ dx Gȴ

1ń2

ȱ ȳ ǒdpdxǓ L T +ȧ ȧ ǒρL–ρGǓ g cos q Ȳ ȴ

1ń2

ǒ

Ǔ

ρG F + ρ –ρ G L

1ń2

+ 4.95

ƪ

4.4 + 1ń2 ( ) 996–4.4 (D g cos q) 1ń2

ȱ ρG V2SG VSL ȳ K +ȧ ȧ ȲǒρL–ρGǓ g nL cos qȴ

1ń2

4.66 + (996 ) 4.40) 9.81 cos 5

ǒ

V SL

ƪ4.66 ƫ 0.19

Ǔ

ƫ

1ń2

+ 0.022

1ń2

+

0.32 (0.05–9.81 cos 5) 1ń2

+ 0.015

1ń2

2 ȡ ȣ 4.4 (0.32) 0.114 +ȧ ȧ –6 Ȣ(996–4.4) 9.81 10 cos 5Ȥ

+ 2.3

Utilizando las variables de X y F (4.95, 0.015) se ubica el punto en la figura 1. El punto está en la región de flujo estratificado. Se usan las coordenadas X y K (4.95, 2.3) para saber el tipo de régimen estratificado, estratificado suave. El tipo de patrón de flujo existente en esta sección de línea es Estratificado Suave


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2.

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Para la línea de 40 mm (1–1/2”), use la Fig. 2. y el procedimiento para flujos verticales indicado en “Determinación del régimen de flujo”: Determine VSL y VSG (Ecs 1a y 1b) D = 0.04 m (0.125 pie) V G + 1.27

V L + 1.27

qG

2.26 10 –4 + 0.18 mńs ǒ0.59 pieńsǓ + 1.27 D2 (0.04) 2 –4 qL + 1.27 6.33 102 + 0.5 mńs ǒ1.64 pieńsǓ 2 D (0.04)

Con los dos valores de VSL y VSG, y utilizando la figura 2 se obtiene el régimen de flujo tipo tapón.


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NOMENCLATURA (Unidades inglesas en paréntesis) B

=

Factor de flujo sónico, adimensional

C

=

Coeficiente de flujo para orificios, boquillas y venturis, adimensional

C1

=

Constante de la ecuación 36, adimensional

Cp

=

Capacidad calórica específica a presión constante, KJ/kgC (BTU/lbmF)

Cv

=

Capacidad calórica específica a volumen constante, KJ/kgC (BTU/lbmF)

D

=

Diámetro interno, m (pie)

d

=

diámetro interno, mm (pulg)

EH

=

Factor de cabezal de elevación, adimensional

Ek

=

Término de aceleración kPa (Psi)

F

=

Parámetro adimensional, ecuación 6, figura 1

Fi

=

Factor cuyo valor depende de las unidades usadas (Ver al final de la lista)

f

=

factor de fricción de Fanning, adimensional

f10

=

Factor de fricción de Fanning para una sola fase (Ec.24), adimensional

Gh

=

Velocidad másica, kg/s.mm2 (lbm/h.pulg2)

Ghs

=

Velocidad másica sónica, kg/s.mm2 (lbm/h.pulg2)

HL(o)

=

Holdup de líquido, Tuberia horizontal, adimensional

HL(q)

=

Holdup de líquido, Tuberia no horizontal, adimensional

SH

=

Sumatoria de los ramales verticales ascendentes, m (pie)

J

=

Grupo de aceleración (Ec.18), adimensional

K

=

Parámetro adimensional, ecuación 7, figura 1

K’

=

Coeficiente de resistencia, adimensional

k

=

Relación de capacidades calóricas específicas, Cp/Cv, adimensional

L

=

Longitud de la tubería, longitud real de la tubería más longitud equivalente de accesorios, m (pie)

L1, L2, L3, L4 =

Límites de los patrones de flujo, adimensionales

NFr

=

Número de Froude, adimensional

NLM

=

Número líquido, adimensional

P

=

Presión, kPa absolutos (psia)


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P

=

Presión promedio = 0.5 (P1 + P2), kPa, abs. (psia)

DP

=

Caída de presión, kPa (psi)

(DP/DX)

=

Caída de presión por unidad de longitud kg/m2s2 (lb/pie2s2)

Q

=

Flujo volumétrico, dm3/s (pie3/s)

q

=

Flujo volumétrico, m3/s (pie3/s)

RL

=

Fracción de líquido retenido, adimensional

Re

=


T

=

Parámetro, adimensional, ecuación 5, figura 1

V

=

Velocidad lineal del fluido, promediado a través de la sección transversal al flujo, m/s (pie/s)

v

=

Volumen específico del fluido, m3/kg (pie3/lbm)

W

=


X

=

Parámetro, adimensional, ecuación 4, figura 1

Y

=

Constante, adimensional, ecuación 42

y

=

Fracción en peso del gas o vapor en mezcla con líquido (calidad), adimensional

l

=

Fracción en volumen de líquido en una mezcla con gas o vapor, adimensional

m

=

Viscosidad, Pa.s (cP)

q

=

Angulo de inclinación (grados)

ρ

=

Densidad del fluido, kg/m3 (lbm/pie3)

ρ

=

Densidad promedio del fluido, kg/m3 (lbm/pie3)

ρs

=

Densidad de las dos fases, flujo no homogéneo kg/m3 (lb/pie3)

s

=

Tensión superficial, mN/m (mN/m eq. a dynes/cm)

e

=

Rugosidad de la tubería, mm (pulgP

n

=

Viscosidad cinemática m2/s (pie2/s)

Y

=

Factor de correción de Holup, adimensional

a, b, c

=

Constantes que dependen del patrón de flujo, ecuación 33, tabla 1

a, e, r, s

=

Constantes que dependen de la condición de flujo, ecuación 35, tabla 2.


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Subíndices a

=

Aceleración

c

=

Crítica

e

=

Cambio de altura

eq

=

Equivalente

f

=

Fricción, fuerza

G

=

Gas o vapor

i

=

Entrada

k

=

Cinética

L

=

Líquido

l

=

Línea

ns

=

no separado

o

=

Orificio, perforación

p

=

Distribuidor

s

=

Sónico, superficial

sg

=

Gas superficial

t

=

Total

1

=

Condición o localización corriente arriba

2

=

Condición o localización corriente abajo

12

=

Valores o condiciones promediados, corriente arriba o corriente abajo

10

=

1 sola fase

20

=

2 fases


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Factores que dependen de las unidades usadas En unidades métricas


F3

=

Ec.(14),(22)

10–3

124

F10

=

Ec.(17)

9.81x10–3

1/144 0.28x10–6

F13

=

Ec.(28a),(29),(28b),(31)

8.1x108

F26

=

Ec.(1), Fig. 1.

2100

530.7

F27

=

Ec.(2), (3)

5695

19.9

F28

=

Ec.(7),(8), Fig. 2B

1.28x107

31x10–3

F29

=

Ec.(13),(16)

1.28x103

184

F30

=

Ec.(15),(25)

1

193

F31

=

Ec.(18)

1.62x109

0.559x10–6

F32

=

Ec.(26)

1.62

7.254

F33

=

Ec.(33)

2.5x10–4

1/48 1.7x103 396

F34

=

Ec.(35)

3.154x10–5

F43

=

Fig. 1.

3.24x107


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8

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TABLA 1. CONSTANTES QUE DEPENDEN DEL PATRON DE FLUJO Patrones de Flujo

a

b

c

Segregado

0.98

0.4846

0.0868

Intermitente

0.845

0.5351

0.0173

Distribuido

1.065

0.5821

0.0609

TABLA 2. CONSTANTES QUE DEPENDEN DE LA CONDICION DEL FLUJO Patrones de Flujo

a

e

r

s –1.614

Segregado Ascendente

0.011

–3.768

3.539

Intermitente Ascendente

2.96

0.305

–0.4473

Distribuido Ascendente Todos los Patrones de Flujo Descendente

No correction 4.70

–0.3692

C=0

y=1

–0.1244

0.0978 H1 = f(f) –0.5056


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K

CURVA: COORDENADA:

ESTRATIFICADO SUAVE

INTERMITENTE (Tapón – Pistón) ESTRATIFICADO ONDULANTE

ANULAR – DISPERSO

BURBUJA

Fig 1. REGIMENES DE FLUJO BIFASICO EN TUBERIA HORIZONTAL


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Fig 2. REGIMENES DE FLUJO BIFASICO EN TUBERIA VERTICAL* (TUBERIAS MENORES DE 300 mm (12 pulg))

V SL (m/seg)

DISPERSO (II)

BURBUJA (I) ESPUMOSO (IV)

TAPON (III)

VSG (m/seg)

ANULAR (V)


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Fig 3. FACTOR DE CABEZAL DE ELEVACION PARA CAIDA DE PRESION EN DOS FASES*


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Fig 4. CORRELACION DE LIQUIDO RETENIDO PARA TUBERIAS HORIZONTALES


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Página 53 Indice manual

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Fig 5. FACTORES DE FRICCION EN FLUJO BIFASICO

f 20 f 10

.Menú Principal

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Fig 6. FLUJO SONICO DE MEZCLAS DE AGUA–VAPOR

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MAY.96



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Fig 7. FLUJO SONICO DE MEZCLAS DE VAPOR–LIQUIDO

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PDVSA N°

TITULO

MDP–02–FF–06

0

SEP.97

REV.

FECHA

APROB.

E PDVSA, 1983

FLUJO BIFASICO LIQUIDO – SOLIDO

APROBADO

39 DESCRIPCION FECHA SEP.97

L.L.

PAG. REV. APROB.

L.R. APROB. APROB. FECHA SEP.97

ESPECIALISTAS


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FLUJO DE FLUIDOS FLUJO BIFASICO LIQUIDO – SOLIDO


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Indice 1 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3


4

5 PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

8

6 PROBLEMA TIPICO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

23

7 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

30


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SEP.97


1

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ALCANCE Esta subsección describe los regímenes básicos de flujo que se pueden encontrar cuando se transporta una lechada (“slurry”) a través de una tubería, y presenta las técnicas para estimar cual es el régimen de flujo que existe bajo determinadas condiciones, de forma tal que las condiciones se puedan modificar si es necesario, para obtener el régimen de flujo más deseable. Se dan también métodos de cálculo para determinar la velocidad crítica de sedimentación en tuberías horizontales y la caída de presión como una función del régimen de flujo y de las características de la lechada (“slurry”). Estos métodos de cálculo se deben usar en ausencia de datos experimentales; sin embargo, se recomienda que la caída de presión y la velocidad crítica de sedimentación en tuberías horizontales se determinen experimentalmente cuando sea posible. También se presentan los criterios de diseño para velocidad mínima de transporte y se dan consideraciones especiales de diseño para optimizar el régimen de flujo, erosión, ensuciamiento, sedimentación y taponamiento.

2

REFERENCIAS 1.

ZANDI, Iraj, “Heterogeneous Flow of Solids in Pipelines,” ASCE Hydraulic Division Journal, 93, 145–158 (1967).

2.

GOVIER, G. W. and M. E. CHARLES, “The Hydraylics of the Pipeline Flow of Solid–Liquid Mixtures,” The Engineering Journal, 50 (August, 1961).

3.

CONDOLIUS, E. and E. E. CHAPUS, “Designing Solids–Handling Pipelines,” Chemical Engineering (July 8, 1963).

4.

PERUYERO, J. M. A. and R. J. FIOCCO, “Rheological Behavior of Coal/Solvent Slurries,” Exxon Engineering Report No. EE.13LD.69.

5.

THOMAS, D. G., “Transport Characteristics of Suspension: Minimum Transport Velocity for Flocculated Suspensions in Horizontal Flow,” A.I.Ch.E. Journal 7, No. 3, 423–430.

6.

WORSTER, R. C. and D. F. DENNY, “Hydraulic Transport of Solid Material in Pipes,” Proc. Inst. Mech. Eng. (London) 169, 563–586 (1955).

7.

PERUYERO, J. M. A. “Brief Laboratory Study of Iron Ore Fines/Water Slurries,” Exxon Engineering Memo No. EE.8LdL.70.

8.

THOMAS, D. G. “A note on the Viscosity of Newtonian Suspensions of Uniform Spherical Particles.” Journal of Colloid Science, 20, 267–277 (1965).

9.

R. H. SOLIMAN and P. B. COLLER “Piping & Valves” Hydrocarbon Processing, November 1990, 60–63.

10. R. L. GANDHI and P. E. SNOEK, “Slurry Pipeline Technology–An Assessment”. Engineering Info. Inc. 1997.


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DEFINICIONES Lechada (“Slurry”) Lechada es una mezcla de partículas sólidas y líquido. Este flujo puede ser transportado por tuberías o canales y puede ser bombeado. Las dos fases no reaccionan químicamente y pueden ser separadas por medios mecánicos Lechadas Compactadas Las lechadas compactadas son lechadas con concentraciones de sólidos lo suficientemente altas para que las partículas (o grupos en caso de floculación) estén en contacto. Lechadas altamente floculadas pueden formar lechadas compactadas a fracciones volumétricas tan bajas como 0.05, en contraste se requieren valores mayores que 0.60 para que empaques al azar de esferas no interactivas formen lechadas compactas. Lechadas Diluidas Las lechadas diluidas son lechadas en las cuales las partículas no están en contacto. Las lechadas diluidas ocurrirán normalmente en sistemas altamente floculados a fracciones volumétricas menores que 0.05 y en empaques al azar de esferas no interactivas a fracciones volumétricas aproximadamente menores que 0.60. Velocidad Crítica de Sedimentación La velocidad crítica de sedimentación es la velocidad lineal más baja en la tubería a la cual no se acumularán sólidos en el fondo. A velocidades por debajo de la critica, estos se acumularán hasta que la velocidad lineal de flujo en la porción abierta de la tubería sea equivalente a su velocidad crítica de sedimentación correspondiente. La velocidad requerida para arrastrar partículas sedimentadas en una tubería será siempre mayor que la velocidad crítica de sedimentación. En tuberías horizontales, la velocidad de arrastre puede ser dos o tres veces más alta que la velocidad crítica de sedimentación. Velocidad Mínima de Transporte La velocidad mínima de transporte es la velocidad de diseño incorporando un factor de seguridad para asegurar que no ocurrirá sedimentación. Esta es definida mediante la Ecuación (11). Viscosidad Relativa de la Lechada La viscosidad relativa de la lechada es la relación de la viscosidad de la lechada y la viscosidad del líquido solo, a una determinada presión y temperatura.


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CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO Las consideraciones discutidas a continuación afectan las bases para los procedimientos de diseño dados más adelante en esta subsección. TIPOS DE REGIMENES DE FLUJO Se pueden encontrar cuatro regímenes de flujo (homogéneo, heterogéneo, intermedio y sedimentante) cuando se transporta una lechada a través de una tubería horizontal (ver Referencia 1). El régimen específico que se desarrolla depende de la densidad del sólido, tamaño de la partícula, distribución del tamaño de la partícula, velocidad media de flujo, densidad del líquido, viscosidad del líquido, concentración volumétrica de sólidos en la lechada y diámetro de la tubería. Flujo Homogéneo: Se presenta flujo homogéneo cuando las partículas están distribuidas uniformemente en la lechada. En este tipo de régimen, las partículas suspendidas alteran la viscosidad del líquido transportado. La distribución de estas en el líquido se homogeiniza por movimiento Browniano para partículas de tamaño coloidal, y por la turbulencia en el caso de partículas más grandes que de otro modo sedimentarían con el tiempo. El flujo homogéneo ocurre típicamente cuando la velocidad de sedimentación de la lechada es baja, aproximadamente 0.0006 m/s (0.002 pie/s). A esta condición existen lechadas homogéneas acuosas si las partículas arenosa son menores de 30 µm con bajas concentraciones de sólido. Así también, pueden existir lechadas homogéneas acuosas si las partículas arenosas son de mayor tamaño con altas concentraciones de sólido (donde la interacción entre las partículas es importante) como se muestra en la tabla: Fracción en Volumen de Sólido

Tamaño de Partículas, µm

0.2 0.3 0.4

40 60 100

El flujo homogéneo también puede ocurrir a velocidades de sedimentación por encima de 0.0006 m/s (0.002 pie/s) en sistemas altamente turbulentos. Las lechadas homogéneas (acuosas y no acuosas) pueden exhibir un comportamiento de flujo Newtoniano o no–Newtoniano. Las lechadas homogéneas no acuosas típicamente tienen un comportamiento Newtoniano a temperatura ambiente cuando: la fracción volumétrica de sólido es menor que 0.3, los diámetros de las partículas son mayores que 50 µm, las partículas son no porosas y la fase continua exhibe comportamiento Newtoniano. A temperaturas elevadas, estas lechadas no acuosas pueden tener un comportamiento no–Newtoniano si las partículas se disuelven en la fase continua, se aglomeran o se tornan pegajosas.


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Las lechadas homogéneas acuosas de partículas con un diámetro menor que 10 a 20 µm pueden exhibir un comportamiento no–Newtoniano aún a bajas fracciones volumétricas de sólidos. (Ej.: menores que 0.1). Además, estas lechadas típicamente presentan un comportamiento no–Newtoniano a fracciones volumétricas de sólidos por encima de 0.3 a 0.4. Para obtener las definiciones de flujo Newtoniano y no–Newtoniano, ver la sección MDP–02–FF–02. Flujo Heterogéneo – Existe flujo heterogéneo cuando las partículas no están uniformemente distribuidas en la lechada. En el flujo heterogéneo, las partículas son grandes y/o de alta densidad, o la velocidad media del flujo es suficientemente baja para permitir que exista un gradiente de densidad en la lechada. Las partículas grandes usualmente no alteran las propiedades geológicas del líquido y las fases de líquido y sólido se comportan independientemente. Las partículas se mueven como una suspensión con un gradiente de densidad establecido. Ejemplos de flujo heterogéneo pueden ser: transporte de partículas grandes de carbón en agua, arena en dragado y llenado, descarga de minerales, etc. Típicamente las lechadas acuosas de partículas de diámetros superiores a los 600 µm son transportadas en flujo heterogéneo. Flujo Intermedio – Existe flujo intermedio cuando las partículas finas (Ej.: diámetro menor a 50 µm en lechadas acuosas) son uniformemente distribuidas en la lechada mientras las partículas grandes (Ej.: diámetros mayores de 600 µm en lechadas acuosas) establecen un gradiente de densidad. Por lo tanto, existe flujo intermedio cuando existen simultáneamente las condiciones de flujo homogéneo y heterogéneo. Para propósitos industriales, el flujo intermedio puede ser usado para facilitar el transporte de materiales grandes. Flujo sedimentante – Existe flujo sedimentante cuando las condiciones de tamaño y densidad de partícula, viscosidad del fluido y velocidad son tales que algunos sólidos caen al fondo de la tubería para formar una película o lecho. La parte más baja del lecho, protegida del arrastre del líquido, se torna estacionaria y solamente la parte superior del lecho se mueve. Debido a que parte del área de flujo de la sección transversal está bloqueada por la parte estacionaria del lecho, la velocidad de la lechada y la caída de presión se incrementan para manejar el mismo flujo a través de la tubería. Esto incrementa la erosión y los costos de bombeo y puede causar problemas de control y bombeo. Por estas razones, el flujo sedimentante se debe evitar siempre que sea posible. CONTROL DE REGIMEN DE FLUJO El régimen de flujo de la lechada depende de la velocidad de sedimentación obstaculizada de las partículas más grandes de la lechada, de la velocidad de sedimentación libre de las partículas más pequeñas y de la velocidad lineal de la lechada, tal como se indica en la Tabla 2 (Ver Referencias 1, 2, 3 y 4). Las técnicas


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para la estimación de estas variables se presentan en “Procedimientos de Diseño”. Cuando sea económicamente factible, es recomendable que las lechadas sean transportadas en el régimen de flujo homogéneo a altas concentraciones de sólidos, mientras se mantengan características de flujo Newtoniano. Esto minimizará la velocidad crítica de sedimentación de la lechada en tuberías horizontales y resultará en una erosión relativamente baja a la velocidad mínima de transporte. Se puede conseguir transportar una gran cantidad de sólidos con una caída de presión mínima, ya que las lechadas Newtonianas típicamente tienen una caída de presión más baja que las no–Newtonianas. El régimen de flujo óptimo al cual una lechada se puede transportar es determinado balanceando los costos de inversión de tuberías contra los costos de bombeo y preparación de la lechada. Pulverizando las partículas de la lechada, se reduce la velocidad crítica de sedimentación y por lo tanto la velocidad de erosión, pero incrementa los costos de preparación de la lechada. Además, si las partículas pulverizadas son demasiados pequeñas (menores que 50 µm), la caída de presión de la lechada pulverizada puede ser significativamente mayor que la de la lechada original. La densidad y la viscosidad del líquido se pueden cambiar con el uso de aditivos. La concentración de sólidos se puede cambiar variando la proporción de sólidos y líquidos en la lechada. Típicamente, la modificación del régimen de flujo de la lechada no es económico para transporte en líneas cortas (Ej.: líneas de proceso). VELOCIDAD MINIMA DE TRANSPORTE Las tuberías para transporte de lechadas deben ser diseñadas para una velocidad de operación mayor que la velocidad crítica de sedimentación a fin de prevenir la sedimentación de partículas en la tubería. Esta velocidad recibe el nombre de Velocidad Mínima de Transporte (Vmt) y su valor depende del régimen de flujo y de la orientación de la tubería (horizontal, inclinada o vertical). Se dan más detalles en “Procedimientos de Diseño”. CAIDA DE PRESION La caída de presión de la lechada depende del régimen de flujo, las características de la lechada y la orientación de la tubería. Los criterios para estimar caídas de presión en lechadas se dan en la Tabla 4. En ausencia de datos experimentales de viscosidad, en “Procedimientos de Diseño” se presenta una técnica para estimación de viscosidades en lechadas Newtonianas en flujo homogéneo. Para lechadas no–Newtonianas en flujo homogéneo, se debe determinar experimentalmente la relación entre viscosidad y la velocidad de esfuerzo cortante. Una vez conocida esta relación, es posible estimar la caída de presión usando las correlaciones apropiadas.


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EROSION, ENSUCIAMIENTO, SEDIMENTACION Y TAPONAMIENTO En las tuberías que transportan lechadas, la velocidad de erosión es proporcional al cubo de la velocidad de los sólidos; por lo tanto, se recomienda que la lechada sea transportada a velocidades cercanas a la velocidad mínima de transporte. Además, la velocidad de erosión aumentará con el aumento de la concentración de sólidos y con el aumento de la densidad de las partículas y su dureza. La erosión puede ser causada por fricción o choque. El desgaste abrasivo en las secciones de la tubería recta se debe frecuentemente a la fricción, siendo bajo con materiales finos, y más alto con materiales gruesos en flujo sedimentante. En este último caso, el desgaste está limitado al fondo de la superficie, de manera que la vida de la tubería se puede extender rotando la tubería después de pocos meses de operación. El desgaste por choque se encuentra en los codos de las tuberías. Cuando fluyen alrededor de un codo, los sólidos no siguen la misma trayectoria que el líquido; las partículas transportadas chocan contra la pared de la tubería con una fuerza que se incrementa con el aumento del tamaño de las partículas y con la disminución del radio de curvatura de los codos. La erosión puede producir una corrosión acelerada debido a que los sólidos remueven la película normalmente protectora. Así mismo, durante la operación de plantas a menor flujo que el de diseño (Ej.: arranques), se pueden depositar sólidos y taponar líneas que manejan lechada si no se toman medidas para mantener la velocidad lineal en tales líneas por encima de la velocidad mínima de transporte. Tales medidas podrían incluir el uso de dos o más líneas pequeñas en paralelo para determinado servicio o la provisión de líneas de reciclo para mantener el caudal en la línea de lechada a la velocidad de diseño durante la operación de la planta a flujo reducido. Consideraciones similares se aplican para arrancar la planta después de una parada. A menos que las líneas de lechada se hayan drenado como parte del procedimiento de parada, cualquier lechada bloqueada durante el período de parada puede haber sedimentado antes de que la planta se ponga en servicio de nuevo. Las medidas para superar tal contingencia deben incluir el uso de líneas de reciclo, provisiones de conexiones para permitir pasar líquido sobrenadante solamente a través de la línea de lechada a velocidad mayor que la de diseño (para arrastrar las partículas depositadas) y sobre dimensionamiento de bombas (o uso de bombas de repuesto en paralelo con la bomba principal). Para equipos en servicio de lechada (Ej.: bombas, válvulas y tuberías) se deben tomar en cuenta consideraciones de diseño especiales con respecto a erosión, ensuciamiento, sedimentación, taponamiento, etc.


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PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO Los pasos requeridos para el dimensionamiento de las líneas para manejo de lechadas se describen a continuación así como en las tablas 1,2,3 y 4 anexas. Algunas de las decisiones involucradas tendrán que estar basadas en estas tablas, o en la información suministrada en la sección 4 (Consideraciones básicas de Diseño). Se supone que las condiciones de operación , las cantidades, características y propiedades físicas del sólido y del líquido; componentes de la lechada, se han determinado o estimado con anticipación. Los pasos requeridos se resumen a continuación: 1.

Determinar la velocidad de sedimentación. Encontrar el régimen de flujo a partir de la Tabla 2.

2.

Encontrar el criterio de velocidad crítica de sedimentación a partir de la Tabla 3 con el régimen de flujo y las características de la lechada. Puede ser necesario suponer el diámetro de la tubería.

3.

Determinar la velocidad mínima de transporte. Seleccionar el diámetro de tubería.

4.

Calcular la caída de presión según las instrucciones de la Tabla 4.

5.

Hacer un estudio económico para optimizar el diámetro de tubería, si fuera necesario. De las muchas combinaciones posibles que involucran este tipo de sistema (acuoso o no acuoso), tipo de lechada (compactada, diluida, Newtoniana o no–Newtoniana) y régimen de flujo (homogéneo, heterogéneo, etc.), se presentan a continuación los procedimientos de cálculo específicos para lechadas homogéneas Newtonianas (compactas o diluidas, acuosas o non–acuosas) así como para lechadas heterogéneas (acuosas y no acuosas). Para las otras situaciones, se remitirá al lector a consultar algunos artículos que refieran el tema para obtener mayor información concerniente al diseño. Como una lista de verificación para el diseñador, en el seguimiento de la secuencia de las operaciones que aplican en un caso particular, la Tabla 1 da una visión general de los pasos de diseño requeridos. Se sugiere que el diseñador se refiera a la Tabla 1 antes de proceder con el cálculo. VELOCIDADES DE SEDIMENTACION Están basadas en el líquido inmóvil y son obtenidas en pruebas de laboratorio cuando se mide la rapidez con la cual descienden las partículas en un medio líquido. Estas velocidades están conformadas por la velocidad libre y la velocidad obstaculizada. Por otro lado, el conocimiento de las velocidades de sedimentación, ayudará a establecer el régimen de flujo. Si se conocen datos experimentales de velocidad de sedimentación, use estos. Si no se dispone de datos, calcule o estime ésta como se describe a continuación.


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Velocidad de Sedimentación Libre (Vf ) La velocidad de sedimentación libre en líquidos Newtonianos (acuosos o no acuosos) es una función del coeficiente de arrastre (Cd), el cual es una función del Número de Reynolds de la partícula, que a su vez depende de la velocidad de la partícula (Vf), por lo tanto se necesitaría utilizar un procedimiento de tanteo. Sin embargo en este punto se utilizan las siguientes ecuaciones, que se aproximan a la curva de la Fig.1. En esta figura hay tres regiones de velocidades de sedimentación: la primera, donde se presentan las velocidades mas pequeñas, obedece a la ley de Stokes, esta región cubre números de Reynolds entre 10–3 a 2 aproximadamente. La segunda comprende números de Reynolds de 2 a 500 y obedece a la ley intermedia. La tercera región cubre Reynolds entre 500 y 10000. En esta región se presentan las mayores velocidades de sedimentación. Partículas en esta región obedecen a la ley de Newton. Ley de Stokes: 2

V f F 35

d p DS mL

Ec. (1.a)

Ley Intermedia: V f F 36

d p

1.143

(DS) 0.714 Ec. (1.b)

m L0.429SL0.286

Ley de Newton: V f F 37

dp DS SL

0.5

Ec. (1.c)

donde:

Vf

=

Velocidad libre de sedimentación

dp m

= =

mL SL

= =

F35

=

Diámetro de la partícula Diferencia en las gravedades específicas del sólido y líquido Viscosidad del líquido Gravedad específica del líquido con respecto al agua a 15_C (60_F) Factor cuyo valor depende de las unidades usadas

En unidades métricas m/s mm adim.

En unidades inglesas pie/s pulg adim.

Pa.s adim.

cP adim.

5.44x10 –4

1153


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F36

=

F37

=

F38

=

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Factor cuyo valor depende de las unidades usadas Factor cuyo valor depende de las unidades usadas Factor cuyo valor depende de las unidades usadas

En unidades métricas 5.58x10 –3

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En unidades inglesas 14.29

0.1722

2.847

1

7734

Resuelva las ecuaciones (1a), (1b) y (1c) una vez para la partícula de mayor diámetro y otra vez para la partícula de menor diámetro. Con los seis valores de velocidad de sedimentación libre (Vf) calculados, encuentre los seis valores correspondientes al Número de Reynolds de cada partícula según la Ec.(2): R e F 38

dp Vf SL mL

Ec. (2)

Compare estos valores de números del Reynolds con los valores pertenecientes a su correspondiente ley en la Fig. 1, y encuentre la velocidad libre correspondiente a cada tamaño de partícula. ( Ej.: El número de Reynolds obtenido de la ley de Stokes para un determinado tamaño de partícula, deberá ser comparado en la Fig. 1 con la región que comprende la ley de Stokes. Si el valor calculado no está comprendido dentro del rango de la figura, entonces esto quiere decir que ese tamaño de partícula no se rige por la ley de Stokes. Así hay que hacerlo para cada valor de Reynolds calculado, resultando al final que cada tamaño de partícula se regirá por una sola ley, las cuales podrían ser iguales o diferentes. Velocidad de Sedimentación Obstaculizada (Vh) Calcule la velocidad de sedimentación obstaculizada de la partícula más grande mediante la Fig.2. y Ec.(3): V h F h Vf

Ec. (3)

donde:

Vh

=

Fh

=

Vf

=

Velocidad de sedimentación obstaculizada Relación de velocidad de sedimentación obstaculizada a velocidad de sendimentación libre. Fig. 2 Velocidad libre de sedimentación, correspondiente al Número de Reynolds de la partícula más grande

En unidades métricas m/s

En unidades inglesas pie/s

adim

adim

m/s

pie/s


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REGIMEN DE FLUJO Encuentre el régimen de flujo a partir de la Tabla 2. Si el valor de Vh para la partícula más grande y Vf para la partícula más pequeña son tales que el régimen de flujo puede ser heterogéneo o sedimentante (Vc no está aún calculado), suponga flujo heterogéneo, calcule la velocidad crítica de sedimentación (Vc) y remítase a la Tabla 2 para proseguir con el próximo paso. Si resulta que el régimen es sedimentante, consultar las referencias (9) y (10). VELOCIDAD CRITICA DE SEDIMENTACION EN TUBERIAS HORIZONTALES Los criterios para la determinación de la velocidad crítica de sedimentación de la Tabla 3 y los presentes en los procedimientos de diseño que se muestran a continuación requerirán conocer el Número de Reynolds en algunos de los casos. Para obtenerlo, es necesario conocer la viscosidad de la lechada y densidad de la lechada. Viscosidad de la lechada Si se dispone de datos experimentales o de valores interpolados para las condiciones de operación, úselos. En ausencia de datos experimentales, la viscosidad de lechadas Newtonianas (acuosas o no acuosas) en flujo homogéneo se puede estimar con la Fig.3., la cual es una gráfica de la viscosidad relativa de la lechada en función de la fracción volumétrica de sólidos (ver Referencias 4, 7 y 8), hasta un máximo de 0.27 de fracción volumétrica de sólido. m F m m L

Ec. (4)

donde:

m

=

Fm = mL

=

Viscosidad de la lechada Factor de viscosidad relativa a la lechada. Fig. 3. Viscosidad del líquido solo

En unidades métricas Pa.s adim.

En unidades inglesas cp adim.

Pa.s

cp

Densidad de la lechada La densidad de la lechada puede ser calculada a partir de las fracciones en peso o de las fracciones volumétricas del sólido y el líquido como se muestra a continuación: ò

1 wò s (1 w)ò L

Ec. (5)


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ò ò L ( 1 l) ò s l

ρ

=

Densidad de la lechada

ρL , ρL ω λ

= = =

Densidad del líquido y del sólido Fracción másica de sólidos en la lechada Fracción volumétrica de sólidos en la lechada

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Ec. (6)

En unidades métricas kg/m3 kg/m3 adim adim

En unidades inglesas Lib/pie 3 Lib/pie 3 adim adim

VELOCIDAD CRITICA DE SEDIMENTACION EN TUBERIAS HORIZONTALES Los criterios para estimar la velocidad crítica de sedimentación como una función del régimen de flujo y las características de la lechada se dan en la Tabla 3. La densidad y viscosidad de la lechada se deben utilizar para calcular el número de Reynolds correspondiente a cada caso. Si no se dispone de datos experimentales de viscosidad y densidad, utilice las Ec. (4), (5), (6) y la Fig.3, como se describió anteriormente. A continuación se presentan los pasos a seguir para la determinación de la velocidad crítica de sedimentación según el régimen de flujo encontrado en la Tabla 2: – Si el régimen es homogéneo, utilice el criterio de velocidad crítica de sedimentación presentado en la Tabla 3. – Si el régimen es intermedio, se recomienda calcular la velocidad crítica de sedimentación tanto para régimen homogéneo como para heterogéneo y posteriormente tomar el criterio de diseño más conservador, es decir, aquel del cual se obtenga la mayor velocidad crítica de sedimentación. – Si las velocidades de sedimentación (Vf y Vh) son tales que el el régimen de flujo de la lechada puede ser heterogéneo o sedimentante, suponga régimen heterogéneo, encuentre la velocidad crítica de sedimentación, compare esta velocidad con la velocidad lineal de la lechada y con el criterio de la tabla 2 determine cual régimen opera a esas condiciones. De ser sedimentante, consultar las referencias (9) y (10). Debido a que no existen correlaciones para precedir la demarcación entre lechadas Newtonianas diluidas y compactadas en flujo homogéneo, se necesitan los datos experimentales para determinar el criterio a utilizar para el cálculo de la velocidad crítica de sedimentación a una concentración específica de la lechada. En ausencia de datos experimentales, calcule la velocidad crítica de sedimentación por los dos criterios presentados a continuación y utilice el más conservador para el diseño.


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1.

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Lechada Compacta Newtoniana en Flujo Homogéneo En este tipo de lechadas la velocidad crítica de sedimentación depende de la turbulencia, una pequeña turbulencia es suficiente para mantener las partículas en suspensión, por tal motivo debe asumirse que la velocidad crítica de sedimentación será igual a la velocidad que origine un número de Reynolds en el límite de turbulencia (Re≥ 4000) . Para el primer tanteo, suponga un diámetro de tubería tal que la velocidad promedio esté en un rango de aproximadamente 1.2 a 2.1 m/s, (4 a 7 pie/s). Si es necesario, cambie el diámetro asumido hasta que el Número de Reynolds sea igual o ligeramente mayor que 4000. Este diámetro no tiene que corresponder al tamaño estándar de tubería, ya que el diámetro final de la tubería no se basará en la velocidad crítica de sedimentación, sino en la velocidad mínima de transporte. Calcule el Número de Reynolds de la lechada (no de la partícula) con la Ec. (7): R e F 39

DV ò m

Ec. (7)

donde:

D

=


V ρ µ F39

= = = =

Velocidad lineal de la lechada Densidad de la lechada Viscosidad de la lechada Factor cuyo valor depende de las unidades usadas

2.

En unidades métricas m m/s kg/m3 Pa.s 1

En unidades inglesas pie pie/s lb/pie 3 cp 1488

Lechadas Diluidas Newtonianas en Flujo Homogéneo La velocidad crítica de sedimentación para una lechada diluida Newtoniana (acuosa o no acuosa) en flujo homogéneo depende del tamaño de la partícula más pequeña.

a.

7D la velocidad crítica de sedimentación viene dada por Re la siguiente expresión (Referencia 5):

Para D p

f 0.5

Vc

F 40V f

0.277

Dp ò L f 0.5 m L

0.723

Ec. (8a)


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b.

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7D la velocidad crítica de sedimentación viene dada por la f 0.5 Re siguiente expresión (Referencia 5): Para D p

V c F 41

mL òL D

Ec. (8b)

donde:

Dp

=

Diámetro de la partícula más pequeña

D

=

Re

=

f

=

Vc

=

Vf

=

ρL µL F40

= = =

F41

=

Diámetro interno de la tubería. Use el diámetro de tubería calculado en la sección 1 para “Lechada Compactada en Flujo Homogéneo” Número de Reynolds del líquido a la velocidad de la lechada. Use el diámetro ya descrito para cálculo de Re Factor de fricción de Fanning del líquido a la velocidad de la lechada. Use el número de Reynolds del líquido y las Figs 2a ó 2b de la sección (MDP–02–FF–03) para obtener el factor f Velocidad crítica de sedimentación en tubería horizontal Velocidad libre de sedimentación de la partícula más pequeña, (de la Ec. 1a, 1b ó 1c) Densidad del líquido, Viscosidad del líquido, Factor cuyo valor depende de las unidades usadas Factor cuyo valor depende de las unidades usadas

3.

En unidades métricas m m

En unidades inglesas pie pie

adim.

adim.

adim

adim

m/s

pie/s

m/s

pie/s

kg/m3 Pa.s 5.32

lb/pie 3 cp 0.027

4000

2.69

Lechadas Acuosas en Flujo Heterogéneo Para estimar la velocidad crítica de sedimentación en tuberías horizontales de lechadas acuosas en flujo heterogéneo, se debe usar la correlación de Zandi (Referencia 1) dada por la siguiente expresión: 0.5

l D g Sp 1 V c 6.33 C

d

para 0.05 λ

0.5

Ec. (9)


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4.

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Lechadas No Acuosas en Flujo Heterogéneo La ecuación de velocidad crítica de sedimentación para lechadas no acuosas en flujo heterogéneo es una modificación de la ecuación de Zandi para lechadas acuosas heterogéneas, y se presenta a continuación: 0.5

lDgSpSL 1 V c 6.33 para Cd

0.05 λ

0.5

Ec. (10)

donde:

Vc

=

Velocidad crítica de sedimentación

λ D g Sp, SL

= = = =

Cd

=

Fracción de volumen en sólidos Diámetro interno de la tubería Aceleración de la gravedad Gravedad específica de la partícula y del líquido con respecto al agua a 15_C (60_F) Coeficiente de arrastre de la partícula. Use el Número de Reynolds (basado en el promedio en peso del diámetro de la partícula y de la viscosidad del líquido) y encuentre en la Fig. 1. el valor de Cd)

En unidades métricas m/s adim. m 9.81 m/s2 adim.

En unidades inglesas pie/s adim. pie 32.2 pie/s2 adim.

adim.

adim.

El rango de fracción volumétrica de sólido usado en la correlación de Zandi para ambos casos es de 0.05 a 0.5 como se mostró anteriormente. Coeficiente de Arrastre Para el cálculo del coeficiente de arrastre es necesario el conocimiento del porcentaje en peso de cada tamaño de partícula en la lechada con el fin de calcular un diámetro promedio de partícula (Ejemplo: se tiene una lechada conformada por un 30% en peso de partículas de 0,5 mm y 70% en peso de partículas de 0,036mm. El diámetro promedio de la partícula será igual a multiplicar los diámetros por sus respectivos porcentajes en peso). Con el diámetro promedio y la viscosidad del líquido se calcula la velocidad libre de sedimentación (Ecs.(1a), (1b) y (1c)), se encuentra el número de Reynolds correspondiente en la Fig 1 y se encuentra el coeficiente de arrastre.


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VELOCIDAD MINIMA DE TRANSPORTE Para suministrar un factor de seguridad y prevenir el flujo sedimentante se calcula la velocidad mínima de transporte. Con esta velocidad se fija el diámetro de la tubería en el diseño (en el caso de no disponer del diámetro de la tubería como dato). La velocidad mínima de transporte para lechadas en flujo horizontal viene dada por la Ec.(11): Vmt Vc F 43

Ec. (11)

donde:

Vmt

=

Mínima velocidad de transporte

Vc

=

F43

=

Velocidad crítica de sedimentación, como se calculó anteriormente Factor cuyo valor depende de las unidades usadas

En unidades métricas m/s m/s

En unidades inglesas pie/s pie/s

0.6

2

La velocidad mínima de transporte debe se igual o menor que la velocidad lineal de la lechada ( ya sea un dato del problema o calculada) para una operación en la tubería donde no exista sedimentación. VELOCIDAD DE OPERACION EN TUBERIAS VERTICALES En tuberías verticales el manejo de la lechada es menos complicado que en el caso de tuberías horizontales ya que las velocidades se mueven todas en una misma dirección, lo que origina que la velocidad de operación no se consiga a partir de la velocidad crítica de sedimentación, sino a partir de la velocidad de sedimentación. Por ser los valores de las velocidades de sedimentación tan pequeños, prácticamente cualquier velocidad lineal por pequeña que sea transportará las partículas , por ello bastará tomar como velocidad de diseño la velocidad lineal de la lechada, y a partir de esta velocidad, calcular la caída de presión para tuberías verticales. El diseño se basará entonces en el criterio de la caída de presión de la sección MDP–02–FF–03 CAIDA DE PRESION 1.

Lechadas Homogéneas Para las lechadas homogéneas newtonianas (compactas, diluídas, acuosas y no acuosas), se asume como criterio para el cálculo que la caída de presión, que la suspensión se comporta como un líquido debido a la distribución uniforme que presentan las partículas. (Calculada por el método dado en la sección MDP–02–FF–03)


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2.

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Lechadas Acuosas Heterogéneas en Tuberías Horizontales Para estimar la caída de presión de lechadas acuosas heterogéneas en flujo horizontal a velocidades que excedan la velocidad crítica de sedimentación, se debe usar la ecuación empírica desarrollada por Zandi (Referencia 1). La precisión de esta ecuación es ± 40% y es aplicable para la fracciones volumétricas de sólido de hasta 0.5. Esta ecuación se presenta a continuación:

DP sh DP wh1 Kl D

Sp 1 m

V 2 C d g

Ec. (12)

componente sólido

donde:

(∆P)sh

=

(∆P)wh =

λ V Cd D g Sp

= = = = = =

Caída de presión de la lechada en tubería horizontal por unidad de longitud de tubería. Para tuberías horizontales, la caída de presión de la lechada es equivalente a la caída de presión por fricción, ya que la caída de presión estática por cambio de altura es cero Caída de presión por fricción del agua para tubería horizontal a la velocidad lineal de la lechada (calculado por el método dado en la sección MDP–02–FF–03) Fracción volumétrica de sólidos Velocidad lineal promedio de la lechada Coeficiente de arrastre, (Fig. 1.) Diámetro interno de la tubería Aceleración de gravedad Gravedad específica de la partícula con respecto al agua a 15_C, (60_F)

En unidades métricas kPa/m

En unidades inglesas psi/pie

kPa/m

psi/pie

adim. m/s adim. m 9.81 m/s2 adim.

adim. pie/s adim. pie 32.2 pie/s2 adim.

K y m son parámetros que dependen del valor de la expresión V 2 C d

D g s p 1 como sigue:


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V 2 C d

Indice volumen

k

m

≤10

280

–1.93

>10

6.3

–0.354

Indice norma

D g s p 1

3.

Lechadas No Acuosas Heterogéneas en Tuberías Horizontales Para este tipo de lechadas se utiliza la modificación de la ecuación de Zandi para lechadas heterogéneas acuosas. Al igual que la ecuación anterior la precisión es de ±40% y es aplicable para fracciones volumétricas de sólido hasta 0.5.

DP sh DP Lh1 K l D

SpSL 1 m

V 2 C d

g

Ec. (13)

componente sólido

donde:

SL

=

(∆P)Lh =

Gravedad específica del líquido con respecto al agua a 15_C, (60_F) Caída de presión por fricción del líquido para tubería horizontal a la velocidad lineal de la lechada (calculado por el método dado en la sección MDP–02–FF–03)

En unidades métricas adim

En unidades inglesas adim

kPa/m

psi/pie

Al igual que en el caso anterior K y m son parámetros que dependen del valor de la expresión :

Cd

V2 D g

spSL 1

como sigue:


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REVISION

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0

SEP.97


Indice manual

V

Cd

2

D g

4.

Indice volumen

Indice norma

k

m

≤10

280

–1.93

>10

6.3

–0.354

spSL 1

Lechadas Acuosas Heterogéneas en Tuberías Verticales La correlación de caída de presión dada a continuación se aplica a lechadas acuosas en tuberías verticales que estarían en flujo heterogéneo o sedimentante en tuberías horizontales. La caída de presión para flujos donde la velocidad de la lechada en tuberías verticales es mayor que cuatro veces la velocidad libre de sedimentación de la partícula más grande de lechada se puede estimar usando la correlación de Worster’s (Referencia 6). DP sv DP wv F 10 (ò w)lS p (1 l)

Ec. (14)

cabezal estático

donde:

(∆P)sv

=

(∆P)wv

=

Sp

=

F10

=

Caída de presión de la lechada en tuberías verticales. Para flujo ascendente en tubería vertical, es la suma de la caída de presión por fricción más el cambio de cabezal estático. Para flujo descendente, la caída de presión es equivalente a la caída de presión por fricción menos la caída de presión estática Caída de presión por fricción del agua en tubería vertical a la velocidad lineal de la lechada, (calculado por el método dado en la sección MDP–02–FF–03) Gravedad específica de la partícula con respecto al agua a 15_C, (60_F) Factor cuyo valor depende de las unidades usadas

ρw

=

Densidad del agua



kPa/m

psi/pie

adim

adim

9.81x10 –3

6.94x10 –3

Kg/m3

lib/pie3


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5.

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Lechadas No Acuosas Heterogéneas en tuberías verticales La ecuación presentada a continuación es la que se utiliza para calcular la caída de presión de lechadas no acuosas en tuberías verticales y es una modificación de la ecuación anterior: DP sv DP Lv F 10 ò LlS pS L (1 l)

Ec. (15)

cabezal estático



kPa/m

psi/pie

adim

adim

Kg/m3

lib/pie3

(∆P)sv

=

(∆P)Lv

=

SL

=

ρL

=

Caída de presión de la lechada en tuberías verticales. Para flujo ascendente en tubería vertical, es la suma de la caída de presión por fricción más el cambio de cabezal estático. Para flujo descendente, la caída de presión es equivalente a la caída de presión por fricción menos la caída de presión estática Caída de presión por fricción del líquido en la tubería vertical a la velocidad lineal de la lechada, (calculado por el método dado en la sección MDP–02–FF–03) Gravedad específica del líquido con respecto al agua a 15_C, (60_F) Densidad del Líquido

6.

Lechadas Heterogéneas Acuosas en Tuberías Inclinadas La caída de presión en tuberías inclinadas con lechadas acuosas heterogéneas es la suma de la caída de presión del líquido y la caída de presión causada por los sólidos. La caída de presión causada por los sólidos es la suma de la caída de presión causada por éstos en los vectores horizontal y vertical. La caída de presión total se puede calcular por la Ec.(16), la cual se puede derivar de las Ecs.(12) y (14). Ver Referencia 5. donde: m

V2 Cd DP si DP wi DP whKl

DgSp 1

cos(q) F 10 (ò w) lSp (1 l)sen(q)

componente de fricción de sólidos

cabezal estático de la lechada

Ec. (16)


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Ec (14)

.Menú Principal

Ec. (12 )

donde:

(∆P)si

=

(∆P)wi

=

(∆P)wh =

θ

=

Caída de presión de la tubería inclinada, incluyendo el componente de fricción y el de cabezal estático Caída de presión por fricción de agua en tubería inclinada a la velocidad lineal de la lechada (Calculado por el método dado en la sección MDP–02–FF–03) Caída de presión por fricción de agua en tubería horizontal a la velocidad lineal de la lechada en tubería inclinada ( Calculado por el método dado en la sección MDP–02–FF–03) Angulo de incidencia



kPa/m

psi/pie

kPa/m

psi/pie

El resto de los términos están definidos para las ecuaciones (12) y (14). 7.

Lechadas Heterogéneas No Acuosas en Tuberías Inclinadas m

V2 Cd DP si DP Li DP LhKl

DgSpSL 1

cos(q) F 10 òL lS pS L (1 l)sen(q) Ec. (17)

componente de fricción de sólidos

cabezal estático de la lechada


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donde:

(∆P)si

=

(∆P)Li

=

(∆P)Lh

=

Caída de presión de la lechada en la tubería inclinada, incluyendo el componente de fricción y el de cabezal estático Caída de presión por fricción del líquido en tubería inclinada a la velocidad lineal de la lechada (Calculado por el método dado en la sección MDP–02–FF–03) Caída de presión por fricción del líquido en tubería horizontal a la velocidad lineal de la lechada en tubería inclinada. ( Calculada por el método de la sección MDP–02–FF–03)



kPa/m

psi/pie

kPa/m

psi/pie

El resto de los términos están definidos para las ecuaciones (13) y (15). Caída de Presión a través de Accesorios Para lechadas homogéneas Newtonianas en flujo laminar o turbulento y para lechadas no–Newtonianas homogéneas en flujo turbulento, la caída de presión debido a los accesorios de la tubería se determina usando la correlación correspondiente al flujo de una sola fase, con las propiedades del líquido reemplazadas por las propiedades de la lechada. Las correlaciones correspondientes a una sola fase se dan en la sección MDP–02–FF–03. Para lechadas no–Newtonianas homogéneas en flujo laminar, la caída de presión de accesorios depende de las características de la lechada no–Newtoniana. Aunque no se ha establecido correlación entre la caída de presión de los accesorios y las características de lechadas no–Newtonianas, se conoce que la caída de presión incrementa cuando el número de Reynolds decrece y en orden de magnitud mayor que la caída de presión correspondiente en sistema Newtoniano. En este manual no se dispone de información para estimar la caída de presión en accesorios de tuberías con lechadas no–Newtonianas heterogéneas y con lechadas homogéneas en flujo laminar. Optimización de Diámetro de Tubería Como se mencionó en “Control de régimen de Flujo” cambiar el régimen de flujo para optimizar la relación de costos de bombeo vs. inversión de tubería no es económicamente apropiado para tuberías de proceso. Sin embargo, si la línea en cuestión es larga (Ej.: línea de transmisión para lechadas), la optimización se puede justificar.


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PROBLEMA TIPICO Problema 1 – Cálculo integrado para la Caída de Presión heterogéneo no acuoso) Datos

(Sistema

Se presenta el siguiente sistema de flujo en dos fases (slurry), con un caudal constante a través de la tubería horizontal de acero comercial, schedule 40

Caudal de flujo (Q)

=

Densidad del líquido (ρL)

=

Viscosidad del líquido ( µL)

=

Densidad del sólido (ρS) Fracción en volúmen de sólido (λ) Longitud de la tubería (L) Diámetros de las partículas (dp)

=

5,58 x10–3 m3/s (88,42 gpm) 1170,6 kg/m3 (73,05 lib/pie3) 2x10–3 Pa.s (2 cp) 2902 Kg/m3 (181,08 lib/pie3)

= = =

0,1656 30,48 m (100 pie) % en peso 0,5mm 60 0,036mm 40 Como primer paso se calculan las velocidades libres de sedimentación ( ley de Stokes, intermedia y Newton ) para cada tamaño de partícula. Para ello se necesita calcular ∆S y SL como se muestra a continuación: SL

òL

òH 2O (60°F)

1170, 6 1, 17 1000

Sp

,

òs 2902 2, 9 1000 òH 2O (60°F)

Velocidades libres de sedimentación para las partículas de 0,036mm 1.

Velocidad libre de sedimentación por la ley de stokes:

V f (S) 5, 54 x 10 4 2.

Ec. (1a)

Velocidad libre de sedimentación por la ley intermedia:

V f (I) 5, 58 x 3.

(0, 036) 2 (2, 9 1, 17) 6, 21 x 10 4 ms 2, 04 x 10 3 pies 3 2 x 10

10 3

(0, 036) 1.143(2, 9 1, 17) 0,714

2 x

10 3

0,429

(1, 17)

0,286

2, 54 x 10 3 ms 0, 008 pies Ec. (1b)

Velocidad libre de sedimentación por la ley de Newton:

(0, 036)(1, 73) V f (N) 0, 1722 1, 17

0.5

0, 04 ms 0, 13 pies

Ec. (1c)


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Velocidades de sedimentación para las partículas de 0,5mm 4.

Vf(S) = 0,12 m/s (0,39 pie/s)

5.

Vf(I) = 0,05 m/s (0,17 pie/s)

6.

Vf(N) = 0,15 m/s (0,49 pie/s) Se calcula el número de Reynolds de la partícula con cada una de las velocidades Número de Reynolds para las partículas de 0,036 mm

(0.036) 6, 2 x 10 4 (1, 17)

1.

Vf(S) = 6,21x10–4 m/s

Re

2.

Vf(I) = 2,54x10–3 m/s

R e 5, 4 x 10 2

Ec. (2)

3.

Vf(N) = 0,04 m/s

R e 0, 84

Ec. (2)

2 x 10 3

Número de Reynolds para las partícula de 0,5 mm R e 34, 5

Ec. (2)

5.

Vf(S) = 0,12 m/s Vf(I) = 0,05 m/s

R e 15, 03

Ec. (2)

6.

Vf(N) = 0,15 m/s

R e 43, 31

Ec. (2)

4.

Se comparan los Números de Reynolds obtenidos para cada tamaño de partícula, con los intervalos que se muestran en la figura 1. Según lo expuesto anteriormente, la ley que rige el movimiento de las partículas de 0,036 mm es la ley de Stokes. En el caso de las partículas de 0,5 mm, la ley Intermedia es la que rige el movimiento. Una vez encontradas las velocidades libres de sedimentación para cada tamaño de partícula, se procede a calcular la velocidad de sedimentación obstaculizada de la partícula más grande según la ecuación 3. La relación de velocidad de sedimentación obstaculizada a velocidad de sedimentación libre (Fh), se busca en la figura 2, teniendo como dato la fracción en volumen de sólidos. (El valor encontrado en la Figura es 0,36) V h (0, 36) (0, 05) 0, 018 ms

Ec. (3)

Con los datos de velocidad de sedimentación libre, calculada para la partícula más pequeña y velocidad de sedimentación obstaculizada, calculada para la partícula más grande se entra en la Tabla 2 y se determina el régimen de flujo.


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En este caso particular se tiene que el régimen es intermedio. Según el procedimiento de diseño, si se tiene esta condición, se calcula la velocidad crítica de sedimentación para régimen heterogéneo y para régimen homogéneo tomandose el criterio más conservador. (En este caso el criterio más conservador es aquel del cual se obtenga la mayor velocidad crítica de sedimentación). 1.

Cálculo para lechada heterogénea Ya que no se dispone en el problema del diámetro interno de la tubería ni de la velocidad lineal de la lechada, se supone un diámetro, tomando como base las velocidades promedio de las lechadas ( 1,22 – 2,13 m/s). Con ese diámetro se encuentra la velocidad lineal de la lechada, la velocidad crítica de sedimentación y la velocidad mínima de transporte. Esta última se compara con la velocidad lineal. Si la velocidad mínima de transporte es mayor que la velocidad lineal, se calcula el diámetro correspondiente a la velocidad mínima de trasporte y se procede como se indica anteriormente hasta que la velocidad mínima de trasporte sea ligeramente menor o igual que la velocidad lineal. El diámetro que cumple esta condición se estandariza (utilizando valores por debajo del calculado) y se vuelve a corroborar que el nuevo valor estandarizado cumpla con lo anteriormente expuesto, de ser así, este será el diámetro que se utilizará para los cálculos posteriores, así como la velocidad a utilizar será la velocidad lineal calculada. Para calcular la velocidad crítica de sedimentación se necesita conocer el factor de arrastre (Cd). Este factor se calcula de la siguiente manera: – Se calcula el diámetro promedio de la partícula: dp = 0,5(0,6) + 0,036 (0,4) = 0,31 mm. – Con este diámetro promedio se procede a calcular la velocidad libre de sedimentación por las tres leyes anteriores ( Ecs (1a), (1b), (1c)). Se calcula el Número de Reynolds, se compara con la tabla 1 y se busca cual ley gobierna el movimiento, luego en la misma figura 1 se encuentra Cd. El valor de Cd es 6,2 aproximadamente. Se selecciona un diámetro de 0,067 m. Se calcula la velocidad lineal por la siguiente ecuación:

5, 5 x 10 3 V 4 Q2 4 1, 58 ms (5, 18 pies) 2 pD 3, 14(0, 067) 2,9 0, 1656(0, 067)(9, 81)1,17 1 V c 6, 33 1, 6 ms (5, 25 pies) 6, 2

Ec. (10)


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V mt V c 0, 6 1, 6 0, 6 2, 2 ms (7, 22 pies)

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Ec. (11)

Se compara la velocidad mínima de transporte (Vmt) con la velocidad lineal de la lechada (V). Vmt es mayor que V, por lo tanto hay que calcular de nuevo las velocidades, con un nuevo diámetro hasta que Vmt < V . Para el nuevo cálculo se toma como diámetro el que se obtiene de la velocidad mínima de transporte como se muestra a continuación: D

4 5, 58 x 10 3 0, 057m (0.19 pie) 3.14(2, 2)

Con este diámetro se obtiene: V = 2,19 m/s (7,17 pie/s) Vc = 1,49 m/s (4.89 pie/s) Vmt = 2,09 m/s (6.85 pie/s Con este diámetro se cumple la relación buscada. El siguiente paso es estandarizar este diámetro, para lo cual es necesario llevarlo a pulgadas D = 0,057 m = 2,24 pulg. Según tablas que contiene estos datos, los valores estándares cercanos a este valor obtenido pueden ser 2 ó 2,5 pulg. Se toma el valor menor que es 2 pulg (lo que asegura que Vmt sea aun menor). Como el diámetro con el que se han realizado todos los cálculos es el interno, se busca cual es el diámetro interno que corresponde a este valor (en las mismas tablas se dispone de esta información). Para una tubería Std, schedule 40 de 2 pulgadas el diámetro interno es 2,067 pulg. D = 0,053 pulg = 2,067 m Con este valor se calculan nuevamente las velocidades para corroborar que se siga manteniendo la condición de Vmt < V : V = 2,53 m/s Vc =1,43 m/s Vmt = 2,03 m/s 2.

Cálculo para lechada homogénea Como no se sabe si la lechada es compacta o diluída se debe calcular la velocidad crítica de sedimentación por ambas formas y luego escoger el criterio más conservador (el cual se comparará luego con los resultados arrojados para el régimen heterogéneo).


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a.

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Lechada Compacta Newtoniana en Flujo Homogéneo: Se busca un diámetro tal que Re > 4000. (Para el primer tanteo, suponga un diámetro de tubería tal que la velocidad esté aproximadamente en el rango de 1,2 a 2,1 m/s ) Densidad de la lechada: ò 1170, 6(1 0, 1656) 2902(0, 1656) 1457, 3 Kgm 3

Ec. (6)

Para el cálculo de la viscosidad de la lechada se necesita encontrar Fµ en la Fig 3 m 2, 852 x 10 3 5, 7 x 10 3 Pa.s

Ec. (4)

Se toma como valor para el primer tanteo el mismo diámetro de la sección anterior D=0,067 m. Con este valor se tiene: V = 1,58 m/s Re = 27111,7 Como este valor de Reynolds es muy alto, hay que probar con otro valor hasta obtener un Reynolds ligeramente mayor o igual que 4000. D (m)

V (m/s)

Re

0,067

81,58

27112

0,1

0,71

27938,7

0,45

0,035

4036

En este caso el diámetro máximo seleccionado es 0,45 m y la velocidad crítica de sedimentación es 0,035 m/s b.

Lechada Diluída Newtoniana en Flujo Homogéneo: En este caso también hay que realizar un tanteo para encontrar el diámetro y la velocidad lineal de la lechada. El tanteo es un poco más complicado que en los casos anteriores, porque involucra encontrar el factor de fricción (f) y la relación ε/D en la sección MDP–02–FF–03. Los pasos a seguir son los siguientes: – Se toma un diámetro como base (de no tener ninguna referencia suponer uno que de una velocidad dentro del rango antes mencionado).


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– Se calcula la velocidad lineal y el número de Reynolds. – En la sección MDP–02–FF–03 se encuentra la relación ε/D y el factor de fricción 7D , se compara con el tamaño de la partícula más – Se calcula R e(f) 0.5 pequeña y se aplica la fórmula correspondiente según el procedimiento de diseño. – Se encuentra la velocidad mínima de transporte y se compara con la lineal hasta conseguir un diámetro tal que la velocidad lineal de ligeramente mayor ó igual que la velocidad mínima de trasporte. Al realizar el tanteo los resultados obtenidos son: D = 0,063 m V = 1,79 m/s Re = 44418 ε/D = 0,0007 f = 0.006 Vc = 0,98 m/s Vmt = 1,58 m/s Se comparan los resultados de los tres casos y se toma para el diseño el más conservador (el que presente el menor diámetro o lo que es lo mismo, la mayor velocidad crítica de sedimentación). Resultados: D = 0,053 m V = 2,53 m/s Vc = 1,43 m/s Vmt = 2,03 m/s Cálculo de la caída de presión para flujo heterogéneo no acuoso La caída de presión para lechadas heterogéneas no acuosas se calcula a través de la siguiente ecuación:

DP sh DP Lh1 K l D

SpSL 1 V 2 C d

g

componente sólido

m

Ec. (13)


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Donde ∆PLh es la caída de presión del líquido en la tubería a la velocidad lineal de la lechada (calculado por el método presentado en el documento MDP–02–FF–03). D = 0,053 m V = 2,53 m/s Re

(0, 053)(2, 53)(1170, 6) DV ò 78482, 9 m 2 x 10 3

ε/D = 0,00086 f= 0,0056 4(0, 0056)(30, 48) (1170, 6)(2, 53) 2 òV 2 10 3 48, 26 Kpa DP Lh 10 3 4fL 0, 053 D 2 2 ∆PLh = 1,58 Kpa/m V 2 C d

Como D g

1 SP SL

20, 71 10 por lo tanto k 6, 3 y m 0, 354

Entonces la caída de presión de la lechada es: DP sh 1, 581 6, 3(0, 1656)(20, 71) 0,354 2, 13Kpam


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NOMENCLATURA (Unidades Inglesas en Paréntesis) Cd D Dp dp Fh

= = = = =

Fµ Fi f g K m (∆P)sh

= = = = = = =

(∆P)si

=

(∆P)sv

=

(∆P)wh = (∆P)wi

=

(∆P)wv = (∆P)Lh = (∆P)Li

=

(∆P)Lv

=

SL Sp

= =

∆S V Vf Vh Vmt

= = = = =

Coeficiente de arrastre (Fig.1.), adimensional Diámetro interno de la tubería, m (pie) Diámetro de la partícula más pequeña, mm (pulg) Diámetro de la partícula, mm (pulg) Relación de velocidad de sedimentación obstaculizada a velocidad de sedimentación libre de Fig. 2., adimensional Factor de viscosidad relativa de la Fig. 3., adimensional Factor cuyo valor depende de las unidades usadas (Ver lista al final) Factor de fricción de Fanning, adimensional Aceleración de la gravedad, 9.81 m/s2 (32.2 pie/s2) Coeficiente en Ec(12) Exponente en Ec.(12) Caída de presión de la lechada en tubería horizontal, kPa por m de tubería, (psi/pie) Caída de presión de la lechada en tubería inclinada, kPa por m de tubería, (psi/pie) Caída de presión de la lechada en tubería vertical, kPa por m de tubería (psi/pie) Caída de presión por fricción del agua en tubería horizontal a la velocidad lineal de la lechada, kPa por m de tubería, (psi/pie) Caída de presión por fricción del agua en tubería inclinada, kPa por m de tubería (psi/pie) Caída de presión por fricción del agua en tubería vertical, kPa por m de tubería Caída de presión por fricción del líquido en tubería horizontal a la velocidad lineal de la lechada, kPa por m de tubería, (psi/pie) Caída de presión por fricción del líquido en tubería inclinada, kPa por m de tubería (psi/pie) Caída de presión por fricción del líquido en tubería vertical, kPa por m de tubería, (psi/pie) Gravedad específica de líquido, (adimensional) Gravedad específica de la partícula con respecto al agua a 15_C, (60_F), (adimensional) Diferencia en gravedades específicas de sólido y líquido, (adimensional) Velocidad lineal de la lechada, m/s, (pie/s) Velocidad de sedimentación libre, m/s, (pie/s) Velocidad de sedimentación obstaculizada, m/s, (pie/s) Velocidad mínima de transporte, m/s, (pie/s)


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Vc θ λ µ µL ρ ρL ω

= = = = = = = = =

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Velocidad crítica de sedimentación, m/s, (pie/s) Angulo de inclinación Fracción volumétrica de sólidos, (adimensional) Viscosidad de la lechada, Pa.s, (cP) Viscosidad del líquido, Pa.s, (cP) Densidad de la lechada, kg/m3, (lb/pie3) Densidad del líquido, kg/m3, (lb/pie3) Densidad del agua, kg/m3, (lb/pie3) Fracción másica de sólidos en la lechada (adimensional)



F10

=

Ec.(10), (11)

9.81x10 –3

6.94x10 –3

F35

=

Ec.(1a)

5.44x10 –4

1153

F36

=

Ec.(1b)

5.58x10 –3

14.29

F37 F38 F39 F40 F41

= = = = =

Ec.(1c) Ec.(2) Ec.(7) Ec.(8a) Ec.(8b)

0.1722 1 1 5.32 4000

2.847 7734 1488 0.027 2.69

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TABLA 1. PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO PARA FLUJO DE LECHADA

1. Velocidad de Sedimentación

Procedimientos de Diseño para Lechadas Acuosas Use los datos experimentales si se dispone de ellos. De otro modo calcule Vf y Vh como se describió en el procedimiento de diseño. Encuentre el régimen de flujo para flujo horizontal a partir de la Tabla 2.

Procedimientos de diseño para Lechada No acuosa El mismo usado para el sistema acuoso

2. Tipo de Lechada

S Si el régimen de flujo es homogéneo,

El mismo usado para el sistema acuoso

decida si la lechada es Newtoniana preferiblemente con los datos de viscosidad; o con los criterios dados en “Consideraciones básicas de Diseño”.

S Si

el régimen es intermedio, se recomienda calcular la velocidad crítica de sedimentación como si fuera un flujo homogéneo y luego como si fuera heterogéneo. Se tomará el criterio que de la mayor velocidad crítica de sedimentación ( Vc). S Si la lechada es tal que puede ser heterogénea o sedimentante, calcule la velocidad crítica de sedimentación ( Vc ) como si fuera heterogénea, compare esa velocidad con la velocidad lineal de la lechada y decida según la Tabla 2 cual es el régimen de flujo. 3. Velocidad Crítica de sedimentación

S Si la lechada es homogénea, diluída, Newtoniana, calcule la velocidad crítica de sedimentación (Vc) tal como se describe en “Procedimientos de Diseño”. Si la lechada es homogénea, compactada, Newtoniana, encuentre el criterio de velocidad crítica de sedimentación en la Tabla 3 y en “Procedimientos de Diseño”. Si la lechada es homogénea, Newtoniana, pero no se conoce si es diluida o compactada, determine la velocidad crítica para ambos casos y use el valor más conservador (mayor Vc ).

S Si la lechada es heterogénea utilice el criterio utilizado en “Procedimientos de Diseño”.




El mismo usado para el sistema acuoso.


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4. Velocidad Mínima de Transporte

5. Caída de Presión

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Procedimientos de Diseño para Lechadas Acuosas Use la Ec.(11) para todos los sistemas, basado en flujo horizontal. Fije el diámetro de la tubería basado en Vmt. De no tener la velocidad lineal de la lechada, use el mismo valor de Vmt para flujo vertical o inclinado (éste será un valor conservador).

Procedimientos de diseño para Lechada No acuosa El mismo usado para el sistema acuoso

S Si la lechada es homogénea, Newtoniana


(diluida o compactada), encuentre el criterio de caída de presión según se describió en la sección (MDP–02–FF–03)

S Si el régimen de flujo es heterogéneo, 6. Optimización

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calcule la caída de presión como se indicó en el procedimiento de diseño. Como se mencionó en “Control de régimen de Flujo” cambiar el régimen de flujo para optimizar la relación de costos de bombeo vs. inversión de tubería no es económicamente apropiado para tuberías de proceso. Sin embargo, si la línea en cuestión es larga (Ej.: línea de transmisión para lechadas), la optimización se puede justificar.

El mismo usado para el sistema acuoso El mismo usado para el sistema acuoso


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TABLA 2. REGIMEN DE FLUJO DE LECHADAS EN TUBERIA HORIZONTAL Régimen de Flujo

Homogénea Intermedio (1) Heterogéneo (2) Sedimentante (2)

Velocidad de sedimentación obstaculizada de la partícula más grande de la lechada; m/s ≤ 0.0006 > 0.0006 > 0.0006 > 0.0006

Velocidad de sedimentación libre, Vf de las partículas más pequeñas de la lechada, m/s – < 0.006 > 0.006 > 0.006

Velocidad lineal de la lechada

– – > Vc < Vc

Vc.– Velocidad crítica de sedimentación en tubería horizontal de la lechada en flujo heterogéneo. NOTAS: 1. A estas condiciones el régimen de flujo será intermedio si las partículas finas son distribuidas uniformemente en la lechada, mientras que las partículas a coalescer establecen un gradiente de densidad en la lechada. Para el manejo de este régimen de flujo, consultar “Procedimientos de Diseño” o la Tabla 1. 2. A estas condiciones de velocidades de sedimentación el régimen será heterogéneo o sedimentante, dependiendo de la velocidad lineal de la lechada en la tubería. Para estimar el régimen de flujo a estas condiciones remítase a “Procedimientos de Diseño”. 3. Para obtener el valor de la velocidad en ft/s, multiplique los valores de la tabla por 0.3048.


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TABLA 3. CRITERIOS DE VELOCIDAD CRITICA DE SEDIMENTACION EN TUBERIAS HORIZONTALES Régimen de Flujo

Características de la Lechada Compacto, Newtoniano

Sistemas

Homogéneo

Compacto, No–Newtoniano

todos

Homogéneo

Diluido, Newtoniano

todos

Homogéneo

Diluido, no–Newtoniano

todos

–––

Heterogéneo

acuoso

Ver el Procedimiento de Diseño de esta sección

Heterogéneo

no–acuoso

Ver el Procedimiento de Diseño de esta sección

Intermedio

todos

Calcular Vc para flujo homogéneo y para flujo heterogéneo. Tomar la velocidad crítica de sedimentación que de el criterio más conservador.

Homogéneo

todos

Criterio de Velocidad Crítica de Sedimentación Flujo Turbulento; Número de Reynolds ≥ 4000. Para determinar el Número de Reynolds se usa la densidad y viscosidad de la lechada. (Refs. 3 y 5).

Ver el Procedimiento de Diseño.


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TABLA 4. CRITERIOS DE CAIDA DE PRESION DE LECHADAS Régimen de Flujo Homogéneo

Características de la Lechada Newtoniano

Sistemas

Criterio de Caída de Presión

todos

trátelo como un líquido ordinario con las propiedades de la lechada. Use el factor de fricción de fanning. El número de Reynolds está dado en la sección (MDP–02–FF–03) Para calcularlo se usan la densidad y viscosidad de la lechada. ––– Ver el Procedimiento de Diseño en esta Subsección Ver el Procedimiento de Diseño en esta Subsección Consulte la Tabla 1

Homogéneo Heterogéneo

No–Newtoniano (1)

todos acuoso

Heterogéneo

(1)

no–acuoso

Intermedio

(1)

todos

NOTAS: 1. La distinción entre fluidos Newtonianos y no–Newtonianos no se aplica para otros regímenes de flujo que no sean homogéneos


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Fig 1. COEFICIENTE DE ARRASTRE PARA ESFERAS RIGIDAS


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Fig 2. FACTORES DE CORRECCION PARA SEDIMENTACION OBSTACULIZADA*

* BASADO EN ESFERAS RIGIDAS


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Fig 3. VISCOSIDAD RELATIVA DE LA LECHADA

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PDVSA MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO TRANSFERENCIA DE CALOR HORNOS

PDVSA N°

MDP–05–F–01

TITULO

PRINCIPIOS BASICOS

0 REV.

61 FECHA

APROB.

E PDVSA, 1983

DESCRIPCION FECHA

PAG. REV. APROB.

APROB. APROB. FECHA

ESPECIALISTAS



TRANSFERENCIA DE CALOR HORNOS PRINCIPIOS BASICOS Indice manual

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PDVSA MDP–05–F–01 REVISION

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

4 CONSIDERACIONES BASICAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6

Antecedentes . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Definiciones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipos de hornos de proceso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Selección y diseño de hornos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Gráficas para cálculos de combustión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Programas de computación para cálculos/simulación de hornos . . . . . .

4 5 12 15 23 25

5 APENDICES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

26

Tabla 1 Tabla 2 Tabla 3 Figura 1 Figura 2 Figura 3 Figura 4 Figura 5 Figura 6 Figura 7 Figura 8 Figura 9 Figura 10A Figura 10B Figura 11A Figura 11B Figura Figura Figura Figura Figura

12 13 14 15 16

Lista de puntos cubiertos normalmente en las especificaciones de hornos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . LIsta de puntos cubiertos en las especificaciones de servicios de hornos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Factores que afectan el diseño y seleccion de hornos . . . . . . . . . . . . . . . . Hornos – verticales cilíndricos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Horno vertical – cilíndrico con sección de convección horizontal . . . . . . . Hornos con tubos horizontales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Variaciones en hornos tipo cabina . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Horno tipo caja con tubos verticales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Horno tipo caja con tubos horizontales con ala sencilla . . . . . . . . . . . . . . . Guía para la selección de hornos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calor de combustión de aceites combustibles y fracciones de petróleo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calor de combustión para gases parafínicos y oleofínicos . . . . . . . . . . . . Entalpía de los componentes del gas de chimenea a bajas presiones (H2O, CO, CO2, SO2) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Entalpía de los componentes del gas de chimenea a bajas presiones (H2O, CO, CO2, SO2) (Cont.) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Entalpía de los componentes del gas de chimenea a bajas presiones (aire, O2, NO2) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Entalpía de los componentes del gas de chimenea a bajas presiones (aire, O2, nO2) (Cont.) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calor disponible por combustión de aceite combustible (0°API) . . . . . . . . Calor disponible por combustión de aceite combustible (5°API) . . . . . . . . Calor disponible por combustión de aceite combustible (10°API) . . . . . . Calor disponible por combustión de aceite combustible (15°API) . . . . . . Calor disponible por combustión de aceite combustible (20°API) . . . . . .

28 31 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51



Figura 17 Figura 18 Figura 19 Figura 20 Figura 21A Figura 21B Figura Figura Figura Figura

22A 22B 23 24


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Calor disponible por la combustion de gas combustible de refinería . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calor disponible por la combustión de gas combustible de refinería . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calor disponible por la combustión de gas combustible de refineriía . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Calor disponible por la combustión de gas combustible de refinería . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Contenido de dióxido de carbono en el gas de chimenea (unidades métricas) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Contenido de dióxido de carbono en el gas de chimenea (unidades metricas) (Cont.) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . kg de gas de chimenea por kg de combustible . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . lb de gas de chimenea por lb de combustible . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Viscosidad absoluta del gas de chimenea a 1 atm . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Conductividad térmica del gas de chimenea a 1 atm . . . . . . . . . . . . . . . . .

52 53 54 55 56 57 58 59 60 61



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OBJETIVO Proporcionar los fundamentos teóricos que permitan una óptima comprensión de la terminología relacionada y de cálculos relacionados con el tema de Hornos de Proceso. El tema “Hornos”, dentro del área de “Transferencia de Calor”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA–MDP– Descripción de Documento 05–F–01 Hornos: Principios Básicos (Este documento). 05–F–02

Hornos: Consideraciones de diseño.

05–F–03

Hornos: Quemadores.

05–F–04

Hornos: sistemas de tiro forzado.

05–F–05

Hornos: Precalentadores de aire.

05–F–06

Hornos: Generadores de gas inerte.

05–F–07

Hornos: Incineradores.

Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Hornos”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, son una actualización de la Práctica de Diseño “HORNOS”, presentada en la versión de Junio de 1986 del MDP (Sección 8).

2

ALCANCE Cubre las definiciones básicas, descripción de los diferentes tipos de hornos empleados por la IPPCN, gráficas que facilitan cálculos relacionados con combustión en hornos de proceso, y una descripción general del programa de modelaje de hornos a ser empleado como apoyo a los cálculos relacionados con hornos.

3

REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso (versión 1986) S Vol VIII, Sección 14 “Flujo de fluidos” S Vol VIII y IX, Sección 15 “Seguridad en el diseño de plantas” Manual de Ingeniería de Diseño S PDVSA–MID–L–TP–2.7 “Hornos de proceso: Requisición, análisis de ofertas y detalles de compra”




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Otras Referencias S S S S

4

API Technical Data Book, cap.14 (1992) “Combustion”. API 665, Fired Heater Data Sheet ASME Code Section 1, Power Boilers Berman, H. L., “Chemical Engineering”, julio 19, 1978, pp 99–104

CONSIDERACIONES BASICAS 4.1

Antecedentes El calentamiento de un fluido de procesos en un horno está acompañado por la combinación de la radiación y convección. El patrón usual de flujo del fluido en el proceso es en contracorriente con el de los gases de combustión, es decir, el fluido en el proceso pasa primero a través de la sección de convección y luego a través de la sección de radiación del horno, mientras que los gases de combustión van en dirección opuesta. Este arreglo permite obtener una mayor eficiencia (la temperatura del gas en la chimenea es más baja) que la que se obtendría si el flujo fuera en paralelo. En la sección de radiación, el calor es transferido al fluido de proceso principalmente por radiación de la alta temperatura de los gases que resultan de la combustión del combustible en la cámara. Otra parte del calor es también transferida por convección. Los gases de combustión a medida que transfieren calor se enfrían, y por lo tanto, la transferencia de calor por radiación progresivamente requiere de más área en los tubos, lo cual llega a ser poco atractivo desde el punto de vista económico. Por esta razón, la transición a la sección de convección es hecha mientras el gas de combustión aún está relativamente caliente. En la sección de convección, el calor es transferido principalmente por convección, aunque una pequeña cantidad de calor se transfiere por radiación. Después que todo el calor, que económicamente puede ser recuperado, ha sido transferido al fluido de proceso, el gas de combustión deja el horno y pasa a través de una chimenea a la atmósfera. Los hornos está divididos en dos categorías principales: hornos de procesos y hornos de pirólisis. Horno de Procesos (Convencional). Estos hornos proveen calor, el cual es usado en los equipos aguas abajo del horno. Ejemplos típicos son hornos de columnas de destilación, precalentadores de reactores (hidrotratamiento y termoreactores) y rehervidores. Los sistemas de calentamiento indirecto, tales como sistemas de aceite caliente o sistemas “Dowtherm”, también usan hornos de procesos.


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TRANSFERENCIA DE CALOR HORNOS PRINCIPIOS BASICOS

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Hornos de Pirólisis Este tipo de hornos proveen calor para que una reacción química se lleve a cabo dentro de los tubos del horno. Los de craqueo térmico con vapor y los reformadores con vapor son los dos principales ejemplos. Muchas de las consideraciones y problemas en el diseño y operación de estos hornos son similares a los de los hornos convencionales. Sin embargo, estos hornos de pirólisis operan normalmente a altas temperaturas y tienen muchas consideraciones especiales. Algunos hornos, tales como los utilizados en las plantas reductoras de viscosidad y de craqueo térmico, son considerados hornos de procesos, aun cuando existen reacciones químicas dentro de los tubos. Sus temperaturas son bajas, comparadas con las temperaturas de los hornos de pirólisis; y aparte de los cálculos de craqueo, el diseño de este tipo de hornos es muy similar al diseño de hornos de procesos. Tipos de Especificación Para especificar hornos se utilizan dos tipos de documentos: la especificación del diseño y la del calor requerido. En la especificación del diseño todas las variables principales que afectan su comportamiento han sido determinadas y especificadas por el diseñador. El vendedor del horno debe proveer los detalles del diseño mecánico. En la especificación del calor requerido del equipo, sólo son dados los requerimientos de servicio tales como carga calorífica y condiciones de entrada y salida. El fabricante entonces suministra tanto el diseño mecánico como el térmico. En las Tablas 1 y 2 se muestran los aspectos cubiertos en cada tipo de especificación. El API 665 (datos de diseño, Fired Heater Data Sheet) puede ser utilizado para presentar la información requerida para cualquier tipo de en su especificación. Sin embargo, el documento PDVSA–MID–L–TP–2.7, Tabla 1, presenta un formato de especificaciones para compra de hornos de proceso (5 páginas), la cual es la oficial para PDVSA y sus filiales.

4.2

Definiciones Arco del horno Es la porción más elevada (usualmente plana) del horno, soportada desde arriba. Cabezal Es la unión que conecta dos tubos en un serpentín. Estrictamente hablando, es el cabezal removible tipo tapón donde se fijan los tubos bien sea enroscados o soldados. Comunmente, el cabezal se refiere a tubos doblados en forma de U.


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Caja Los quemadores y los tubos están encerrados en una caja la cual consiste de una estructura, recubriendo refractario y soporte de tubo. Caja de cabezal Es el compartimiento ubicado al final de la sección de convección, donde están localizados los cabezales. En esta caja colectora no hay flujo de gases de combustión, debido a que se encuentra separada del horno por una plancha aislante. Las cajas colectoras pueden ser usadas algunas veces en la sección de radiación. Calor absorbido (Heat Duty) Es el calor total aprovechado por el flujo de proceso, expresado usualmente MW (BTU/h). El rendimiento térmico total de un horno es la suma de calor transferido a todas las corrientes del proceso, incluyendo servicios auxiliares tales como sobrecalentadores y secadores. Calor disponible Es el calor absorbido de los productos de combustión (gases de combustión) a medida que estos son enfriados desde la temperatura de la llama hasta una temperatura dada de los gases de combustión. Calor generado Se define como el calor total liberado en el horno y es igual al combustible total multiplicado por el poder calorífico inferior (PCI) del combustible. Este calor es expresado usualmente en MW (BTU/h). Cámara de combustión Es un término usado para describir la estructura que circunda los serpentines radiantes y dentro de la cual se localizan los quemadores. Cámara de convección Es la parte del horno que consiste de un banco de tubos, el cual recibe calor de los gases de escape calientes, principalmente por convección. Cámara de radiación Es la parte del horno en la cual el calor es transferido a los tubos de los hornos, primeramente por radiación de la llama y por alta temperatura de los gases de combustión. Celda Es una parte de la sección de radiación separada de otras celdas por tubos o por una pared con refractario. También son llamadas “zonas o secciones”.


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Coeficiente de película Es el coeficiente de transferencia de calor por convección de la película de líquido en la pared del tubo. Colector (Breeching) Es un colector de los gases de combustión en la salida de la cámara de convección. Estos gases pasan después a la chimenea. Combustible bruto (Total) Es el combustible total quemado en un horno, incluyendo todas las pérdidas (se expresa usualmente en kg/s) (lb/h)). Combustible neto Es el combustible que se requeriría en el horno sino hubieran pérdidas por radiación, expresado en kg/s (lb/h). Compuerta (Damper) Es un dispositivo que regula el flujo de gases a través de la chimenea o ducto y controla el tiro del horno. Una compuerta típica consiste de una placa plana conectada a un eje el cual puede ser rotado de manera similar a una válvula de mariposa. Conexión entre banco de convección y sección de radiación (Crossover) Es la tubería que transfiere el fluido de proceso desde la salida de la sección de convección a la entrada de la sección de radiación. Conversión Es la fracción de la alimentación transformada en un producto deseado, usualmente expresado como g/kg (% peso) aplicada principalmente en hornos de pirólisis. Cubierta Es un revestimiento de acero el cual encierra la caja del horno y la hace esencialmente hermética. Chimenea Es un conducto cilíndrico de acero, revestido con concreto o ladrillos el cual traslada el gas de escape a la atmósfera y provee el tiro necesario. Densidad térmica Es la cantidad de calor transferido a un tubo por unidad de área, y se basa en el área externa total. Las unidades típicas son kW/m2 (BTU/h–pie2). La densidad térmica también puede ser llamada flujo térmico.


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Efecto de chimenea Es la diferencia entre el peso de una columna de gases de alta temperatura dentro del horno y el peso de una columna equivalente de aire externo, expresada en kPa por metros de altura (pulgadas de agua por pie). Eficiencia del horno Es la relación entre el calor absorbido y el calor suplido al horno. Ensuciamiento o incrustaciones Es la formación de una película sólida de sucio ceniza u hollín sobre la superficie de transferencia de calor, que da como resultado un incremento en la resistencia al flujo de calor. Exceso de aire Es el porcentaje de exceso de aire en el horno en relación a la cantidad de aire requerida para combustión estequiométrica. Factor de servicio Es una medida de la continuidad de operación del horno, expresada generalmente como la relación de días totales en operación para un período de tiempo dado entre los días calendarios totales en el período. Gases de combustión (Flue gas) Es una mezcla de gases producto de la combustión del combustible. Guías desviadoras (Corbelling) Son planchas estrechas que se extienden desde las paredes laterales de la sección de convección para evitar que el gas de combustión fluya a un lado de la sección de convección, entre la pared y el tubo más cercano, desviándose del banco de tubos. Guía de tubos Dispositivo utilizado para restringir el movimiento de los tubos. Lámina de tubos Es una lámina larga que soporta los tubos y está ubicada en la cámara de convección. Los soportes finales son usualmente de acero al carbón o aleaciones bajas de acero y constituyen un lado del cabezal del horno. Los internos de estos soportes poseen aislamiento por estar expuestos a los gases de combustión. Los soportes intermedios, como están expuestos al gas de escape por ambos lados, son fabricados con una aleación más resistente.




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Línea de transferencia Tubería usada para conectar la salida del horno y la columna de destilación (ya sea atmosférica ó de vacío), en una instalación petrolera. Mirillas de observación Puertas de observación ubicadas en diferentes puntos seleccionados del piso del horno y en las paredes del mismo, que permiten observar los tubos, soportes y quemadores del horno. Múltiple Es un tubo conectado a varios pasos paralelos y es usado para distribuir o recolectar los fluidos de estos pasos. Pared aislante Es el aislamiento refractario de la parte interna del horno. Paso Es el serpentín que transporta el fluido del proceso desde la entrada hasta la salida del horno. El fluido total del proceso puede ser transportado a través del horno por uno o más serpentines. Película (Superficie) Es una capa fina del fluido adyacente a la pared del tubo, la cual permanece en flujo laminar aun cuando el flujo del fluido es turbulento. El perfil de velocidad en la película es aproximadamente lineal, siendo la velocidad existente en la pared igual a cero. Poder calorífico inferior (PCI) Es el calor de combustión teórico del combustible, cuando no se toma en cuenta el calor de condensación del agua en los gases de combustión. También es llamado poder calorífico neto y es expresado en MJ/kg (BTU/lb). Poder calorífico superior (PCS) Es el calor teórico de la combustión del combustible, cuando el agua formada se considera en estado líquido (Se aprovecha el calor de condensación). También es llamado Poder calorífico total (PCT) y viene expresado usualmente en MJ/kg (BTU/lb). Poder calorífico total (PCT) Ver poder calorífico superior (PCS) Precalentadores de aire Es un intercambiador de calor en el cual se calienta el aire requerido para la combustión, por transferencia de calor desde los gases de escape que salen de la sección de convección.


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Quemador Es un dispositivo utilizado para mezclar el combustible y el aire para la combustión. Rango mínimo de operación (Turndown) Ocurre cuando las condiciones de operación del horno son más bajas que las condiciones de diseño: es decir, reducción en el rendimiento térmico, lo cual puede ser el resultado de una reducción en los requerimientos entálpicos, o una reducción de la carga del horno. Sección de protección La sección de protección son las dos primeras filas de tubos en la cámara de convección. Estos tubos están expuestos a radiación directa proveniente de la cámara de radiación y reciben más o menos la mitad del calor por radiación. Estos tubos están fabricados de un material mucho más resistente que los tubos restantes en la sección de convección. También se les llama tubos de choque. Serpentín Es una serie de tubos rectos conectados por retornos de 180°, formando un paso continuo a través del cual el fluido del proceso fluye y es calentado. Soplador de hollín El soplador de hollín está ubicado en la sección de convección y utiliza vapor de alta presión para soplar el hollín y la ceniza de los tubos. Soportes de tubos Es una parte metálica la cual soporta todo el peso de los tubos. Superficie extendida Es la superficie adicionada a los tubos lisos de la sección de convección para proveer mayor área de transferencia. Esta superficie extendida puede consistir de pequeños pernos soldados a los tubos o de aletas también soldadas. Temperatura de chimenea Es la temperatura de los gases de combustión saliendo de la cámara de convección. Temperatura de gases a la salida de la cámara de combustión o temperatura de la pared divisoria (Bridgewall temperature) Es la temperatura de los gases de escape saliendo de la sección de radiación. Este término proviene de los tradicionales hornos horizontales donde la cámara de combustión (zona radiante) y la de convección se separaba por una pared de ladrillos.




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Temperatura de la masa de fluido (Bulk temperature) Es la temperatura promedio del fluido del proceso en cualquier sección transversal del tubo. Temperatura de película Es la máxima temperatura de la película, en la pared del tubo. Tiro Es la presión negativa (vacío) en un punto dado dentro del horno, expresado usualmente en kPa (pulgadas de agua). Tiro forzado El uso de un ventilador de tiro forzado se requiere para suplir el aire de combustión a los quemadores y para vencer la caída de presión a través de los quemadores. Esto es contrario al tiro natural, donde la columna de gases caliente en la chimenea y el horno proveen la succión para atraer el aire para combustión al horno. Tiro inducido Se usa un ventilador en el lado del flujo de gases de combustión del horno, para proveer el tiro adicional requerido, mayor que el suplido por la chimenea, para sacar el gas de escape a través de la sección de convección. Tiro natural Es el sistema mediante el cual el tiro requerido para llevar el aire de combustión dentro del horno y extraer los gases de combustión del mismo es suministrado solamente por la chimenea. Velocidad crítica (Velocidad sónica) Cuando la velocidad del fluido es igual a la velocidad del sonido a las condiciones de temperatura y presión del fluido. También se llama velocidad sónica. Tope de sección de radiación (Hip Section) Es la zona de transición en el tope de la sección de radiación en hornos de tipo convencionales. La pared de esta sección tiene por lo general un ángulo de 45°. Tubos calentados por ambos lados Tubos ubicados en la sección de radiación expuestos por ambos lados directamente a la radiación emanada de los quemadores. Tubos calentados por un lado Son los tubos en la sección de radiación ubicados cerca de la pared del horno y que tienen sólo un lado expuesto a la llama del quemador. La radiación del lado contrario de los tubos es por reflexión de la pared.




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Velocidad másica Es el flujo de masa por unidad de área de flujo a través del serpentín. Las unidades típicas para la velocidad másica son Kg/s–m2 (lb/s–pie2).

4.3

Tipos de hornos de proceso Existen muchos tipos/arreglos de hornos, los cuales están disponibles y han sido usados por muchos años. Estos hornos consisten básicamente de cuatro componentes: caja, quemadores, serpentín y chimenea. Los hornos de proceso que se describen a continuación son los tipos más comunes utilizados en las refinerías de las empresas filiales de PDVSA. Hornos verticales–cilíndricos En las Figuras 1. y 2. se muestra la sección transversal típica de este tipo de hornos. Estos hornos probablemente son los más usados para rendimientos térmicos hasta 43.9 MW (150 MM BTU/h). En la sección de radiación, los tubos están colocados o colgados verticalmente en forma de círculo alrededor de los quemadores del piso. Esto hace que la llama sea paralela a los tubos en la sección de radiación. Este tipo de horno puede diseñarse con o sin la sección de convección. Estos hornos sin la sección de convección (Figura 1.A) son muy económicos en términos de inversión, pero debido a que la temperatura de los gases de escape a la salida del horno es my alta (800–1000°C) (1500–1800°F), este tipo de horno tiene una eficiencia muy baja. Este arreglo requiere de un mínimo de área de planta, y las cargas típicas están entre 0.15 y 2.9 MW (0.5 y 10 MM Btu/h). Estos hornos con una sección de convección horizontal ubicada encima de la sección de radiación (Figura 2.), proporcionan un diseño muy eficiente y económico que requiere un mínimo de área de planta. Los gases de combustión fluyen hacia arriba a través del banco de convección y posteriormente a la chimenea. La sección de protección consiste de dos filas de tubos ubicados en el fondo de la sección de convección. La sección de convección puede no justificarse en hornos muy pequeños, es decir, menores de 1.5 MW (5 MM BTU/h), o en hornos instalados en lugares donde el costo de combustible es extremadamente bajo. La mayoría de las instalaciones nuevas con hornos de tubos radiantes verticales son de este tipo. Las cargas típicas están entre 2.9 y 29.3 MW (10 y 100 MM Btu/h) Estos hornos con la sección de convección integrada verticalmente (Figura 1.B), se usaron mucho, pero actualmente rara vez se escogen para nuevas instalaciones. Los mismos tubos son usados para los servicios de radiación y convección. La porción de convección de los tubos usualmente tiene una superficie de forma extendida para incrementar el coeficiente de transferencia de calor por convección. En este tipo de horno sólo se debe quemar gas o combustibles destilados, debido a que la sección de convección es casi imposible de limpiar.




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Horno tipo cabina con tubos en U (Anillados) (Arbor or Wicket) Este es un diseño especializado en el cual la superficie de calor radiante la proveen tubos en U, que se conectan a los múltiples de entrada y salida. Este tipo de horno esta especialmente adaptado para el calentamiento de flujos grandes de gas bajo condiciones de baja caída de presión. Este diseño se usa mucho en el calentador de carga al reformador catalítico, y en otros servicios de calentamiento. Los quemadores están, usualmente, en piso, produciendo llama vertical, o en la pared, con la llama horizontal entre los tubos en U. Las cargas típicas por arreglo de tubos en U (Arbor coil), están entre 14.7 y 29.3 MW (50 y 100 MM Btu/h). Los hornos tipo cabina con tubos orientados verticalmente ofrecen ahorros considerables en inversión (Figuras 4.C y 4.D). Este arreglo permite utilizar una velocidad másica relativamente baja en el proceso, debido a la gran cantidad de pasos paralelos y con una buena distribución del fluido. En algunos casos (Powerformer), la sección de radiación consiste en zonas separadas para los servicios de precalentamiento y recalentamiento. Estas zonas están separadas por una pared de ladrillos. Los gases de combustión de todas las zonas de radiación pasan a través de una sección común de convección, la cual efectúa usualmente un servicio de precalentamiento solamente. En este tipo de horno las variaciones en las condiciones operacionales de los servicios individuales deben ser consideradas cuidadosamente, debido a que las zonas de recalentamiento también están provistas de calor para precalentar la zona de convección. Este tipo de hornos han sido construidos en tamaños desde 20 hasta 120 MW (desde 70 hasta 400 MM BTU/h) de calor total absorbido. Hornos tipo cabina con tubos horizontales (Horizontal Tube Cabin Furnaces) En la Figura 3. se muestra un horno de este tipo. La sección de radiación incluye los tubos horizontales al lado de las paredes y en el techo inclinado del horno (“Hip section”). La sección de convección se extiende sobre todo lo largo de la sección de radiación. Los quemadores están normalmente ubicados en el piso del horno en una fila por debajo del centro de la cabina y queman verticalmente, pero no es extraño conseguir diseños con quemadores montados en las paredes extremas ó intermedias, por debajo del serpentín. Este tipo de hornos han sido construidos hasta de 150 MW (500 MM BTU/h) de calor absorbido. Sin embargo, en tamaños más pequeños como 35 MW (120 MM BTU/h), los hornos verticales–cilíndricos son mucho más económicos. Este diseño altamente eficiente y económico, representa, actualmente la mayoría de instalaciones nuevas de hornos con tubos horizontales. Se han realizado algunas modificaciones en este tipo de horno para algunas aplicaciones especiales:




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1. En hornos grandes, el uso de una pared central para enfriamiento de aire (Figura 4.A), permite alrededor del doble del tamaño del horno para una longitud de tubo dada. Esta configuración es usada cuando los tubos en la zona de una celda de radiación sencilla son más largos de 24 m (80 pie), o cuando la celda de radiación es de más de 15 m (50 pie) de alto. Los quemadores están ubicados en el piso. Estos hornos se conocen como hornos horizontales de caja de tubos de dos celdas. Las cargas típicas están entre 29.3 y 87.9 MW (100 y 300 MM Btu/h). 2. Cuando se requiera dos zonas separadas de calentamiento en la sección de radiación, se puede tener una pared divisoria central (Figura 4.B). Dependiendo del tamaño del horno, el centro de la pared puede o no estar recubierta con tubos. Los diferentes servicios pueden ser compatibles, debido a que hasta cierto punto la quema en una sección afectará la transferencia de calor en la otra sección. La máxima capacidad para un servicio es 75% del diseño con el otro servicio a máxima capacidad, si ambos servicios usan la sección de convección (o 50% del diseño). Si un servicio es sacado fuera de operación, el horno debe pararse completamente o se debe circular otro fluido para evitar que se quemen los tubos del lado del servicio fuera de operación. Este arreglo permite control individual de llama por cada zona del horno, además de poder tener tanto quemadores ubicados en el piso (llama vertical), ó quemadores montados en la pared (llama horizontal), a ambos lados de la pared divisoria. Estos hornos de pared divisoria central, tienen cargas típicas entre 5.9 y 29.3 MW (20 y 100 MM Btu/h) Hornos tipo caja con tubos verticales (Vertical Tube Box Furnaces) Este diseño es propiedad de la Exxon y tiene ventajas sustanciales con respecto a los diseños de otros fabricantes. Por ser un diseño propietario, sólo se hará una descripción general, ya que no será cubierto en los MDP. La Figura 5. muestra el caso típico de este tipo de hornos. En la zona de radiación, los tubos están orientados verticalmente a lo largo de las cuatro paredes. Estos tubos, al igual que en hornos verticales–cilíndricos y hornos con cabina, son expuestos al fuego por un solo lado. Además, las filas de tubos verticales que atraviesan el horno son expuestos por ambos lados al fuego emitido por los quemadores ubicados en el piso. Estos tubos tienen un calor de entrada 50% mayor que los tubos ubicados en la pared, aunque la densidad de calor pico es la misma que en los tubos de la pared. La adición de este tipo de tubos (two–side fired tubes) reduce el serpentín de radiación lo cual resulta en una reducción significativa del volumen de la celda de radiación, comparado con los hornos con cabina de tubos horizontales. Cada paso de tubos tiene un número igual de tubos del centro y de pared, de tal forma que la distribución de calor entre los pasos sea uniforme. Este tipo de horno es




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adecuado cuando se requiere el uso de quemadores de tiro forzado de gran capacidad. Dos o tres quemadores proveen el calor requerido a cada celda que por lo general fijan las dimensiones de la cámara de combustión. Una sección horizontal de convección esta localizada encima de la sección de radiación. Ocasionalmente, se pueden hacer variaciones en los arreglos de este tipo de hornos. La variación más común consiste en instalar solamente los tubos centrales expuestos al fuego por ambos lados. Estos tubos son usualmente instalados en dos filas, paralelas a la sección de convección extendiéndose por todo lo largo del horno, este último arreglo es parecido al utilizado en los hornos de pirólisis. Para una cantidad de calor requerida, el uso de estos tubos (two–side fired tubes) requiere menor superficie (y una longitud de serpentín menor) que en hornos convencionales, debido a que los primeros (two–side fired tube) absorben más calor (50%) que los tubos de la pared (one–side fired wall tubes). Sin embargo, la ventaja de un serpentín más corto requerirá la utilización de una sección de radiación más larga. El uso de este tipo de tubos (two–side fired tubes) tiene ventajas en los siguientes casos: 1. Alto costo del material de los tubos; por ejemplo, tubos gruesos de acero inoxidable. 2. Cuando se requiere corto tiempo de residencia. 3. Cuando la caída de presión permisible en el serpentín es baja. 4. Cuando se requiera invertir para aumentar capacidad. (Los tubos de la pared pueden ser añadidos posteriormente). Hornos tipo caja con tubos horizontales (Horizontal Tube Box Furnaces) La Figura 6. muestra el arreglo típico de un horno de este tipo. Las secciones de radiación y convección están separadas por una pared llamada pared de ladrillo. Los hornos más largos tienen dos secciones de radiación, con una sección de convección común localizada entre ellas. Esto hace que la sección de convección sea imposible de limpiar por métodos normales de soplado. Los quemadores están ubicados al final de la pared y queman en dirección de la pared de ladrillo. Los tubos están orientados horizontalmente y están expuestos al fuego perpendicularmente. Estos hornos fueron muy populares en el pasado, pero actualmente son obsoletos debido principalmente a su alto costo.

4.4

Selección y diseño de hornos Tubos horizontales vs tubos verticales El diseño ideal de un horno debería proveer radiación uniforme a todos los tubos y a todos los lados de los tubos. Esto, obviamente, no se alcanza en los diseños




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reales. Desde este punto de vista, los hornos con tubos verticales están en desventaja, ya que, al ser altos y delgados, con llama vertical desde el piso del horno, hacen que la zona de radiación más intensa se concentre en la zona media baja de la cámara de combustión (firebox). Debido a que los extremos de los tubos están bastante más alejados de esta zona media baja que el medio de los tubos, se espera tener grandes fluctuaciones en la velocidad de transferencia de calor a lo largo de los tubos, particularmente con ajustes no tan ideales en quemadores. Además, el flujo vertical en tubos puede producir varias condiciones indeseables. A velocidades bajas y con baja vaporización, se generará una segregación del vapor del líquido. Esto resultará en una alta concentración de líquido en los tubos con flujo ascendente, y una alta concentración de vapor en tubos con flujo descendente; esto, a su vez, producirá tubos con paredes calientes en los tubos con flujo descendente, y una excesiva caída de presión. Cuando el horno se para, ya que los tubos no pueden drenar, se requieren períodos excesivamente largos de limpieza con vapor (“steam out”), para desalojar el horno. También puede quedar agua atrapada en el arranque, y ésta puede arrastrarse como tapones a medida que la temperatura y el flujo al horno aumentan, con la posibilidad que se generen explosiones de vapor de agua. Sin embargo, la sencillez de construcción (para los verticales cilíndricos), y la poca área de planta que ocupan los hace muy competitivos desde el punto de vista de inversión. Además, de acuerdo a los diseños especiales de hornos que una compañía esté usando, hace que estos comentarios no sean lo suficientemente definitivos: tal es el caso de EXXON, la cual, gracias a su diseño propietario de hornos tipo caja con tubos verticales, tiene preferencia por hornos verticales, a despecho de las desventajas presentadas anteriormente. De acuerdo a lo presentado anteriormente, la escogencia entre hornos horizontales ó verticales no es evidente. De preferencia, para cargas calóricas grandes, usar hornos tipo cabina con tubos horizontales; para cargas pequeñas, y si los patrones de flujo no se perturban demasiado, usar hornos verticales cilíndricos con sección de convección horizontal. Además, los hornos verticales cilíndricos son los más apropiados para servicios no críticos, como rehervidores donde la carga de calor puede mantenerse constante sin reducir la flexibilidad de la planta. Comportamiento de un horno El requerimiento fundamental para alcanzar un buen funcionamiento de un horno es el diseño confiable del horno. Los requerimientos del diseño deben ser adecuadamente interpretados. Esta base debe incluir todo lo referente al proceso y a los factores mecánicos que estén involucrados en el diseño. También, se deben considerar los requerimientos especiales que tengan que ver con una situación específica. El funcionamiento satisfactorio de un horno puede ser medido haciendo las siguientes combinaciones:




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Operabilidad – Es la medida más sencilla e importante del funcionamiento del horno y se refiere a la habilidad del horno a alcanzar los requerimientos del proceso con un factor de servicio aceptable. Mantenimiento – Se debe considerar el costo y las horas hombres requeridas para mantener el horno en buenas condiciones de operabilidad. En muchos casos, el mantenimiento está basado en la experiencia de las refinerías y la filosofía de inversión. Retorno de la inversión incremental Este factor afecta principalmente el área de tubos del horno, es decir, añade área de transferencia de calor para aumentar la eficiencia y ahorrar combustible. Este probablemente es el único tipo de inversión que puede ser evaluado separadamente. Factores que afectan la selección y diseño de hornos Los factores que pueden ser considerados en el diseño de un horno son discutidos a continuación y resumidos en la Tabla 3. Estas consideraciones afectarán el tipo y tamaño del horno, el número de tubos y pasos, los materiales usados y la eficiencia del horno. Calor absorbido y tipo de servicio – Las principales consideraciones en la selección de un tipo específico de horno son el calor absorbido y el tipo de fluido (flujo líquido o parcialmente evaporado en función del vapor). Debido a que la densidad del flujo de calor de radiación se define para cualquier servicio, el tamaño físico del horno es proporcional al calor absorbido. En la Figura 7. se muestra una guía para la selección de hornos. Tipo de combustible – El combustible que se va a quemar en un horno tiene un efecto importante en el diseño. Por tal razón, se debe decidir con anticipación el tipo o tipos de combustibles que se quemarán antes de comenzar con los cálculos detallados del diseño. Entre los factores afectados por el tipo de combustible se encuentran: 1. Eficiencia del horno – El valor del combustible afectará la inversión incremental del horno, la cual puede ser justificada para aumentar la eficiencia. 2. Costo del horno – En general, el costo de inversión de un horno diseñado para quemar combustible líquido pesado es 10–20% mayor que el costo de inversión si sólo se quema gas. Esto se debe principalmente a la inversión que representan los sopladores. 3. Superficie extendida en la sección de convección – Los tubos con aletas se ensucian fácilmente por lo que este tipo de tubos se deben usar cuando sólo se queme gas (o combustible líquidos muy livianos). Los tubos (studded) pueden ser usados si el combustible es más pesado que 900 kg/m3 (25°API) a 15°C (60°F).




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4. Limpieza de la sección de convección – Si el combustible contiene más de 0.1 g/kg (0.01% en peso) de cenizas, se deben instalar sopladores de hollín para mantener limpios los tubos de convección. 5. Tipos de quemadores – La quema de gas se hace usualmente con quemadores de tiro natural. Este tipo de quemadores son fáciles de operar y mantener, además la combustión es buena y la atenuación del ruido es fácilmente controlada con silenciadores primarios y cámaras de distribución. Para reducir estos problemas, cuando se esté quemando aceite se deben usar quemadores de tiro forzado. Con este tipo de quemadores se logra una mejor combustión, el mantenimiento y la atención de la operación se reducen y el ruido es fácilmente atenuado. El sistema de tiro forzado es adaptable al control de computadoras. 6. Arreglo de la sección de radiación y convección – Para quemar combustibles líquidos se requieren mayores espacios libres entre los quemadores y los tubos, comparado con combustibles gaseosos, debido a que en la quema de combustibles líquidos la llama producida es mucho más larga. La velocidad másica de los gases de escape en la sección de convección debe ser diseñada más baja cuando se queman líquidos que cuando se quema gas, debido al mayor potencial de ensuciamiento del combustible líquido. 7. Exceso de aire de diseño – Para obtener combustión completa del combustible se requiere una cantidad de aire de combustión mayor que el requerido teóricamente para combustión completa. Esto es causado por variaciones en la distribución de aire y combustible a cada quemador, y la mezcla imperfecta del aire y combustible en el quemador y en la llama. Por tal razón, se debe suplir aire en exceso a fin de obtener una buena combustión. Sin embargo, no se debe suministrar más aire en exceso que el requerido, ya que esto implica pérdidas de combustible debido a que el aire adicional debe ser calentado y venteado por la chimenea con lo cual se malgasta combustible. Todos los diseños de hornos con tiro forzado o tiro natural y que quemen gas combustible deben basarse en 20% de exceso de aire. Por otro lado, los diseños de hornos con tiro natural y que queman combustible líquido o una combinación de gas/líquido, presentan grandes dificultades para un buen mezclado, por tal razón, para este tipo de diseño se debe tomar en cuenta un 30% de exceso de aire. 8. Materiales corrosivos – Si el combustible a ser quemado contiene altas concentraciones de materiales corrosivos, tales como vanadio, sodio o azufre; se requerirá de materiales especiales para el refractario y los soportes de los tubos.




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La temperatura de diseño del metal de los tubos debe ser mantenida por debajo de 620°C (1150°F), si el combustible contiene más de 40 mg/kg (40 ppm) de vanadio y sodio. 9. Corrosión en sitios fríos – Con el fin de evitar la corrosión en sitios fríos, se debe tomar en consideración la temperatura del metal y las temperaturas de entrada de la carga cuando estas estén entre 120–150°C (250–300°F). Cuando se queman combustibles que contienen azufre, parte de este azufre se convierte en trióxido de azufre (SO3), el cual se combina con vapores de agua formando ácido sulfúrico, el cual permanece en forma gaseosa mientras su temperatura esté por encima de su punto de condensación y se condensa en áreas relativamente frías, (entre 120–150°C) (250–300°F) causando corrosión en el metal. Las superficies más propicias a ser afectadas son los lados aguas abajo de la sección de convección, debido a que como sólo ocurre una pequeña transferencia de calor, la temperatura del metal de los tubos es muy cercana a la temperatura del fluido del proceso. Temperatura de chimenea – El valor económico de la temperatura de la chimenea es una función del valor del combustible, de la temperatura de entrada del fluido del proceso, del costo de inversión incremental de la sección de convección y del coeficiente requerido para el retorno de la inversión incremental. A medida que la temperatura de la chimenea se reduce, el calor es desviado de la zona de radiación a la sección de convección. De esta manera, mientras que la inversión en la sección de convección y chimenea aumentan, hay una compensación bajando la inversión de la zona de radiación. Estos conceptos también pueden utilizarse en hornos donde el calor de radiación sea fijo (tales como craqueos con vapor y reformadores), si el incremento en el calor de convección reduce la inversión requerida para otro equipo. Es importante que, cuando se esté fijando este valor para nuevas instalaciones ó para instalaciones a ser remodeladas, se haga un trabajo conjunto con los grupos de Estimación de Costos, ya que pueden existir ahorros importantes en equipos tan costosos como lo son los hornos de proceso. Condiciones operacionales y características de fluido en servicios de puro líquido o con vaporización – Estos hornos son diseñados para minimizar la formación de coque. A temperaturas de película por encima de 350°C (660°F) aproximadamente (usualmente equivale a una temperatura volumétrica de fluido por encima de 315°C (600°F)), se da origen a craqueo del lado interno de la pared del tubo. Los hidrocarburos son craqueados y una película de coque se forma gradualmente. Esta película produce una alta caída de presión a través del serpentín y altas temperaturas del metal del tubo. Estos dos factores deben tomarse en




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cuenta en el diseño. Tarde o temprano, todos los hornos en estos servicios deben decoquificarse. A fin de minimizar la diferencia entre la temperatura volumétrica del fluido y la temperatura de la película es necesario un coeficiente de película alto, el cual es obtenido manteniendo condiciones de flujo turbulento dentro del tubo. Mientras más grande sea la velocidad másica, mayor será el coeficiente de transferencia de calor. Sin embargo, si la velocidad másica es muy alta causará una caída de presión elevada en el serpentín, lo que implica alto costo por bombeo, aumento en la presión de diseño del equipo aguas arriba y posible erosión en los retornos de los tubos. Para servicios convencionales de hidrocarburos (líquidos o vaporizados), la velocidad másica de diseño es mantenida en el rango de 1200 a 1700 kg/s–m2 (250 a 350 lb/s–pie2). Este rango ha demostrado en la práctica ser satisfactorio para hornos que tengan flujos verticales u horizontales. En el documento PDVSA–MDP–05–F–02, se dan algunas recomendaciones específicas sobre velocidad másica. En condiciones por debajo del rango de operación, la velocidad másica debe mantenerse por encima de 730 kg/s–m2 (150 lb/s–pie2). Esto puede resultar en una alta velocidad másica a las condiciones de diseño (asociado con bajos costos) en hornos diseñados para un alto rango de operabilidad o donde se hace una inversión para aumentar sustancialmente la carga del horno. Recircular a través del horno puede considerarse para mantener la velocidad másica en condiciones del rango de operación (turndown) y evitar alta caída de presión en condiciones de diseño. En general, un diseño con un rango de operación menor de 60% de la carga de diseño produce un sobre costo. En algunas situaciones, tales como a la salida de un horno de vacío, no es posible mantener esta velocidad másica alta. Debido a la baja presión y al alto volumen específico del gas, si la velocidad másica es alta se puede alcanzar la velocidad crítica (o sónica) a la salida del horno. Esto puede causar erosión en los tubos del horno o en la línea de transferencia y oxidación del fluido (lo cual puede perturbar el fraccionamiento en la torre). Para evitar estos problemas, los hornos de vacío y las líneas de transferencia son diseñadas para velocidades por debajo de 80% de la velocidad crítica (Ver documento PDVSA–MDP–05–F–04). Este método requiere reducir el valor del diseño de la velocidad másica en la salida de los tubos a un valor entre 580–730 kg/s–m2 (120–150 lb/s–pie2), pero no puede ser menor que 440 kg/s–m2 (90 lb/s–pie2) bajo condiciones de “turndown”. Para evitar la velocidad crítica, es preferible bajar la velocidad másica a la salida de los tubos en hornos de vacío que aumentar la presión a la salida del serpentín. Esto último también evita el




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problema, pero al suprimir la vaporización hace que la temperatura requerida a la salida del serpentín aumente excesivamente. Aun con esta reducción en velocidad másica, la coquificación no es un problema a la salida de los tubos, debido a la alta velocidad lineal y al poco tiempo de residencia. En el diseño de la línea de transferencia, se debe asegurar que la caída de presión no sea mayor que la requerida actualmente, ya que una caída de presión excesiva en la línea de transferencia puede causar baja velocidad lineal y alto tiempo de residencia, lo que se traduce en la formación rápida de coque. Además de los criterios de velocidad másica, los hornos de vacío de las plantas de lubricantes también deben cumplir con los criterios de tiempo de residencia/temperatura para evitar degradación de los productos lubricantes. Un coeficiente de película alto no necesariamente garantiza un diseño satisfactorio. Si el calor transferido a cualquier punto es demasiado grande, la vaporización en la superficie será tan rápida que se producirá una capa de vapor por todo el área. La superficie será cubierta de burbujas de vapor, las cuales no pueden ser removidas por el líquido. Por tal razón, el coeficiente de película efectivo disminuye lo que resulta en temperaturas excesivas en los tubos y en la película y la rápida formación de coque. Para servicios típicos de vaporización de hidrocarburos la tasa máxima permisible de transferencia de calor es 110 kW/m2 (35000 BTU/h–pie2) antes de que se produzca sobrecalentamiento (asumiendo una velocidad másica adecuada). La transferencia de calor no es uniforme a través de la zona de radiación. La densidad calórica promedio está entre 40–50% del máximo para tubos expuestos al fuego por un sólo lado; esta mala distribución está determinada por la geometría del horno. Por lo tanto, el diseño y operación del horno debe basarse en densidades calóricas suficientemente pequeñas a fin de obtener la densidad máxima permisible. En el documento PDVSA–MDP–05–F–02, se detallan las recomendaciones sobre la densidad calórica promedio. Seguidamente, al igual que otros criterios recomendados en el diseño de hornos, se asegura que la densidad calórica máxima será la más adecuada. A fin de evitar formación de coque o problemas de ensuciamiento, se debe evitar la condición de ir al punto seco del serpentín. El material que no se vaporice puede adherirse en el punto seco del tubo y causar grandes obstrucciones. Este material extraño o polímero pudo formarse durante el almacenaje. Este tipo de hornos deben diseñarse de tal forma que el punto seco queda fuera de la zona de calentamiento. El límite de la máxima evaporación en el serpentín debe ser 80%.




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Por otro lado, cuando un destilado es alimentado directamente al horno (sin almacenaje intermedio), el riesgo que se corre de ir al punto seco es mínimo, debido a que el destilado ha sido vaporizado completamente. El criterio normal para el diseño de servicios de vaporización puede que no sea aplicable a fluidos con un solo componente en tubos horizontales. El flujo estratificado, derivado de temperaturas excesivas en el metal del tubo, ha sido encontrado en hornos que operan cerca de la interfase entre flujo tapón y burbuja o espumoso (Ver PDVSA–MDP–(Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Subsección 14C)). Hornos en servicios para puro vapor – Los hornos con flujo de puro vapor no son susceptibles a los problemas severos de coquificación, debido a la naturaleza ligera del fluido del proceso. Con la velocidad máxima a condiciones de diseño se puede obtener un coeficiente fílmico adecuado cuando las velocidades másicas están entre 75 y 490 kg/s–m2 (entre 15 y 100 lb/s–pie2). A velocidades más altas, como las usadas en servicios de vaporización, se puede dar origen a caídas de presión altas en flujo puro–vapor. Estos ∆P altos no son económicos en circuitos con compresores. Hornos de servicio múltiple – En muchos casos, se pueden incluir dos o más servicios en un mismo horno, con ahorros sustanciales en la inversión. Esto aplica para hornos con cabina y del tipo cilíndrico–vertical. Con el propósito de proporcionar flexibilidad y control de la operación de cada servicio, los mismos deben estar separados por una pared interna refractaria. Si un servicio opera a 100% de su capacidad, el otro u otros servicios pueden reducirse a 75% de la capacidad de diseño; asumiendo que todos los servicios están integrados adecuadamente en la sección de convección. Todos los servicios pueden reducirse al 50% del diseño en la sección de radiación. Los hornos con cajas verticales también pueden ser usados para dos servicios. En este caso no se requiere la pared con refractario interno entre los dos servicios. Hornos de alta presión – Para el diseño de hornos de alta presión, 7000 kPa (1000 psig) manométricos y mayores, se requieren tomar consideraciones mucho más conservadoras que para el diseño de hornos de baja presión, debido a los daños potenciales ocasionados por fallas en los tubos. Por tal razón, se deben tomar en cuenta los siguientes requerimientos mínimos a fin de reducir la probabilidad de falla de un tubo y minimizar los daños posteriores: 1. Minimizar el riesgo de llamas tocando los tubos y alta temperatura del metal del tubo con buenas dimensiones de la cámara de combustión. También puede considerar la quema por ambos lados del tubo y no quemar aceite combustible.




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2. Usar la Sección 1 del Código ASME para determinar el espesor mínimo de los tubos de la pared. A fin de asegurar que este espesor es adecuado con respecto a tensiones térmicas, relajación, fatiga, etc.; se deben revisar los cálculos.. 3. Usar diámetros de tubo pequeños, 100 mm (4 pulg) D.I. máx. para limitar la velocidad de descarga en caso de fallas de tubos. 4. Incorporar un sistema de alivio en la cámara de combustión, para mantener la presión dentro de la capacidad estructural del horno en caso de cualquier falla. 5. Suministrar válvulas que se operen con control remoto a la entrada y salida para aislar el horno del proceso en caso de fallas de tubos. Ubicar las válvulas de tal forma que queden protegidas del horno y permitan el acceso en caso de falla. Las válvulas de retención no son recomendadas para propósitos de aislamiento del horno.

4.5

Gráficas para cálculos de combustión Combustibles líquidos La Figura 8. presenta los calores de combustión de los combustibles líquidos y de las fracciones de petróleo en función de la gravedad API. Se muestran tanto los valores caloríficos superiores, (PCS) (HHV) e inferiores (PCI) (LHV). Estos valores han sido corregidos en base al efecto promedio de impurezas (diferentes al agua) que se encuentran usualmente en los combustibles líquidos. Estas impurezas promedio son bastante representativas, aunque pudiese haber desviaciones apreciables para un combustible en particular. En general, los valores caloríficos de los combustibles líquidos promedio se encuentran dentro del 1% de diferencia con los valores obtenidos con las curvas. En el caso que se desee hacer cálculos en forma automatizada, en el Manual de datos técnicos del API, capítulo 14, se presenta el procedimiento 14A1.3, el cual incluye, además, ecuaciones para corregir por impurezas. Las Figuras 12., 13., 14., 15. y 16. proporcionan el calor disponible para la combustión a 15°C (60°F) de los combustibles líquidos con gravedades de 0, 5, 10, 15 y 20 °API), respectivamente. Debido a que estos gráficos difieren ligeramente unos de otros, no es necesario interpolar. El calor disponible a una temperatura y un porcentaje de exceso de aire dados puede leerse en la figura para los combustibles líquidos cuya densidad sea semejante a la del combustible líquido en cuestión. Si se sabe que las impurezas difieren apreciablemente de las consideradas para los combustibles promedio en la Figura 8., se puede corregir el calor disponible en proporción directa a la porción de hidrocarburo del combustible, considerando el azufre como material inerte.


PDVSA


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Combustibles gaseosos La Figura 9. proporciona los calores de combustión para gases parafínicos y olefínicos, en función del peso molecular. Los calores de combustión de los componentes puros que usualmente se encuentran en los gases combustibles se muestran en la tabla siguiente:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Componente

PCS (HHV)

Hidrógeno Monóxido de carbono Sulfuro de hidrógeno Metano Etano Etileno Propano Propileno Butano Butileno

NOTA:

142.0 10.0 17.4 55.6 51.9 50.2 50.2 48.8 49.5 48.4

PCI (LHV)

120.0 10.0 16.0 50.0 47.4 47.2 46.3 45.8 45.8 45.4

Para obtener los valores en BTU/lb, multiplicar por 429.953

De la figura 17. a la 20. se presenta el calor disponible para la combustión a 15°C (60°F) de combustibles gaseosos con varios valores caloríficos. Estas curvas representan combustibles típicos de refinería como lo son las mezclas de H2, hidrocarburos e inertes. Dichas curvas no representan mezclas que constituyen esencialmente hidrocarburos puros (p. ej. gas natural). Propiedades del gas de chimenea Las Figuras 10.A., 10.B., 11.A. y 11.B., presentan las entalpías de los componentes del gas de chimenea. Las Figuras 21.A. y 21.B. suministra el contenido de dióxido de carbono en el gas de chimenea para la combustión de varios combustibles como función del porcentaje de exceso de aire. En el caso que se desee hacer cálculos en forma automatizada, en el Manual de datos técnicos del API, capítulo 14, se presenta la ecuación 14–0.4, la cual permite obtener dicho contenido como un porcentaje molar, pero requiere conocer el contenido de inertes, relación C/H y contenido de azufre. Las Figuras 22.A. y 22.B. proporcionan la masa de gas de chimenea por unidad de masa de combustible en función del porcentaje en exceso de aire. En el caso que se desee hacer cálculos en forma automatizada, en el Manual de datos técnicos del API, capítulo 14, se presenta la ecuación 14–0.3, la cual permite obtener dicho valor como masa de gas de chimenea por unidad de masa de combustible, pero requiere conocer el contenido de inertes, relación C/H y contenido de azufre.




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El efecto del porcentaje en exceso de aire sobre las propiedades físicas del gas de chimenea no está claro. Por lo tanto, ha sido despreciado en las Figuras 23.y 24., las cuales suministran las viscosidades y conductividades térmicas, respectivamente, del gas de chimenea en función sólo de la temperatura.

4.6

Programas de computación para cálculos/simulación de hornos Existen, en el mercado, compañías dedicadas a la investigación y desarrollo en el área de hornos y calderas de fuego directo y el uso de la tecnología de computación aplicada al desarrollo de “Software“ para la evaluación de este tipo de equipos. Entre estas compañías se encuentran PFR y HTRI (Heat Transfer Research Institute), con la serie de programas de HTRI.

4.6.1

Heat Transfer Research Institute (HTRI): Los programas de HTRI son el “estándar de facto” para diseño de intercambiadores de calor. PDVSA adquirió toda la serie de programas de HTRI, para tenerlos disponibles a nivel corporativo. Aún cuando la experticia principal de HTRI está en intercambiadores de calor, ha hecho una reciente incursión en el cálculo de hornos con el programa “FH–0”, el cual simula el comportamiento de un horno existente, además de hacer cálculos de combustión con cualquier tipo de combustible. Este programa es útil para resolver problemas operativos, evaluar diseños competitivos de vendedores, evaluar cambios para remodelar hornos viejos, etc.

4.6.2

PFR: Esta compañía se presenta con el programa “FRNC–5”, el cual simula y predice la eficiencia de la mayoría de los hornos y calderas de fuego directo que se encuentran en instalaciones de refinación de petróleo, plantas petroquímicas y en esquemas de cogeneración. La mayoría de las partes de un horno pueden simularse, incluyendo secciones de convección en hogares (fireboxes) múltiples, ductos, chimeneas, muchas configuraciones de serpentines, tipos variados de tubos y aletas, líneas de transferencia, múltiples (manifolds) y aditamentos de tuberías. El enfoque riguroso de simulación empleado por este programa sigue a las corrientes del proceso y de los gases de combustión a medida que pasan por cada serpentín y sección del horno, permitiendo determinar en forma precisa lo siguiente: 1.

Eficiencia global del horno y del hogar ó cámara de combustión (firebox)

2.

Temperaturas del gas de combustión saliendo de la cámara de combustión, y entrando a la chimenea




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3.

Densidades de flujos pico, promedio convectivo y radiante local, de calor.

4.

Determinación de regímenes de ebullición y de flujo bifásico.

5.

Transferencia de calor y caída de presión en flujo bifásico

6.

Transferencia de calor y tiro del lado de las llamas

7.

Presencia de flujo estrangulado (“choked”), tubos secos o corrosión potencial por extremos fríos.

Este programa está disponible a través de TEIG (Dpto de Ingeniería General), en INTEVEP, S.A.

5

APENDICES Tabla 1 Tabla 2 Tabla 3 Figura 1 Figura 2 Figura 3 Figura 4 Figura 5 Figura 6 Figura 7 Figura 8 Figura 9 Figura 10A Figura 10B Figura 11A Figura 11B Figura 12 Figura 13 Figura 14

Lista de puntos cubiertos normalmente en las especificaciones de hornos LIsta de puntos cubiertos en las especificaciones de servicios de hornos Factores que afectan el diseño y seleccion de hornos Hornos – verticales cilíndricos Horno vertical – cilíndrico con sección de convección horizontal Hornos con tubos horizontales Variaciones en hornos tipo cabina Horno tipo caja con tubos verticales Horno tipo caja con tubos horizontales con ala sencilla Guía para la selección de hornos Calor de combustión de aceites combustibles y fracciones de petróleo Calor de combustión para gases parafínicos y oleofínicos Entalpía de los componentes del gas de chimenea a bajas presiones (H2O, CO, CO2, SO2) Entalpía de los componentes del gas de chimenea a bajas presiones (H2O, CO, CO2, SO2) (Cont.) Entalpía de los componentes del gas de chimenea a bajas presiones (aire, O2, nO2) Entalpía de los componentes del gas de chimenea a bajas presiones (aire, O2, nO2) (Cont.) Calor disponible por combustión de aceite combustible (0°API) Calor disponible por combustión de aceite combustible (5°API) Calor disponible por combustión de aceite combustible (10°API)



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Figura 15 Figura 16 Figura 17 Figura 18 Figura 19 Figura 20 Figura 21A Figura 21B Figura Figura Figura Figura


22A 22B 23 24

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Calor disponible por combustión de aceite combustible (15°API) Calor disponible por combustión de aceite combustible (20°API) Calor disponible por la combustion de gas combustible de refinería Calor disponible por la combustión de gas combustible de refinería Calor disponible por la combustión de gas combustible de refineriía Calor disponible por la combustión de gas combustible de refinería Contenido de dióxido de carbono en el gas de chimenea (unidades métricas) Contenido de dióxido de carbono en el gas de chimenea (unidades metricas) (cont.) kg de gas de chimenea por kg de combustible lb de gas de chimenea por lb de combustible Viscosidad absoluta del gas de chimenea a 1 atm Conductividad térmica del gas de chimenea a 1 atm


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TABLA 1. LISTA DE PUNTOS CUBIERTOS NORMALMENTE EN LAS ESPECIFICACIONES DE HORNOS

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Condiciones Operacionales f. Condiciones para cada sección de tubos: (radiación, convección, vapor sobrecalentado)

1. Carga

1. Densidad

2. Porcentaje de vaporización a la entrada y

calórica

promedio

(superficies

extendidas basadas en área externa total)

salida

2. Temperaturas de entrada y salida de la sección

3. Calor absorbido (Heat Duty)

3. Presiones de entrada y salida de la sección

b. Vapor sobrecalentado (si existe)

4. Temperatura de gases de combustión, a la salida de cada sección (temp. de la chimenea). Estas

1. Carga

temperaturas también son usadas para diseñar

2. Calor absorbido

los tubos soportes de la sección de convección

c. Calor absorbido total y calor suministrado (PCI)

g. Temperatura de diseño del refractario caliente

d. Porcentaje exceso de aire en chimenea consumido por quemador

e. Eficiencia (basada en poder calorífico inferior)

a. Número y D.E.: radiación, tubos de choque, convección (tubos lisos y de superficie extendida) y vapor

Tubos g. Espacio centro–a–centro (1) h. Espacio centro–a–pared (1)

b. Número de pasos: radiación, protección, convección y

i.

Espacio centro–a–centro de quemadores (1)

j.

Materiales

vapor

c. Número de tubos por fila: protección, convección y vapor (1)

k. Detalles de tubos enroscados (longitud, diámetro, números por fila, espacio por fila, material)

d. Espesor promedio (o mínimo) de la pared

l.

e. Longitud expuesta f.

Area expuesta, incluyendo superficie extendida

Detalle de tubos con aletas (altura, espesor, separación, material)

m. Prueba hidrostática del serpentín (4) Cabezales

a. Tipo

c. Ubicación: Dentro y fuera de la cámara de combustión (radiación dentro y convección fuera de la cámara)

b. Materiales: normalmente igual que los tubos (los

cabezales de convección pueden ser de material de baja aleación cuando los tubos son de grado alto, siempre y cuando esté basado en temperaturas altas del metal causadas por superficies extendidas).

a. Sección de radiación

Dimensiones (1) d. Espacio de sopladores de hollín en la sección de convección

b. Sección de convección (incluyendo desviadores)

c. Elevación aprox. del piso del horno (la quema de fondo requiere 2.0 m (6 pie–6 pulg) de espacio libre piso del

horno a aprox. 3.6 m (12 pie–0 pulg) por encima de los quemadores de tiro forzado)

e. Ubicación de puntos de observación

MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO TRANSFERENCIA DE CALOR HORNOS PRINCIPIOS BASICOS


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Chimenea (1) d. Area de la sección transversal y arreglos del ducto a la

a. Ubicación

chimenea

b. Diámetro interno de la salida

e. Tiro requerido por encima de la sección de convección, si el

c. Altura por encima de la sección de convección

vendedor diseña cualquier parte del ducto o chimenea

Seguridad y misceláneos (Ver PDVSA–MID–L–TP–2.7) a. Medidas contra fallas de alimentación o de combustible c. Refractario especial y requerimientos de soportes de tubos. (3)

b. Previsiones para purgar con vapor la

cámara de

combustión

a.

Fabricación

Quemadores (Ver PDVSA–MID–L–TP–2.7) f. Ubicación (1)

b. Tiro (tiro natural o forzado, combinación de combustible gas/aceite) c. Modelo del quemador d. Tamaño

g. Flujo normal y máx. de combustible

h. Tiro mínimo en el nivel del quemador i.

Protecciones de los quemadores (pilotos) (4)

j.

Plenum Chambers, si se requieren

e. Número

Combustible Aceite f. Presión del vapor de atomización a quemadores

a. Requerimiento total b. Densidad (4)

g. Contenido de sólidos y/o componentes corrosivos (4) (V, Na, S, Cenizas)

c. Temperatura de aceite en el quemador

h. Poder calorífico inferior y superior(PCI, PCS)

d. Viscosidad del aceite en el quemador e. Presión en el quemador

Combustible Gas d. Componentes corrosivos (S)(4)

a. Requerimientos totales

b. Presión y temperatura en los quemadores

e. Peso molecular

c. Poder calorífico inferior y superior (PCI, PCS)

Instrumentos (3)(5) a. Controles de temperatura a la salida del serpentín e. Analizador del oxígeno (especificado en la sección de instrumentos)

b. Puntos de temperatura del metal del tubo

c. Puntos de presión y temperatura del fluido

f.

Controles del tiro forzado

d. Tiro manométrico

g. Sistema de parada de emergencia Decoquificación Aire–Vapor a. Proporcionados para expansión térmica (4) b. Diseño del sistema de decoquificación (3) a. Tipo (retractable)

Sopladores de Hollín (Ver PDVSA–MID–L–TP–2.7) d. Presión y cantidad de vapor (Nota en sección de hornos: si es menor que 1720 kPa (250 psig) manométricos

b. Número

c. Ubicación (1)

Plataformas (Ver PDVSA–MID–L–TP–2.7) Cualquier requerimiento adicional referente a plataformas y accesos debe ser especificado (4). Sistema de Tiro Forzado Consultar PDVSA–MDP–05–F–05




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TABLA 1 (Cont.) NOTAS 1. Puntos mostrados en dibujo del horno 2. Eliminada 3. Cubierto en el diagrama de flujo 4. Información requerida PDVSA–MID–L–TP–2.7 5. Los instrumentos son mostrados en el diagrama de flujo. También se encuentran en el dibujo del horno.


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TABLA 2. LISTA DE PUNTOS CUBIERTOS EN LAS ESPECIFICACIONES DE SERVICIOS DE HORNOS

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Quemadores a. Tipo

b. Pilotos requeridos

c. Tipo de control requerido contra el ruido Combustible(s) a. Flujo requerido

b. Características (PCI, PCS, *Densidad, etc.) c. Condiciones operacionales en los quemadores

(temperatura y presión del

combustible, presión de atomización del

(Tipo, gravedad, viscosidad, temperatura, curvas de entalpía, etc). Condiciones Operacionales

A. Flujo de alimentación

B. Presión y temperatura de entrada C. Presión y temperatura de salida D. Vaporización a la salida del serpentín

vapor, etc). d. Características del combustible de los pilotos e. *Cantidad de V, Na, S y cenizas en aceites combustibles Instrumentos Requeridos (PDVSA–MID–K–337) a. Termopozos e indicadores de temperatura Descoquificación Aire–Vapor a. *Márgen de seguridad para expansiones

térmicas Limpieza de la Sección de Convección E. Caída de presión mínima y máxima (limpia y a. *Sopladores de hollín requeridos si el con carbón) combustible contiene más de 0.1 g/kg (0,01 % F. Velocidad másica mínima Limpieza de la Sección de Convección Tubos A. Diámetro externo (D.E.) B. Materiales C. Corrosión permitida y/o vida útil requerida

peso) de cenizas 1. Tipo de sopladores (retractable)

2. Presión de vapor para los sopladores





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Chimenea A. Altura (altura mínima requerida por Manual de Ingeniería de Diseño consideraciones de contaminación ambiental o por cercanía a estructuras o edificios) B. Temperatura de diseño para el aire en verano. a. PDVSA–MID–L–TP–2.7, Hornos

de

Procesos, Requisicion, análisis de ofertas y

detalles de compra b. Otros relacionados con Hornos de Procesos, como B–201–PR

“Calentadores de fuego

directo”, K–337

“Instrumentación para

Hornos”, etc.

* Información requerida por PDVSA–MID–L–TP–2.7





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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ TABLA 3. FACTORES QUE AFECTAN EL DISEÑO Y SELECCION DE HORNOS

Consideraciones de Diseño

Observaciones

Tipo de Servicio (fluido deseado)

Requieren velocidad máxima adecuada para minimizar formación de coque

S S S

Puro líquido

Vaporización (70–80% máx. dentro del serpentín) Puro Vapor

Carga Calórica Condiciones operacionales

S S

Flujo de alimentación

Normalmente no coquifica; velocidad másica baja para ∆P mín. Determina el tipo de horno

Afecta tamaño de tubos y número de pasos

Condiciones de entrada y salida – Propiedades – Temperatura – Presión

Alta presión, 7000 kPa man. (1000 psig), requiere consideraciones especiales

– Vaporización

Para evitar sobrevaporización se debe minimizar la entrada de vapor en hornos multipasos

– Composición

Los fluidos con un solo componente requieren consideraciones especiales en servicios de vaporización

Características del Fluido

S S S S S

Coquificación

Estabilidad del calor

Es importante el tiempo de residencia/temperatura

Corrosividad

Afecta el material del tubo requerido

Contenido H2/H2S Viscosidad

Alta viscosidad origina un bajo coeficiente fílmico

Combustibles Gas y/o líquido

Afecta la superficie de la sección de convección, su limpieza y tipo de quemadores

Componentes corrosivos

Afecta el soporte de los tubos y el material refractario

Costo

Afecta la eficiencia del horno

Afecta la justificación de un precalentador de aire

Requerimientos Especiales

S S S S S S

Alto rango de operación

Geometría del horno, velocidad másica, ∆P

Pre–inversión

Se consideran dos grupos de condiciones

Limitaciones de espacio

Tipo de horno

Requerimientos especiales de refinería

Experiencia operacional y en mantenimiento

Contaminación ambiental, concentración de SO2

Altura de la chimenea

Ruido

Muflas, quemadores de tiro forzado.




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Fig 1. HORNOS – VERTICALES CILINDRICOS

TUBOS DE CONVECCION ALETEADOS

Manga deflectora

ZONA DE COMBUSTION


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Fig 2. HORNO VERTICAL – CILINDRICO CON SECCION DE CONVECCION HORIZONTAL




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Fig 3. HORNOS CON TUBOS HORIZONTALES


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Fig 4. VARIACIONES EN HORNOS TIPO CABINA


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Fig 5. HORNO TIPO CAJA CON TUBOS VERTICALES


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Fig 6. HORNO TIPO CAJA CON TUBOS HORIZONTALES CON ALA SENCILLA




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Fig 7. GUIA PARA LA SELECCION DE HORNOS


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Fig 8. CALOR DE COMBUSTION DE ACEITES COMBUSTIBLES Y FRACCIONES DE PETROLEO




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Fig 9. CALOR DE COMBUSTION PARA GASES PARAFINICOS Y OLEOFINICOS




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Fig 10.A ENTALPIA DE LOS COMPONENTES DEL GAS DE CHIMENEA A BAJAS PRESIONES (H2O, CO, CO2, SO2)




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Fig 10.B ENTALPIA DE LOS COMPONENTES DEL GAS DE CHIMENEA A BAJAS PRESIONES (H2O, CO, CO2, SO2) (CONT.)




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Fig 11.A ENTALPIA DE LOS COMPONENTES DEL GAS DE CHIMENEA A BAJAS PRESIONES (AIRE, O2, NO2)




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Fig 11.B ENTALPIA DE LOS COMPONENTES DEL GAS DE CHIMENEA A BAJAS PRESIONES (AIRE, O2, NO2) (CONT.)




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Fig 12. CALOR DISPONIBLE POR COMBUSTION DE ACEITE COMBUSTIBLE (0°API)




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Fig 17. CALOR DISPONIBLE POR LA COMBUSTION DE GAS COMBUSTIBLE DE REFINERIA*




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Fig 21.A CONTENIDO DE DIOXIDO DE CARBONO EN EL GAS DE CHIMENEA (UNIDADES METRICAS)




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Fig 21.B CONTENIDO DE DIOXIDO DE CARBONO EN EL GAS DE CHIMENEA (UNIDADES METRICAS) (CONT.)




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Fig 22.A KG DE GAS DE CHIMENEA POR KG DE COMBUSTIBLE




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Fig 22.B LB DE GAS DE CHIMENEA POR LB DE COMBUSTIBLE




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Fig 23. VISCOSIDAD ABSOLUTA DEL GAS DE CHIMENEA A 1 ATM




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Fig 24. CONDUCTIVIDAD TERMICA DEL GAS DE CHIMENEA A 1 ATM


PDVSA N°

MDP–05–F–02

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REV.

FECHA

APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

CONSIDERACIONES DE DISEÑO


PAG. REV. APROB.

APROB. APROB. FECHA

ESPECIALISTAS



TRANSFERENCIA DE CALOR HORNOS CONSIDERACIONES DE DISEÑO Indice manual

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4 SECCION DE RADIACION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 4

4.1 4.2 4.3

Arreglo de la sección de radiación (Layout) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caída de presión a través del serpentín de radiación . . . . . . . . . . . . . . . . Materiales y vida útil de los tubos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4 17 19

5 SECCION DE CONVECCION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

21

5.1 5.2 5.3

Antecedentes . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Superficie de la sección de convección . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Arreglo de la sección de convección . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

21 22 25

6 CONSIDERACIONES DE DISEÑO DE LA CHIMENEA . . . . . . . . . .

30

6.1 6.2 6.3

Tipos de construcción y arreglo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diámetro de la chimenea . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Revestimientos de la chimenea . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

30 31 32

7 MULTIPLES Y LINEAS DE TRANSFERENCIA . . . . . . . . . . . . . . . . .

33

7.1 7.2

Múltiples (“Manifolds”) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Líneas de transferencia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

33 36

8 INSTRUMENTACION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

39

8.1 8.2 8.3 8.4 8.5

Fluido del proceso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperaturas del metal del tubo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Gas de combustión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema de tiro forzado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema de combustible . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

39 40 40 41 41

9 ESPECIFICACIONES MECANICAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

41

9.1 9.2 9.3

Generalidades . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Guías de tubos y soportes . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Refractario . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

41 42 43

10 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

47

11 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

48

Tabla 1 Tabla 2 Figura 1 Figura 2

Condiciones de diseño para hornos de proceso . . . . . . . . . . . . 49 Propiedades y tamaños de tubos de hornos más comunes . . 51 Temperatura de la pared divisoria (Tbw), para hornos verticales–cilíndricos y de cabina . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 52 Temperatura de la pared divisoria (Tbw), para hornos de cabina con pared refractaria en el centro . . . . . . . . . . . . . . . . . . 53



Figura 3 Figura 4 Figura 5 Figura 6 Figura 7 Figura 8 Figura 9 Figura Figura Figura Figura

10 11 12 13


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Temperatura de la pared divisoria (Tbw), para hornos con tubos verticales (contiene tubos de un lado y de dos lados de radiación) . . . . . 54 Temperatura de la pared divisoria (Tbw), para hornos con tubos verticales (contiene sólo tubos de dos lados de radiación) . . . . . . . . . . . . 55 Temperatura de la pared divisoria (Tbw), para hornos con tubos anillados (“Arbor or Wicket”) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 56 Temperatura de la pared divisoria (Tbw), para hornos con tubos horizontales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 57 Arreglo de los pasos en un hornos de cabina . . . . . . . . . . . . . . 58 Longitudes aproximadas de los tubos para hornos con tubos horizontales . 59 Longitudes aproximadas de los tubos para hornos verticales–cilíndricos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 60 Arreglo típico de hornos verticales–cilíndricos . . . . . . . . . . . . . . 61 Arreglo típico para hornos con tubos anillados . . . . . . . . . . . . . 62 Arreglos del Ducto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 63 Tamaño típico de línea de transferencia vs presión . . . . . . . . . 64



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OBJETIVO Presentar información básica que pueda usarse en la evaluación de ofertas de hornos nuevos y/o modificaciones de hornos existentes. Esta información cubre criterios de diseño que sean propietarios de PDVSA y sus filiales. Este documento no espera entregar suficiente información para hacer el diseño completo de hornos de proceso, ya que esta función la cumplirán los suplidores reconocidos de hornos, los cuales entregarán garantías de funcionamiento de dichos equipos. El tema “Hornos”, dentro del area de “Transferencia de Calor”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA–MDP–

Descripción de Documento

05–F–01 05–F–02

Hornos: Principios Básicos. Hornos: Consideraciones de diseño (Este documento).

05–F–03

Hornos: Quemadores.

05–F–04

Hornos: Sistemas de tiro forzado.

05–F–05


05–F–06


05–F–07 Hornos:Incineradores. Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Hornos”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, son una actualización de la Práctica de Diseño “HORNOS”, presentada en la versión de Junio de 1986 del MDP (Sección 8).

2

ALCANCE Se entregará información acerca de la zona de convección, serpentín, zona de convección, chimenea y múltiples (“Manifolds”) de distribución de flujo hacia y desde el horno en cuestión.

3

REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso (versión 1986) S Vol VII y VIII, Sección 12 “Instrumentación” S Vol VIII, Sección 14 “Flujo de fluídos” S Vol VIII y IX, Sección 15 “Seguridad en el diseño de plantas” Manual de Ingeniería de Diseño S PDVSA–MID–L–TP–2.7 “Hornos de proceso: Requisición, análisis de ofertas y detalles de compra”


PDVSA

PDVSA MDP–05–F–02

TRANSFERENCIA DE CALOR HORNOS CONSIDERACIONES DE DISEÑO

.Menú Principal

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REVISION

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Indice norma

S PDVSA–MID–B–201–PR “Calentadores de fuego directo” Otras Referencias S ASME Code, Section 1, Power Boilers S ANSI Standard B31.3, Petroleum Refinery Piping S Berman, H. L., “Fired Heaters III: How combustion conditions influence design and operation”, Chemical Engineering, agosto 14, 1978, pp 129–140 S Garg, A., Ghosh, H., “Good heater specifications pay off”, Chemical Engineering, julio 18, 1988, pp 77–80

4

SECCION DE RADIACION 4.1

Arreglo de la sección de radiación (Layout)

4.1.1

Tamaño de los tubos y número de pasos Velocidad másica, G – Como se discutió en el documento PDVSA–MDP–05–F–01, para desarrollar un coeficiente de película satisfactorio, se debe mantener un flujo dentro de los tubos del horno adecuado, de tal forma que calor transferido de la pared de los tubos al fluido sea obtenido con una diferencia de temperatura razonable a través de la película. En la Tabla 1 se muestran velocidades másicas del fluido según diseño para diferentes servicios. Debido a que la carga del horno, kg/s (lb/s) es determinada por los requerimientosdel proceso, la sección transversal interna del área total del tubo requerida es determinada dividiendo la carga por la velocidad másica. Esta área de la sección transversal determina el diámetro interno de los tubos y el número de pasos paralelos a través de la sección de radiación y usualmente a través de la sección de convección: G+

W p Ax

Ec. (1)

donde:

ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ G

=

W p Ax

= = =

Velocidad másica del fluido a través del tubo Carga a través del tubo Número de pasos paralelos Area de la sección transversal a través del tubo

En unidades SI kg/sm2

En unidades inglesas lb/spie 2

kg/s kg/s m2

lb/s lb/h pie2




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Tamaños de tubos disponibles – Siempre que sea posible, los diámetros de los tubos deben ser seleccionados del tamaño de tubos nominales estándar (IPS), en el rango de 5 a 20 cm (2 a 8 pulg). En el documento PDVSA–MDP–(Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 14), se listan estos tamaños. Sólo en ocasiones especiales, cuando los parámetros de diseño así lo exijan, pueden usarse tamaños no estandarizados. En tales casos, se pueden obtener tamaños comunes en incrementos de 0.32 cm (1/8 pulg) (o más pequeños) de diámetro externo, 12.7,15.24 y 19.368 cm (5.0, 6.0 y 7.625 pulg). La mayoría de los hornos se diseñan para usar tubos de 10.2 a 20 cm (4 a 8 pulg). Estos tubos y sus espesores se presentan en la Tabla 2. En caso que la experiencia no indique lo contrario, puede suponerse un espesor para la pared de los tubos con aleación de la sección de radiación de 0.724 cm (0.285 pulg) mínimo. Nótese que para el caso de acero al carbón, el espesor de la pared debe ser especificado siguiendo el tamaño estándar y en cambio para aleaciones se debe especificar dependiendo del espesor de la pared mínimo requerido. La Tabla 2 muestra los tamaños estándar más comunes para conveniencia del diseñador. 4.1.2

Tamaño económico de tubo y número de pasos 1. Los tamaños de los tubos más económicos son los de 10.2, 12.7 y 15 cm (4, 5 y 6 pulg). En algunos casos, a fin de obtener las velocidades másicas requeridas, se pueden usar tamaños más pequeños, pero se debe evitar, en lo posible, más de un paso. 2. En servicios de fluídos parcialmente o todo vaporizado, o de líquidos, la dificultad de obtener una distribución uniforme del flujo aumenta con el número de pasos. Por lo tanto, se debe minimizar el número de pasos pero siendo consistente con la distribución del horno. Esto tiende a favorecer la selección de tubos largos. El mismo número de tubos debe ser mantenido en todas las partes del horno. 3. En servicios puro–vapor, se obtiene una distribución uniforme del fluido en pasos individuales con un diseño apropiado del múltiple de distribución. La selección del tamaño del tubo y el número de pasos debe basarse en las consideraciones de arreglo del horno. En las secciones de radiación y convección se pueden usar diferentes números de pases y diferentes tamaños de tubos, debido a que las salidas de la sección de convección pueden ser combinadas y redistribuidas con las entradas de la sección de radiación.




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4.1.3

Densidad calórica radiante, φr Consideraciones del proceso – Como se discutió en el documento PDVSA–MDP–05–F–01, la densidad calórica radiante permisible, desde le punto de vista de consideraciones del proceso, es una función de varios factores los cuales incluyen geometría del horno, alimentación, servicio y temperatura de salida del fluido. Las densidades calóricas máximas son establecidas no sólo por consideraciones teóricas, sino también por experiencia. La Tabla 1 lista las densidades calóricas promedio para casi todos los servicios. Estas densidades, junto con otros criterios recomendados de diseño de hornos, aseguran densidades calóricas adecuadas. Consideraciones mecánicas – El uso de densidades calóricas promedio determinadas por las condiciones del proceso resultará en temperaturas de los gases de combustión saliendo de la sección de radiación del orden de los 870–982°C (1600–1800°F) (Temperatura de la pared divisoria, o “bridgewall temperature”). A esta temperatura se puede esperar un buen servicio mecánico de los soportes de los tubos y del material refractario. En caso de que la temperatura exceda los 982°C (1800°F) se debe usar una densidad calórica radiante más baja.

4.1.4

Superficie total de radiación Temperatura de la pared divisoria, Tbw – Es la temperatura de los gases de combustión saliendo de la sección de radiación. Debido a que los tubos protectores “miran” la sección de radiación, estos absorben parte del calor de radiación total que es transferido. Este calor de radiación está incluido en el calor absorbido por enfriamiento del gas de escape o temperaturas por debajo de la temperatura de la pared divisoria (Tbw). Esta temperatura (Tbw) es una función de la densidad calórica promedio, temperatura del metal del tubo, composición del gas de escape y formadel horno. Estas variables están representadas en las Figuras 1., 2., 3., 4., 5. y 6., para varios tipos de diseños de hornos. La Tbw se muestra como una función de la densidad calórica promedio y de la temperatura promedio del metal del tubo y está basada, para hornos de procesos, en tubos de radiación sin coque.

4.1.5

Disposición de la sección de radiación General – Según lo mencionado anteriormente, la distribución de la sección de radiación depende de un número de requerimientos. La distribución de la sección de radiación debe estipular suficiente espacio para la colocación de los quemadores y para instalar la superficie de transferencia de calor requerida. El espacio requerido entre quemadores y tubos determina el espacio mínimo de los tubos alrededor de los quemadores. En muchos hornos, este espacio es fijo por lo que el número requerido de tubos deben ser distribuidos en este espacio o se debe añadir más tubos al número mínimo requerido.




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El tamaño del tubo y el número de pasos son seleccionados para dar la velocidad másica deseada. El número de pasos debe ser consistente con el tipo de horno, de tal forma que cada paso reciba la misma cantidad de calor. Mientras que los hornos vertical–cilíndricos pueden ser diseñados para cualquier número de pasos, los hornos con cabina requieren por lo general un número uniforme de número de pasos de tal forma que puedan ser distribuidos simétricamente en el horno. El siguiente criterio general de distribución debe ser usado en todas las configuraciones de hornos: 1. El espacio entre el centro de los tubos de radiación debe ser 2 veces el diámetro nominal, codos de curva cerrada en U (Short radius U–bend). 2. Los tubos de radiación adyacentes a la pared deben estar ubicados a una distancia de 1.5 veces el diámetro nominal alejado de la pared. 3. Los tubos de las esquinas en la sección de radiación deben ser ubicadas de tal manera de evitar zonas muertas ya que estos tubos reciben menos calor que la cantidad promedio. EVITE TUBOS MUERTOS

2 x IPS 1 1/2 x IPS

PREFERIBLE

A SER EVITADO

4. Para asegurar una visibilidad adecuada desde las puertas de observación de la sección de radiación, el espacio entre tubos a estas puertas debe ser 3 veces el diámetro nominal (Long radius U–bend). 5. Se debe mantener compatibilidad entre la distribución de tubería a la entrada y la recolección de tubería a la salida cuando se esté colocando el arreglo de los tubos. Longitud de tubos – La escogencia de la longitud del tubo tiene un gran efecto en el costo de cualquier calentador que esté siendo diseñado. Más adelante se presenta una guía para la selección económica de las longitudes de los tubos de hornos con cabina y vertical–cilíndricos. Las longitudes dadas son aproximaciones y pueden variar en casos individuales. Para hornos con tubos verticales, el número de tubos y su disposición son desarrollados primero, una vez que se conozca la longitud del tubo. Las longitudes máximas para secciones de convección o para secciones de radiación horizontales, deben ser limitadas a 30 m, (100 pie) debido a la dificultad de su manejo. Por otro lado, las longitudes máximas de tubos verticales deben ser

MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO TRANSFERENCIA DE CALOR HORNOS CONSIDERACIONES DE DISEÑO


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limitadas a 15 m, (50 pie o más pequeños) debido a la excesiva mala distribución del calor de entrada en tubos largo. El número de tubos calculados debe ser ajustado de forma tal que se obtenga una cantidad igual por cada paso. Cada paso debe tener un número de tubos consistente con el tipo de diseño de horno, al igual que con las entradas y salidas (por ejemplo, la entrada del tope y la salida del fondo de la sección de radiación requieren un número impar de tubos por paso). En casos especiales se puede usar un número desigual de tubos por paso a fin de compensar la mala distribución de calor a los pasos. Debido a que la caída de presión será desigual en los pasos, se debe tomar en cuenta para el control del flujo. Espacio libre entre quemadores – A continuación se listan los espacios libre mínimos que deben mantenerse alrededor de los quemadores:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ Distancias mínimas recomendadas entre quemadores y centro de los tubos Calor liberado de diseño por quemador

Distancia quemadores–centro de tubos Gas

MW Quemadores 0.59 1.17 1.76 2.34 2.93 3.52 Quemadores 1.47 2.93 4.40 5.86 7.33 Quemadores 4.40 5.86 7.33 8.79 10.26 11.72

MMBtu/h pie–pulg de tiro natural 2 2’–6” 4 3’–0” 6 3’–6” 8 4’–0” 10 4’–6” 12 5’–0” de tiro forzado 5 3’–0” 10 3’–2” 15 3’–4” 20 3’–6” 25 3’–8” de alta intensidad 15 4’–0” 20 4’–8” 25 4’–10” 30 5’–0” 35 5’–2” 40 5’–6”

Aceite

mm

pie–pulg

mm

760 920 1100 1220 1400 1520

3’–0” 3’–6” 4’–0” 4’–6” 5’–0” 5’–6”

920 1100 1220 1400 1520 1710

920 970 1020 1100 1120

3’–6” 3’–8” 3’–10” 4’–0” 4’–2”

1100 1120 1170 1220 1270

1220 1420 1470 1520 1575 1710

4’–6” 5’–2” 5’–4” 5’–6” 5’–8” 5’–10”

1400 1575 1630 1710 1730 1780

a.

El espacio libre para servicios de aceite combustible sirve de guía para servicios con combinaciones gas/aceite.

b.

No hay ajuste mínimo de espacio libre de quemador a quemador. Se debe tomar por lo menos una pulgada (25.4 mm) entre quemadores



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adyacentes. Si se va a usar un “Plenum Chamber” para los ruidos producidos de la combustión, se requiere aumentar el espacio para asegurar una buena distribución de aire alrededor de los quemadores. Ver PDVSA–MDP–05–F–03, “Hornos: Quemadores”. c.

4.1.6

También se debe dejar espacio libre entre quemadores y el refractario, tubos, entrada a la chimenea, etc. en línea con la excentricidad del quemador. Proveer por lo menos 2 m por MW de calor máximo liberado (2 pies por MM BTU/h de calor máximo liberado) de los quemadores, más 1.8 m (6 pies).

Hornos con tubos horizontales 1. Número de pasos y distribución a.

En la Figura 7. se muestran las distribuciones típicas de los pasos. Las combinaciones de estas distribuciones pueden usarse para más de cuatro pasos (Figuras 7.a y 7.D).

b.

Para servicios severos de coquización usar la Figura 7.C en vez de la Figura 7.A, ya que el arreglo en la Figura 7.C ofrece mejor distribución de calor a cada paso que el arreglo en la Figura 7.A. Esto debido al uso de accesorios de enlace los cuales por ser muy costosos no deben ser usados si no es necesario

2. Longitud del tubo – La Figura 8. puede ser usada como una guía para escoger la longitud efectiva del tubo de radiación en hornos de cabina con tubos horizontales según la Figura 7. Esta longitud aproximada puede requerir ajustes, basado en el número de tubos y pasos, espacio entre quemadores, etc. Para la mayoría de las aplicaciones, la longitud actual usada puede ser 80–100% de la longitud aproximada. 3. Longitud del Horno – La ubicación de los codos de retorno afectará la longitud actual de los tubos de radiación y convección. Las distribuciones posibles se muestran a continuación: (a)

(b) SECCION DE CONVECCION

SECCION RADIANTE

a.

El dibujo (a) es preferible, ya que la longitud efectiva de los tubos de convección es aproximadamente 0.91 m (3 pie) más larga que la de los tubos de radiación. Se debe proveer espacio libre para la



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expansión térmica entre los codos de retorno de la sección de radiación y la pared, pero esto sólo afecta el diseño mecánico detallado. b.

El dibujo (b) debe ser usado sólo cuando se usan codos de retorno con tapones desmontables (colectores de tapones) o con accesorios de enlace. En este caso los tubos de la sección de radiación y convección tienen la misma longitud efectiva.

c.

Los codos de retorno de la sección de convección deben estar siempre ubicados en los cabezales para evitar que los gases de combustión se desvíen al final de la sección de convección.

4. Sección de radiación y arreglos de quemadores a.

Suponga una fila sencilla de quemadores (para la Figura 7.D una fila en cada celda).

b.

Seleccione el espacio libre del quemador al tubo como fue establecido previamente. Para la disposición preliminar suponga un espacio centro a centro entre el quemador y el tubo de 1.3 m (51 pulg) para tiro natural y 1.5 m (60 pulg) para tiro forzado.

c.

Dejar un espacio de 0.61 m (2 pie) entre la línea central del tubo más bajo de la sección de radiación (tubos de la pared) y el piso.

d.

Espacio de los tubos (centro a centro) en dos diámetros nominales (2 veces el tamaño IPS). La distancia mínima entre las paredes radiantes y la de los tubos será de 1.5 veces su diámetro nominal (Ver PDVSA–MID–B–201–PR).

e.

Las secciones de transición entre las secciones de radiación y convección deben ser asumidas a un ángulo de 45° (Hip Sections).

f.

Determine el número de quemadores requeridos, basado en el espacio libre mínimo establecido previamente. Determine si los quemadores pueden ser acomodados físicamente en una fila sencilla como los asumido. Si los quemadores no puede ser colocados en una fila sencilla:

(1) Para tiro natural, use una fila alternada (arreglo triangular) o filas dobles de quemadores y aumente el ancho de la sección de radiación. (2) Para tiro forzado, revise la disposición adecuada.



4.1.7

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Hornos verticales–cilíndricos 1. General – Muchos de estos hornos son diseñados con tubos horizontales en las secciones de convección. Los hornos no deben ser diseñados con secciones de convección integral (Ver Documento PDVSA–MDP–05–F–01, Figura 1b). 2. Número de pasos y distribución – Cualquier número de pasos puede ser usado en hornos verticales–cilíndricos, debido a que la disposición de la sección de radiación es siempre simétrica. Sin embargo, algunos números de pasos (1, 2, 4 u 8) tiende a simplificar la salida de la tubería. Otros arreglos pueden requerir un múltiple de distribución (manifold) costoso, quizás no requerido, para recolectar las salidas del horno, por lo que debe evitarse su uso a menos que las consideraciones del proceso así lo exijan. 3. Longitud de tubos de radiación – La Figura 9. se puede usar para determinar el rango aproximado de la longitud de los tubos de radiación. Siendo consistente con el criterio utilizado anteriormente, la longitud de los tubos de radiación debe ser usualmente lo más larga posible. Para evitar una mala distribución longitudinal excesiva del calor de entrada, la longitud máxima del tubo normalmente debe estar entre 11 y 12 m (35 y 40 pie). En ningún caso se deben usar tubos que sean más largos de 15 m (50 pie). 4. Disposición de la sección de radiación a.

La circunferencia es determinada multiplicando el número de tubos por el espacio centro a centro del tubo.

b.

Los calentadores verticales cilíndricos serán diseñados con una relación recomendada de altura a diámetro entre 2 y 3, donde la altura es la interna de la sección de radiación y el diámetro es el del círculo de tubos (Ver PDVSA–MID–B–201–PR).

c.

Los codos de retorno soldados están ubicados normalmente dentro de la cámara de combustión y la altura total de la cámara debe permitir la expansión térmica del serpentín.

d.

El serpentín de radiación puede estar soportado en el tope y guiado en la base o soportado en la base y guiado en el tope. Con un mismo número de tubos de radiación por paso, la salida estará en el tope de la sección de radiación (debido a que la entrada de la sección de convección está en el tope). En este caso, el serpentín de radiación debe ser fijado para eliminar el aumento vertical en la boca de salida del horno. Recíprocamente, con un número desigual de tubos de radiación por paso, el serpentín debe normalmente ser soportado del nivel del piso, debido a que la boquilla de salida (outlet nozzle) están en la parte inferior del horno.



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Los diseños de la vía de enlace convección a radiación son menos difíciles con soportes de serpentín en el tope, debido a que esta vía de enlace requiere muchos menos flexibilidad. Sin embargo, ambos arreglos son hechos rutinariamente con buenos resultados. Se deben hacer consideraciones al arreglo del manifold de salida y a la línea de transferencia, ya que estos son afectados por la ubicación de los soportes y los tubos de salida. e.

La vía de enlace (crossover) debe estar ubicada fuera del horno y no dentro del mismo. Esto permite mejor soporte y aumenta la flexibilidad, evitando problemas mecánicos potenciales. Además, provee un espacio para instalar indicadores de temperatura entre las secciones de radiación y convección.

5. Disposición de los quemadores a.

Evitar el uso de dos quemadores en hornos verticales–cilíndricos. El uso de dos quemadores produce un modelo de energía asimétrico, lo que puede resultar una operación pobre.

b.

El uso de un sólo quemador requiere que el horno sea parado cada vez que el quemador tenga que ser limpiado. Por lo tanto, es preferible usar tres quemadores pequeños que uno grande en hornos de servicio continuo.

c.

Los quemadores deben estar distribuidos en un círculo (burner circle). Se debe evitar poner quemadores dentro de este circulo excepto para un número pequeño de quemadores auxiliares (tal como quemadores para eliminación de desechos) los cuales deben colocarse en el centro.

6. Arreglo de la sección de convección – En adición a la sección general sobre el diseño de la sección de convección, los siguientes puntos se especifican para el horno tipo cilíndrico–vertical (Ver Fig. 10): a.

La caja de la sección de convección está soportada por la armadura cilíndrica de la sección de radiación y por los soportes de la estructura. Las cuatro esquinas internas de la sección de convección con refractario deben ubicarse encima de la parte interna de la pared de la sección de radiación. Esto por lo tanto fija la longitud efectiva de los tubos y el ancho de la sección de convección, debido a que la combinación de ambas es una función del diámetro de la sección de radiación.

b.

Los cabezales de la sección de convección casi siempre están extendidos más allá de la caja de radiación.

c.

En casos muy raros donde los tubos de radiación tienen tapones de limpieza (“cleanout plugs”), los tubos de convección (incluyendo los cabezales y las cajas colectoras) no pueden extenderse más allá del diámetro del tubo de radiación, debido a que se debe permitir el acceso para la limpieza de los tubos de radiación.



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7. Hornos con sólo la sección de radiación a.

Para este tipo de horno, no hay medios provistos para el enfriamiento de los gases de combustión que salen de la sección de radiación. La temperatura de la chimenea es la temperatura de la pared divisoria (bridgewall). La temperatura de la chimenea y la eficiencia dependen de la densidad calórica de radiación que se escoja.

b.

La superficie de radiación es obtenida directamente dividiendo el calor absorbido del horno entre la densidad calórica.

c.

Todos los tubos verticales en hornos con sólo la sección de radiación, casi siempre tienen igual número de tubos por paso, con el serpentín soportado en el fondo.

8. Hornos muy pequeños – En el diseño de hornos muy pequeños es bastante difícil cumplir los criterios normales de diseño (carga calórica < 3 MW (10 MM BTU/h). Se debe considerar lo siguiente: a.

Usualmente estos hornos poseen sólo la sección de radiación. Sin embargo, una sección de convección puede ser económica particularmente si se usa solamente gas combustible.

b.

Consideraciones mayores que las normales deben ser tomadas para las pérdidas de calor por radiación y por otras pérdidas. Por lo que se debe multiplicar el combustible neto por 1.03 para determinar el combustible total requerido.

c.

La altura mínima de la sección de radiación debe ser de 4.5 m (15 pie).

d.

Se debe mantener una separación mínima entre el quemador y el tubo.

e.

Se debe aumentar la separación entre centro–a–centro de tubo (discutido anteriormente) y/o reducir la densidad calórica, tanto como sea necesario. Debido a que las dimensiones del horno serán determinadas utilizando el espacio libre mínimo del quemador, la reducción de la densidad calórica tiene el beneficio adicional de aumentar la eficiencia del horno a un costo incremental relativamente bajo.

f.

Los serpentines helicoidales frecuentemente son usados en hornos pequeños, en lugar de los serpentines comunes.

(1) Si el serpentín no requiere de codos de retorno, se reduce el costo del horno. La caída de presión a través del serpentín también se reduce eliminando los codos de retorno. La caída de presión es aproximadamente 150% de la caída para un tubo recto de la misma longitud.



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(2) Se debe usar un máximo de dos pasos de tubos. 9. Hornos multi–servicio tipo verticales–cilíndricos – La sección de radiación para hornos verticales–cilíndricos puede ser dividida en dos o tres servicios separados pero compatibles.

4.1.8

a.

Se puede usar una pared de ladrillos refractarios para dividir la sección de radiación en zonas separadas. Aunque cada zona tiene sus propios controles, el calor de entrada está influenciado de cierto modo por las otras zonas. Debido a que la altura máxima de las paredes internas es de por lo menos 7.6 m (25 pie), esto influiría sustancialmente en hornos altos. Ver la discusión sobre hornos tipo cabina con tubos anillados (”Arbor or Wicket”) para mayores detalles de la pared divisoria.

b.

Se pueden instalar también servicios separados en la misma sección de radiación, pero sin la pared interior. Sin embargo, este arreglo puede ser usado sólo en casos especiales, debido a que no hay forma de variar el calor de entrada relativo a los servicios individuales una vez que la cantidad de superficie en cada servicio haya sido seleccionada.

Hornos tipo cabina con tubos PDVSA–MDP–05–F–01, Figuras 4c y 4d)

anillados

(Ver

documento

1. General – El arreglo mostrado en la Figura 4d del documento PDVSA–MDP–05–F–01 es usado en hornos Powerformer, pero también puede ser usado para otros servicios puro–vapor. Estos hornos usualmente son multi–servicios, con cada zona de radiación separada de las otras por medio de paredes de ladrillos instaladas a través de la sección de radiación. El arreglo sencillo mostrado en la Figura 4c del documento PDVSA–MDP–05–F–01 puede ser usado para dos diferentes servicios, uno en cada sección de radiación. En algunos casos, se coloca una pared de ladrillos para permitir una parada relativamente larga de cualquiera de las dos secciones. Zonas adicionales pueden ser ubicadas en la sección de radiación, uniendo la pared de ladrillos con otra pared. Sin embargo, con sólo dos celdas, las paredes de ladrillos normalmente no son necesarias, debido a que los tubos adyacentes en las dos secciones pueden ser colocadas escalonadamente, separando cada zona de la zona adyacente. 2. Arreglo típico – Un arreglo típico de un horno tipo cabina con tubos anillados dobles (“double hoop tube cabin furnace”), se muestra en la Figura 13. Este arreglo presenta tres zonas de radiación separadas. Nótese que las secciones verticales de tubos en las filas centrales están instalados escalonadamente y están conectados por codos estándar doblados en U. Estos tubos son considerados tubos expuestos al fuego por un solo lado, igual que si estuvieran apoyados por una pared refractaria.



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Los anillados también se consideran equivalente a tubos expuestos al fuego por un lado. Aunque la Figura 13. muestra las entradas y salidas de los tubos múltiples paralelas a la sección de convección, la práctica reciente es arreglar los tubos múltiples perpendicular a la sección de convección. Esto con el propósito de reducir la caída de presión eliminando las conexiones tipo T y los tubos múltiples intermedios y simplificando la tubería entre el horno y los reactores. 3. Número de pasos, tamaño de tubos y longitud – Para la selección del número de pasos paralelos y el tamaño de los tubos se requiere hacer consideraciones especiales, ya que la longitud del tubo por paso también debe ser considerada (Nótese que todas las referencias son para la Figura 13.). a.

Se deben considerar varias combinaciones de tamaño de tubo y número de pasos. Debido a que cada tamaño de tubo tienen una relación diferente de superficie de tubo a área de flujo, cada combinación resultará en un requerimiento diferente de la longitud del tubo.

b.

La selección de la longitud del serpentín está limitada relativamente, si se compara con otros diseños.

(1)La altura mínima está basada en el espacio libre de los quemadores. (2)La altura máxima está basada en mantener una transferencia del calor uniforme, además de consideraciones mecánicas. La altura se debe limitar a la longitud de tubo recto de: a. 9 m (30 pie) para 13 cm (5 pulg) IPS y diámetro de tubo más largo. b. 7.6 m (25 pie) para 10 cm (4 pulg) IPS y más pequeños.

(3)El ancho de la celda entre tubos (B) está basado en el espacio libre mínimo quemadores–a–tubo. Sin embargo, el ancho mínimo debe ser 3 m–0 cm (10 pie–0 pulg) centro de tubo–a–centro de tubo. c.

Aunque se desea usar el mismo tamaño de tubos en todas las zonas, esto no es necesario; y en la práctica frecuentemente se usan dos tamaños de tubos.

d.

La longitud del serpentín puede ser aumentada por un factor de dos incrementando el número de pasos en series a través de la zona. Esto se hace proviendo discos ciegos o guías deflectoras en los tubos múltiples (manifolds). Las zonas A y C son mostradas con una serie de pasos, mientras que la zona B tiene dos series de pasos.




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De ser necesario se puede usar cualquier número de pasos en series adicionales.

4. Longitud de la sección de convección – La sección de convección se extiende a todo lo largo del horno a través de todas las zonas de radiación. La longitud de la sección de convección es igual a la suma de las longitudes de todas las zonas de radiación, más el ancho de las paredes divisorias internas. 5. Requerimiento calórico de la sección de radiación – Como en otros diseños de hornos el requerimiento promedio de la sección de radiación puede ser determinado de gráficas de calor disponible, dada la cantidad de combustible neto y la temperatura de salida de los gases de la cámara de combustión (bridgewall temperature). Cada zona de radiación tiene su propia temperatura de salida de gases (bridgewall temp.). La temperatura promedio está basada en las corrientes de gases de combustión combinados saliendo de cada sección de radiación. El diseño de la sección de convección está basada en esta temperatura promedio de salida de los gases. Para servicios que están compuestos enteramente de servicio solo radiación, la temperatura de salida (bridgewall) es una función de la densidad calórica radiante y la temperatura del metal del tubo. El diseño completo de estas zonas es directo. La temperatura (bridgewall) es determinada de la Figura 5. La transferencia de calor a través del anillo ha sido incluida en esta curva. Para servicios que combinan la transferencia por radiación y por convección, el rendimiento por radiación debe ser determinado substrayendo el otro, o sea todos los rendimientos por radiación del rendimiento de radiación promedio. Antes de determinar este rendimiento, se debe estimar el arreglo del horno (corregir posteriormente según lo requerido) de tal manera de poder calcular en rendimiento de la zona de radiación. Cada zona de radiación contribuirá al rendimiento total de la sección de radiación. Esta contribución dependerá de la densidad calórica de la sección de radiación de cada zona y de la porción de la sección de convección ubicada sobre cada zona de radiación. Las variaciones en los rendimientos relativos sobre la longitud deben ser consideradas en la selección de las densidades calóricas para cada zona de radiación. Por ejemplo, en el horno típico Powerformer (Fig. 13), las zonas A y C son servicios de recalentamiento solo–radiación, mientras que la zona B y la sección de convección son servicios de precalentamiento. Debido a esto, las zonas A y C contribuyen con una pequeña cantidad de gas de combustión frío a la sección de convección durante operación cuando el calor suministrado a estos recalentadores es reducido, por lo tanto la zona B debe quemar más para complementar esta reducción en el




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calor de convección. Por lo tanto, la zona B debe incrementarse en tamaño para evitar densidades calóricas por radiación altas durante los períodos en que las zonas A y C operan a bajo flujo. 6. Arreglo del quemador – Los quemadores deben ubicarse de tal forma de dar una distribución de calor uniforme a los tubos, consistente con el espacio libre mínimo quemador–a–pared. Los quemadores deben ser ubicados de tal forma que la distancia quemador–a–pared sea aproximadamente la mitad de la distancia quemador–a–quemador. El espacio adecuado para el quemador no siempre es disponible en hornos de tubos anillados, por lo que ocasionalmente se requiere espacio libre adicional. Para quemadores de tiro natural, esto se puede obtener a través del uso de doble fila de quemadores (Zona A). En otros hornos puede ser necesario proporcionar una longitud de celda mayor que el requerido. 7. Paredes divisorias – Las paredes de ladrillos refractarios dividen las zonas de radiación. Estas paredes deben ser 70 cm (2 pie – 3 pulg) de ancho (3 ladrillos de 23 cm (9 pulg) con una construcción escalonada y una altura máxima de casi 7.6 m (25 pie). El arreglo de la sección de radiación debe proveer un espacio libre mínimo de 1.5 veces el tamaño del tubo (IPS) entre la pared interna y los tubos anillados adyacentes (igual que entre la pared externa y los tubos).

4.2 4.2.1

Caída de presión a través del serpentín de radiación Generalidades La caída de presión a través del serpentín de radiación de un horno nuevo, la calcula el vendedor del horno. Dicho cálculo es complejo para servicios con vaporización, ya que la caída de presión por unidad de longitud cambia continuamente con cambios en la relación gas líquido. En general, luego que se ha establecido el número de tubos y la disposición de los mismos en la sección de radiación, el serpentín se divide, para efectos de cálculo, en un número de partes secuenciales para el cálculo de caída de presión. Se usan secciones de longitud más corta a la salida del serpentín, ya que aquí los cambios en el volumen específico son mayores que en otras partes del serpentín. Los cálculos comienzan a la salida del serpentín, donde se conoce la presión y temperatura: en este punto, se puede calcular la entalpía y composición de las dos fases. Luego, se supone una presión a la entrada de la sección para cálculo correspondiente a la salida. La entalpía absorbida en esta sección (ya que se conoce la densidad de calor radiante, y ésta se supone constante), se substrae de la entalpìa a la salida, obteniéndose una entalpía a la entrada de la sección que se usa para obtener la temperatura y composición a la presión asumida.


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Usando las condiciones de entrada y salida, y la longitud equivalente (tubería recta más aditamentos), se calcula la caída de presión de la sección, debida a fricción, cambios en la energía cinética y cambios en el cabezal estático. Si la caída de presión calculada no se aproxima lo suficiente a la caída de presión supuesta por la presión de entrada, se supondrá una nueva presión de entrada y se repetirán los cálculos hasta que haya convergencia en esta sección del serpentín. Luego, se continuará con este mismo procedimiento con las secciones restantes aguas arriba en el serpentín. Al especificar un horno nuevo, el ingeniero responsable debe especificar la máxima caída de presión permitida para el horno (sección de radiación y sección de convección). Esta caída de presión se obtiene por experiencia con hornos similares y, generalmente, debe entregarse para condiciones del horno limpio y del horno sucio. Para hornos en servicio de vaporización, la caída de presión es relativamente alta, debido a las velocidades másicas requeridas y la vaporización del líquido:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ Caídas de presión típicas (Hornos vaporizando)

Tipo de horno

Unidad de crudo Unidad de vacío Coquificación retardada

Horno limpio

kPa 1000–1400 350–500 2400

psi 150–200 50–75 350

Horno sucio

kPa 1200–1700 450–700 2800–3500

psi 175–250 65–100 400–500

Para hornos en servicio de puro vapor, las caídas de presión son bastante menores. Por ejemplo, el horno precalentador en un reformador catalítico puede tener una caída de presión de 100 a 170 kPa (15–25 psi), y el horno recalentador tan poco como 20 a 40 kPa (3–6 psi): la razón principal para estos valores tan bajos, es minimizar el cabezal del compresor de gas de reciclo.

En el caso que se requieran cálculos detallados de caída de presión en el serpentín de radiación, por parte de PDVSA y sus filiales, remitimos al lector a los manuales de los programas de simulación de hornos FRNC–5 (PSR) y FH–0 (HTRI), que son los programas oficiales de uso para este tipo de labores. En el caso que los anteriores programas no estén disponible, puede usarse el programa PRO II (SIMSCI), el cual tiene la instrucción “PIPE”, la cual permite hacer cálculos rigurosos de caída de presión (Flujo multifásico ó monofásico), con una absorción fija de calor, simulando así, más ó menos, el serpertín de un horno. Este enfoque no es tan preciso como el de los dos programas anteriormente mencionados. Remitimos al lector al correspondiente manual del programa PRO II.



4.2.2



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Factor de seguridad en la caída de presión Para compensar por variaciones inherentes a la alimentación al horno análisis del crudo (análisis del crudo, contenido de agua, etc.) e imprecisiones del método de cálculo, es recomendable añadir un 10% a la caída de presión calculada por los métodos presentados anteriormente cuando se estan fijando los requerimientos del cabezal de la bomba de alimentación al horno.

4.3 4.3.1

Materiales y vida útil de los tubos Materiales de los tubos Las consideraciones preliminares son la resistencia requerida, resistencia a la corrosión (o erosión) y las características de oxidación (o reducción).Conjuntamente con estas características están el nivel de temperatura, la atmósfera del horno, y los constituyentes corrosivos del fluido del proceso o del combustible. Los materiales más usados comúnmente son acero al carbón, 1 1/4 Cr –1/2 Mo, 2 1/4 Cr – 1 Mo, 5 Cr – 1/2 Mo, 18 Cr – 8 Ni y 25 Cr – 20 Ni. También se utilizan otros materiales que incluyen C – 1/2 Mo, 9 Cr – 1 Mo y 12Cr. Los materiales del serpentín se seleccionarán para resistir el escamamiento (”scaling”) exterior y la corrosión en el interior. Para evitar el escamamiento excesivo, la temperatura de la superficie exterior no debe exceder los siguientes niveles (Ver PDVSA–MID–B–201–PR):

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ Temperatura

Material de los tubos Acero al Carbono 1/2 Mo 1 Cr – 1/2 Mo 2 1/4 Cr – 1 Mo 5 Cr – 1/2 Mo 9 Cr – 1 Mo 16/14/2 Cr–Ni–Mo 18/8 Cr–Ni

ºC 454 565 595 635 650 705 870 850

ºF 850 1050 1100 1175 1200 1300 1600 1500 (1)

(1) Para los aceros tipo 18/8 Cromo–Níquel tipo 304H/321H, se requerirá además la prueba de Sensibilidad a la formación de fase sigma, previa consulta con la filial de PDVSA o su representante. Especial atención deberá tomarse al emplear aceros del tipo C–1/2 Mo en tubos del serpentín, más aún cuando exista la posibilidad de que la temperatura de operación de piel de tubo se encuentre por debajo de las temperaturas señaladas en la curva de Nelson, ya que se ha reportado daños por ataque de hidrógeno para este tipo de material (Véase API – Publicación 941–83); por esta razón,



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preferentemente se recomienda no usar aceros del tipo C–1/2 Mo en cualquier diseño de tubos para hornos Para hornos de procesos los siguientes materiales de tubo son los más usados (basado en condiciones internas y externas): Condiciones internas – Basado principalmente en corrosión por azufre. 1. Alambique de Tubos (Unidades de crudo y vacío) a.

Acero al carbono (AC) es usado a temperaturas del metal del tubo bajas, hasta que la corrosión se hace excesiva.

b.

5% Cr es usado para altas temperaturas. Este material es adecuado para temperaturas del metal del tubo (TMT) hasta 565°C (1050°F).

c.

9% Cr ó 12% Cr es ocasionalmente requerido en casos muy especiales, donde el crudo es extremadamente corrosivo o las condiciones operacionales resultan en temperaturas del metal del tubo muy elevadas.

2. Rehervidores, Hydrofiners, etc. – La tasa de corrosión puede ser mucho mas elevada que en alambiques de tubos. a.

AC es usada para temperaturas bajas.

b.

5% Cr es usado para temperaturas moderadas (no hay aumento en la resistencia por corrosión sobre AC para servicios H2S/H2

c.

18 Cr – 8 Ni es usado para temperaturas elevadas.

3. Termoreactores (Powerformers) – La selección del tubo depende principalmente de la resistencia al ataque de H2. d.

C – 1/2 Mo es usado para temperaturas bajas.

e.

1 1/4 ó 2 1/4 Cr es usado para altas temperaturas. 5 Cr es también usado si la oxidación externa se hace limitante.

Oxidación Externa – Esta oxidación juega un papel relativamente menor en la selección del tubo o en la tolerancia de corrosión, pero es el factor principal concerniente en la ubicación y selección de los materiales de toda la superficie extendida de la sección de convección. 4.3.2

Vida util del tubo Estudios realizados en el pasado han indicado que la vida económica del tubo es de 4 a 5 años. Esto está basado en comparaciones entre el costo de inversión inicial y los costos de reemplazo. Este diseño debe ser consistente con los programas de paradas. Se deben tomar precauciones para proveer una vida útil más larga en los tubos de superficie extendida de la sección de convección, debido al costo elevado de esta superficie comparado al costo incremental de los tubos base con mayor espesor.




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Debido al conservativismo inherente en el procedimiento del cálculo de hornos, casi todos los tubos de los hornos tienen una vida útil mayor que la vida útil según el diseño, a no ser de que sean mal operados. Por lo tanto, para muchas aplicaciones, el diseño de la vida útil de los tubos de radiación que sobrepasen los 4 a 5 años no se justifica. Como una manera práctica, los tubos raramente son reemplazados cuando ellos alcanzan el fin de su vida útil según el diseño. El reemplazo de los tubos es el resultado de uno de los siguientes puntos: – Error del operador: un ejemplo es mantener la quema de combustible sin flujo en el serpentín. Problemas de esta naturaleza son imposibles de tomarlos en cuenta durante el diseño. – Pared del tubo muy fina: al punto de que debe ser reemplazado. Esto se puede detectar con medidas o puede ser visible como un tubo deformado o roto. El tiempo para que el tubo llegue a presentar fallas es una decisión de la refinería y está basado en la tasa actual de deterioro, la vida restante calculada y las consecuencias que representan una falla de esta índole. Por ejemplo, la falla de un tubo es un termoreactor resultará probablemente en un incendio, requiriendo el reemplazo completo del tubo; mientras que una falla en un tubo de un horno de una unidad de crudo ó vacío causará posiblemente humo por la chimenea y una parada no programada. – Puntos calientes ocasionados por problemas operacionales (coque, choque de llama) pueden causar deformación o rotura en los tubos.

5

SECCION DE CONVECCION 5.1

Antecedentes Los gases de combustión salen de la sección de radiación del horno y pasan a través de la sección de convección antes de entrar a la chimenea. A temperaturas de los gases de combustión por debajo de 815–980°C (1500–1800°F), la transferencia de calor por radiación llega a ser antieconómica, y si además se requiere recuperar más calor de los gases de combustión, esto se lleva a cabo más económicamente por transferencia de calor por convección. Típicamente, el 35 a 40% del rendimiento total del horno se obtiene en las superficies extendidas de las secciones de convección modernas. La sección de convección debe diseñarse para transferir calor económicamente al fluido del proceso, y al mismo tiempo no impedir la salida del gas de combustión del horno. Debido a que el coeficiente de transferencia de calor de los gases de combustión en la superficie externa de los tubos es relativamente pobre, se debe usar superficie extendida para aumentar la transferencia de calor.



5.2 5.2.1


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Superficie de la sección de convección Sección de protección Las primeras dos filas de la sección de convección están expuestas a radiación desde la cámara de radiación y se conocen como “tubos de protección” (“shield tubes”), o tubos de choque. La transferencia de calor por radiación a estas dos filas está incluida en el rendimiento total por radiación del horno. Debido a que estos tubos también reciben calor por convección, el rendimiento total es la suma de los rendimientos calóricos por radiación y convección. No se deben usar superficies extendidas en los tubos de protección, debido a que el calor total y las densidades calóricas pueden ser excesivas, causando temperaturas altas en el metal del tubo y/o interferencia con vapor (vapor blanketing). Normalmente, se prefiere que los tubos de protección sean del mismo material que los tubos de radiación. Esto no aplica cuando el servicio de estos tubos sea diferente al servicio de radiación, tal como los serpentines de generación de vapor en el horno de proceso.

5.2.2

Sección de tubos lisos Aunque la superficie extendida debe ser usada lo más posible en la sección de convección después de la sección de protección, esto no es práctico para los tubos instalados inmediatamente después de los tubos de protección. Las temperaturas de los gases de combustión son aún altas y puede causar altas densidades calóricas y temperaturas excesivas del metal del tubo. Por lo tanto, unas cuantas filas de tubos lisos (bare tubes) usualmente son requeridos antes de poder usar superficies extendidas.

5.2.3

Superficies extendidas Selección del tipo de superficie extendida – El tipo de superficie extendida a ser usado está basado en el combustible que va a quemarse en el horno. 1. La superficie extendida tipo espiga o perno (stud type) es el único tipo que puede ser usado si lo que se va a quemar son combustibles líquidos pesados ( ρ= 904 kg/m3 o mayor, 25°API o menos). Ver Figura 1. 2. La superficie extendida tipo aleta (fin type) debe ser usada solo cuando gas combustible o combustibles líquidos livianos van a ser quemados ( ρ< 904 kg/m3, por encima de 25°API). Ver Figura 2. En hornos donde se van a quemar diferentes combustibles, el más pesado determina la selección del tipo de superficie extendida. Fíjese que en hornos donde se va a quemar combustibles pesados en el futuro, se deben usar tubos con superficie extendida espigada o apernada (studded tubes). La conversión de un horno que fue diseñado originalmente para quemar sólo gas combustible, para permitir la quema de combustible líquido pesado requerirá una modificación.



5.2.4


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Tubos de superficie extendida tipo espiga o perno 1. Aplicación – Las espigas o pernos cilíndricos (“cylindrical studs”) están soldadas fuertemente al tubo en filas circulares o helicoidales. Superficies apernadas de acero al carbón, 12.7 mm (0.5 pulg) de diámetro y distanciados de las filas 15.9 mm (5/8 pulg) (63.0 filas por metro de tubo (19.2 filas por pie de tubo)) son estándar y deben especificarse. Otros tipos de superficie apernada, incluyendo diámetros de 6.4 y 9.5 mm (1/4 y 3/8 pulg) y formas elípticas están disponibles. Sin embargo, estas no pueden usarse debido a sus desventajas, tales como baja resistencia mecánica y escasa posibilidad de limpieza. 2. Temperatura – Las superficies tipo espiga o perno de acero al carbón deben ser limitadas hasta una temperatura máxima de 565°C (1050°F), basado en consideraciones de oxidación. Las superficies tipo espiga o perno de acero al carbón pueden ser aplicadas a cualquier material del tubo. No se requiere alivio de esfuerzos térmicos. Por lo general, no es económico utilizar aleaciones en estas superficies. 3. Arreglos de los superficies tipo espiga o perno (Stud Arrangement) – Pueden aplicarse en todo el diámetro del tubo, o en la mitad del fondo del tubo (el lado frente al flujo de gas de combustión). Sin embargo, tubos completamente cubiertos de superficies tipo espiga o perno generalmente se prefieren y deben usarse en el diseño, a menos que condiciones especiales indiquen que puede usarse sólo la mitad. Las siguientes consideraciones se aplican para la selección de la mitad de los tubos con superficie extendida tipo espiga o perno: a.

Los diseños de tubo con la mitad de la superficie tipo espiga o perno incrementan el espacio libre vertical entre las filas de tubos. De ser necesario, estos espacios pueden ser usados para la limpieza de los tubos de la sección de convección. Esta es una ventaja significativa cuando se queman combustibles extremadamente sucios, tales como residuos venezolanos.

b.

Debido a que casi todo el calor transferido es desarrollado en la mitad del fondo del tubo, la mitad de los tubos con superficie extendida tipo espiga o perno son 80% tan efectivas como todos los tubos recubiertos de superficie extendida tipo espiga o perno y, bajo ciertas condiciones, puede ser económicamente atractivos. Sin embargo, debido a que por lo menos 20% más de filas de tubos con la mitad de la superficie extendida se requerirían, en comparación con tubos completamente cubiertos, se puede necesitar una fila adicional de sopladores de hollín. Los ahorros realizados por usar tubos con la mitad de superficie extendida deben ser mayores que el costo de los sopladores añadidos.




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c.

La aplicación de superficies extendidas tipo espiga o perno en sólo un lado de un tubo requiere técnicas especiales, ya que las tensiones térmicas por soldar en un solo lado del tubo pueden causar deformaciones al tubo. Por lo tanto, sólo pueden ser realizados por fabricantes especialmente aprobados para la operación de este tipo de tubos.

d.

Si se usan tubos con aleaciones en las filas de tubos incremental (en vez de tubos de acero al carbón), la economía debe favorecer a los tubos completamente con superficies extendidas para minimizar el número de tubos con aleaciones.

Si se escogen tubos con la mitad de la superficie extendida, la especificación del diseño debe incluirlo y además debe proveerse suficiente espacio en la sección de convección para permitir el uso de tubos con la superficie completamente extendida. 4. Longitud del perno (Stud) – Están disponibles en longitudes crecientes de 1.6 mm (1/16 pulg), empezando con 19.1 mm (3/4 pulg de largo) (pernos de 15.9 mm (5/8 pulg) pueden también obtenerse, pero deben ser cortados y por lo tanto no son usados normalmente). La longitud máxima posible está basada en las capacidades de fabricación y depende del tamaño del tubo, debido a que el diámetro externo del tubo y del perno está limitado a 282.6 mm (11–1/8 pulg). La longitud máxima del perno debe ser limitada a 50 mm (2 pulg), ya que la eficiencia decrece severamente con incrementos en la longitud. La selección de longitudes depende de la geometría de la sección de convección y la velocidad másica del gas de combustión, como se discute más abajo. Los pernos cortos deben ser usados tan pronto como sea posible en la parte más baja de la sección de convección, por limitaciones de la punta del perno, temperaturas de película y del tubo; y la longitud del perno debe ser aumentada a medida que la temperatura de los gases de combustión disminuye a través de la sección de convección. 5. Pernos por fila – El número de pernos por fila circunferencial depende del diámetro del tubo. Este número por fila debe estar limitado al valor máximo listado a continuación: Número Máximo de Pernos por Fila Circunferencial

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁ 2.5 8

3 10

Diámetro externo de la tubería, pulg 3.5 4 4.5 5 5.56 6 6.63 8.63 12 12 14 16 18 20 22 28

100% tipo rosca (studded) 50% tipo rosca 4 6 6 6 8 8 10 10 12 (studded) * Para convertir los valores de los diámetros a mm, multiplique por 25.4

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5.2.5


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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Arreglo de la sección de convección AC 11–13 Cr 18/8 Cr/Ni 25/20 Cr/Ni

5.3.1

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Tubos con aletas 1. Aplicación – Las aletas están continuamente enrolladas alrededor del tubo en un espiral y tienen por lo menos dos vueltas por cm (5 vueltas por pulg). Las aletas deben ser soldadas continuamente al tubo por filetes (fillet) o soldadura de resistencia. Estas soldaduras son mucho más recomendables que las de puntos intermitentes, debido a su mejor transferencia de calor y por su unión más fuerte al tubo. 2. Tipos de aletas – Aletas continuas (Figura 2.A) son hechas para forzar un corte en bandas continuas del metal alrededor del tubo. Estas son preferibles que las aletas dentadas (Figura 2.B), las cuales son construidas fijadas mediante soldadura intermitente, debido a sus mejores propiedades de transferencia de calor y una unión al tubo más resistente. Las aletas continuas tienen una rigidez mecánica superior. Los procedimientos de cálculo dados en esta subsección están basados en aletas continuas. 3. Disponibilidad – Una variedad de aletas están disponibles: – Aletas con alturas desde 3.2 hasta 38.1 mm (1/8 hasta 1 1/2 pulg) – Aletas con espesores desde 0.5 hasta 1.5 mm (0.02 a 0.06 pulg) – Espacio entre aletas hasta 2.5 mm (10 aletas por pulg de tubo) – No todas las combinaciones de estas variables son disponibles. Para un diseño económico, las aletas deben basarse en lo siguiente: – Altura de aletas de 12.7, 19.1 ó 25.4 mm (1/2, 3/4 ó 1 pulg) Espesor de aletas de 1.3 mm (0.05 pulg) Espacio entre aletas de 5,1 hasta 6,4 mm (4 ó 5 aletas por pulg) 4. Material – Casi todos los materiales de las aletas pueden ser fijados a cualquier material del tubo. Debido a que las aletas son mucho más finas que los pernos, los materiales de las aletas deben ser seleccionados para 0% de oxidación a la temperatura máxima de la periferia (tip temperature). Mientras mayor sea esta temperatura, mayor será el grado requerido de la aleta. Los siguientes materiales comúnmente son los usados en aletas: Material de la Aleta

5.3

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Temperatura Máxima de la Periferia de la Aleta 455° C (850° F) 677° C (1250° F) 790° C (1450° F) 980° C (1800° F)

Consideraciones Mecánicas El espacio y arreglo de los tubos de sección de convección están basados en las consideraciones de procesos, tales como las velocidades másicas requeridas u




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óptimas del gas de combustión, flujo de transferencia de calor, etc. Sin embargo, las siguientes consideraciones mecánicas también limitan o influyen sobre el arreglo de la sección de convección. Longitud – La longitud efectiva de los tubos de la sección de convección y de la sección de protección dependen del tipo particular de horno que se esté diseñando. En general, se debe usar la longitud máxima de la sección de convección permitida por el diseño de la sección de radiación. Los codos de retorno de la sección de la cámara de convección deben ubicarse en los cabezales. Por lo tanto, la longitud interna de la sección de convección es la longitud efectiva. Ancho – Cada fila horizontal en la sección de convección debe tener por lo menos 4 tubos o el número de pasos en el horno, cualquiera que sea mayor (en hornos muy pequeños, se pueden usar de 2 a 3 tubos por fila). Si la sección de convección es suficientemente larga para requerir uno o más soportes de tubos (tubesheets) intermedios, ésta no debe ser más ancha de 4.3 m (14 pie), debido a las dificultades encontradas en el diseño y la fabricación de estos tubos intermedios con longitudes mayores que ésta. Secciones de convección cortas sin estos tubos intermedios pueden ser diseñadas más anchas que 4.3 m (14 pie). Número de pasos – En servicios de vaporización, el número de pasos de tubos en la cámara de convección debe ser el mismo que en la sección de radiación, estando conectado cada paso con su propio conductor. En todos los servicios con vapor, donde la distribución puede hacerse por una división natural, un número de pasos diferente puede ser usado en las secciones de radiación y convección. Los flujos pueden ser combinados en la salida de la sección de convección y redistribuirse en la entrada de la sección de radiación. Codos de retorno – Donde sea posible, el arreglo y la distribución de los tubos deben permitir el uso de codos de radio largo en U de 180° estándar. Los codos de radio corto en U son usados en situaciones especiales. Para otros casos, donde se requieren espacios no estandarizados, la siguiente tabulación muestra los espacios mínimos de tubos para los tubos de la zona de convección, basado en el espacio libre requerido por fabricación. Debido a que los codos de retorno adquiridos para los espacios no estándar son todos según como sean pedidos, cualquier espacio por encima del mínimo es obtenible.




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ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ Tamaño de tubo Nominal

Espaciamiento Mínimo Tamaño de Estándar Espaciamiento Tubo Centro a Centro a Diámetro Centro Centro externo mm pulg mm mm mm 76.2 50 2 102 102 101.6 80 3 152 152 127.0 100 4 203 203 152.4 125 5 254 254 150 6 305 305 200 8 406 406 * Para convertir las medidas a pulg, dividir entre 25.4

Espaciamiento Estándar Centro a Centro mm 152 203 254 305

Mínimo Espaciamiento Centro a Centro mm 127 152 191 229

Si se requieren tapones en los cabezales para la limpieza mecánica, consulte el catálogo del fabricante o los consultores de diseño de hornos para el espacio mínimo centro–a–centro, si es menor que el espacio estándar deseado. Arreglo y espaciamiento de los tubos (Ver Figura 3.) – Aunque los tubos de la sección de convección pueden ser situados en forma triangular o rectangular, siempre se usan formas de triángulos equiláteros o isósceles para las secciones de convección de hornos. Coeficientes de transferencia de calor para tubos lisos en forma triangular han sido incluidos con las ecuaciones de transferencia de calor debido a que la forma triangular es más común para calderas. Los tubos frecuentemente están distribuidos en forma de triángulo equilátero. Sin embargo, cuando el número de tubos por fila horizontal es igual al número de pasos, los tubos pueden ser localizados en un modelo triangular isósceles. La base (el espacio tubo–a–tubo en la fila horizontal) puede ser variada a fin de obtener la velocidad másica deseada de los gases de combustión. Cuando se usan tubos de superficie extendida en la sección de convección, el espacio mínimo entre las aletas o la espiga o perno (studs) del horno sobre tubos adyacentes es 38.1 mm ( 1 1/2 pulgl). Este puede estar situado en cualquier dirección y está basado en requerimientos mínimos para el diseño mecánico de los soportes de los tubos. Este requerimiento limita la longitud máxima de la superficie extendida que puede ser usada para un espacio tubo–a–tubo dado. Un espacio mínimo de 19.1 mm (3/4 pulg) puede especificarse entre la aleta o la periferia del perno y la pared lateral de la sección de convección. Salientes (Cobelling) – Las guías desviadoras deben ser especificadas por cada fila de la sección de convección para prever desvíos de los gases de escape de la sección de convección. La Figura 3.D presenta un arreglo aproximado de estas placas guías (Corbelling) y los tubos de la sección de convección. el ancho máximo normal del saliente (Corbelling) es 152 mm (6 pulg). Este mismo tamaño de saliente es usado a través de la sección de convección. Los salientes (Corbelling)





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reducen el área abierta para el flujo de gases de combustión aumentando la velocidad másica del gas de combustión y el flujo de transferencia de calor. Por lo tanto, estos salientes no deben colocarse en la fila de tubos de protección del fondo, ya que no se requiere aumento en la transferencia de calor de esta fila. Soporte de tubos – La longitud máxima sin soporte para los tubos horizontales del horno es 35 veces el diámetro externo (excepto para tubos de vapor, los cuales requieren más soportes). Las secciones de convección más largas que ésta requerirán láminas de tubos intermedias para reducir la longitud sin soporte.

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ Tamaño de la Tubería Nominal mm pulg 100 4 125 5 150 6

Longitud Máxima Sin Soporte, m pie 3.99 13.1 4.94 16.2 5.90 19.3

Limpieza de la sección de convección – El requerimiento para los sopladores de hollín y la protección por erosión localizada de las paredes refractarias de la cámara de convección tiene un efecto significativo en la inversión del horno. El arreglo de la sección de convección debe tomar en consideración el arreglo óptimo de los sopladores de hollín, láminas de tubos y los tubos.

Se debe tomar en consideración la extensión de la sección de convección con el fin de minimizar el número requerido de sopladores de hollín. Un mayor ancho de la sección de convección permite el uso de más superficie de tubos por fila, lo cual resulta en menos filas verticales a ser cubiertos por los sopladores de hollín. Aun cuando el total de número de tubos es aumentado (velocidad másica del gas de combustión y coeficiente de transferencia de calor más bajas), la reducción en la inversión de sopladores será mayor que lo compensado por el aumento en el número de tubos. Sin embargo, reducir el número de sopladores de esta manera es frecuentemente imposible. Por lo tanto, se debe usar las velocidades másicas convencionales de los gases de combustión. 5.3.2

Velocidad Másica de los Gases de Combustión 1. Cuando la altura de las chimeneas están basadas en los requerimientos del tiro, se recomiendan velocidades másicas máximas del flujo de gases de combustión (Ver la siguiente tabulación). Para quemar combinaciones de combustible controla el combustible más pesado.




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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ Combustible

Gas natural o combustible limpio Combustible líquido con bajo contenido de metales y gas ácido Combustible líquido con alto contenido de metales

Máxima Velocidad Másica del Gas de Combustión Recomendada, Gc kg/sm2 lb/spie 2 2.5 a 3.0 0.5 a 0.6 2.0 a 2.5 0.4 a 0.5 1.5 a 2.0

0.3 a 0.4

Estas recomendaciones son para la parte de la sección de convección con la velocidad másica más alta (es decir, la superficie extendida más larga). Las velocidades másicas en secciones de la sección de convección con tubos lisos o corta superficie extendida puede estar por debajo de los rangos recomendados. Estos rangos de máxima velocidad másica están considerados en el diseño óptimo de la sección de convección y deben ser usados en la práctica. Bajo ciertas condiciones, como se discute abajo, se deben usar velocidades másicas más altas. En otros casos, velocidades másicas más bajas pueden ser ventajosas, tal como minimizar el número de sopladores para hacer la sección de convección más amplia, como se ha discutido previamente. Sin embargo, el diseño de las velocidades másicas del gas de combustión por debajo de 1.0 kg/sm2 (0,2 lb/spie2) deben ser evitadas, debido a las características pobres del flujo de los gases de combustión. 2. Si la velocidad másica de los gases de combustión calculada anteriormente es mayor que el rango recomendado para un combustible en particular, se debe revisar el arreglo de la sección de convección. Se deben añadir más tubos a cada fila de la sección de convección o aumentar el espacio tubo–a–tubo en la fila. En cualquier caso, el ancho de la sección de convección también aumentará. Preferiblemente, se debe aumentar el número de tubos por fila. Sin embargo, el número total de tubos por fila debe ser un múltiplo del número de pasos, es decir, un horno con dos pasos debe tener 4, 6 u 8 tubos por fila en la sección de convección. Bajo ciertas condiciones, el número de tubos por fila puede desviarse de este principio. Por ejemplo, un horno con cuatro pasos puede tener 6 tubos por fila (Figura 3.C). Un paso puede tener 2 tubos en una fila y un tubo en la próxima fila. El próximo paso tendrá un tubo en la primera fila, después dos tubos en la fila siguiente, etc. Sin embargo, se debe asegurar que el calor de entrada total a cada paso sea igual. Nótese que este arreglo requiere la forma de un triángulo equilátero. Cuando el número de tubos de convección por fila es igual al número de pasos, el espacio del tubo en la fila puede ser variado con el fin de obtener la velocidad másica deseada. Este espacio debe ser usado para toda la sección de convección.




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3. Cuando las alturas de las chimeneas dependen de consideraciones de contaminación más que los requerimientos de tiro, se aceptan velocidades másicas del gas de combustión mayores que las mostradas anteriormente. Sin embargo, en estos casos la caída de presión a través de la sección de convección nunca debe ser mayor que la mitad del tiro provisto por la chimenea. 4. Los hornos equipados con ventiladores del tiro inducido pueden ser diseñados con velocidades másicas del gas de combustión mayores. Sin embargo, se debe considerar la necesidad de tener que desviar al ventilador durante cualquier interrupción y enviar los gases de combustión directamente a la chimenea. La velocidad óptima debe basarse en un estudio económico del costo del ventilador (costo de inversión y de operación) contra ahorro de inversión de la sección de convección. En general, con ventiladores de tiro inducido, la velocidad másica óptima es de 3.4 a 4.4 kg/sm2 (0,7 a 0,9 lb/spie2). 5. En las secciones de convección donde el flujo de gas de combustión es forzado por una presión positiva, la velocidad másica también debe ser más alta. Las calderas CO son ejemplos típicos de esta situación. Las velocidades másicas del gas de combustión en el rango de 3.9 a 5.9 kg/sm2 (0.8 a 1.2 lb/spie2) deben ser consideradas. En estos casos la sección de convección debe sellarse herméticamente para evitar fugas de gases de combustión calientes.

6

CONSIDERACIONES DE DISEÑO DE LA CHIMENEA 6.1

Tipos de construcción y arreglo Las chimeneas usadas en hornos de procesos frecuentemente están fabricadas de acero o concreto. Chimeneas de ladrillos raramente son usadas, aunque muchas de las chimeneas de concreto están revestidas con ladrillos. Las chimeneas pueden ser colocadas en el piso al lado del horno (chimeneas soportadas por el suelo) o pueden ser montadas en el tope del horno (chimeneas soportadas por el horno). Chimeneas soportadas por el suelo – Las chimeneas por debajo de una altura de 76 m (250 pie) son hechas de acero, las mayores de 76 m (250 pie) son de concreto. Estas chimeneas son usadas por diferentes hornos. Si la altura de la chimenea está basada en los requerimientos de tiro solamente, el sistema del horno con la caída de presión mayor determinará la altura de la chimenea. Si un horno está conectado a una chimenea común y tiene que ser parado para reparación, este horno debe estar provisto de compuertas o guillotinas en el ducto para asegurar la continua operación de los otros hornos y de la chimenea.




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Ya que hay pérdidas adicionales de presión entre la salida del horno y la entrada de la chimenea, las que son soportadas por el piso deben ser más altas que las chimeneas soportadas por los hornos, siempre y cuando la altura de la chimenea sea determinada por requerimientos de tiro solamente. Chimeneas soportadas por hornos – Estas siempre son de acero. La altura máxima económica para estas chimeneas es de 45 a 60 m (150 a 200 pie) por encima del piso. Para alturas mayores de 60 m (200 pie) se debe especificar una chimenea soportada por el piso. Salidas de las chimeneas – Por cada 12.2 m (40 pie) de longitud de tubo de la sección de convección se requiere una salida. Se pueden usar chimeneas múltiples soportadas por el horno, o las salidas pueden ser dirigidas a una chimenea común la cual puede estar soportada por el piso o por el horno.

6.2

Diámetro de la chimenea El diámetro es una función de la cantidad de flujo de gas de combustión. Las chimeneas deben ser diseñadas para una velocidad de 7.6 m/s (25 pie/s). Aunque los detalles de la chimenea sean conocidos, para propósitos del diseño, el diámetro debe considerarse uniforme. La especificación del diseño debe establecer el diámetro interno requerido a la salida de la chimenea. Las siguientes consideraciones pueden afectar el diámetro de la chimenea: Chimeneas soportadas por el horno – Cuando los gases de combustión pasan directamente a la chimenea, el diámetro no debe ser mayor que la anchura externa (alrededor de 300 mm (12 pulg) mayor que la anchura interna) de la sección de convección. Cuando los gases de combustión entran a la chimenea proveniente de los ductos (Figura 18a), la chimenea puede tener un diámetro un poco mayor que el ancho externo de la sección de convección. Requerimientos de control de contaminación – Cuando se requieren altas chimeneas por consideraciones del control de contaminación o por regulaciones locales, velocidades del gas en la chimenea mayores que 7.6 m/s (25 pie/s) pueden ser económicas, ya que de cualquier manera existe tiro extra para compensar la caída de presión adicional. En ocasiones, altas velocidades pueden ser requeridas por consideraciones de control de contaminación. Cuando se usa una restricción en la salida de la chimenea (plancha de estrangulación o “choke plate”) para obtener este incremento en la velocidad, la caída de presión a través de esta plancha puede fijar la porción del tope de la chimenea bajo presión interna positiva, si la velocidad a la salida está muy por encima de 7.6 m/s (25 pie/s). Esto puede causar daños a las chimeneas de concreto o ladrillos, por lo que posiblemente se requiera un revestimiento con acero. Cuando la velocidad de salida es menor o igual a 7.6 m/s (25 pie/s), la pérdida a la salida es relativamente pequeña, por lo que se puede ignorar el efecto de una plancha de estrangulación.




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Velocidad mínima del gas de chimenea – A velocidades menores que 4.6 m/s (15 pie/s) del gas en la chimenea, puede ocurrir inversión con aire frío en la chimenea y bajar por un lado de la misma. Esta recirculación puede reducir seriamente el tiro disponible por lo que debe evitarse. En caso de que se opere el horno a baja carga por largo tiempo, se deben considerar las siguientes medidas: 1. Operar con alto exceso de aire – Durante la operación a baja carga, el porcentaje de exceso de aire puede ser aumentado tanto como sea necesario, para evitar recirculación, en caso de llegar a ser un problema. Esta solución es preferible para incrementar la velocidad del gas en la chimenea según el diseño, y se recomienda particularmente en casos donde la altura de la chimenea está basada en los requerimientos de tiro. En tales casos, el incremento de la velocidad del gas en la chimenea requerirá aumentar la altura de la chimenea. Otra razón para aceptar un porcentaje de oxígeno mayor que el diseño durante la operación a baja carga, es cuando dificultades en el control y entradas de aire al horno, no permiten en la práctica operar a bajo exceso de aire bajo estas condiciones. 2. Aumento en la velocidad del gas en la chimenea – A pesar de las consideraciones anteriores, se hace necesario por razones de procesos y operabilidad del horno o economía de la planta, diseñar un horno y su chimenea para que operen con el porcentaje de exceso de aire del diseño a baja carga. Esto significa que la chimenea tiene que ser diseñada para una velocidad del gas en la chimenea de por lo menos 4.6 m/s (15 pie/s) para la menor carga esperada; y que a las condiciones de diseño la velocidad del gas en la chimenea puede exceder 7.6 m/s (25 pie/s). 3. Plancha de estrangulación removible – Se puede considerar una tapa o plancha de estrangulación removible, como un medio de aumentar la velocidad del gas a la salida de la chimenea durante la operación inicial a baja carga. La tapa puede ser removida cuando se le aumente la carga del horno.

6.3

Revestimientos de la chimenea Todas las chimeneas de acero al carbón requieren revestimiento para mantener la temperatura de la armadura por debajo de 480°C (900°F). La armadura o carcaza de acero debe también ser protegida si la temperatura es menor de 175°C (350°F).



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MULTIPLES Y LINEAS DE TRANSFERENCIA 7.1

Múltiples (“Manifolds”)

7.1.1

Generalidades Los múltiples son utilizados para distribuir y recolectar fluidos de los diferentes pasos de los hornos. Estos múltiples deben estar diseñados para alcanzar una distribución uniforme del flujo en todos los pasos del horno. Una mala distribución del flujo por los pasos del horno puede causar que algunos de ellos se queden sin flujo, resultando en sobrecalentamiento y quema de los tubos. Se debe proveer protección por bajo flujo (o flujo interrumpido) de acuerdo con el documento PDVSA–MDP–(Pendiente: consultar MDP versión 1986, Subsección 15E).

7.1.2

Servicios de vaporización Los múltiples de entrada no pueden proporcionar una distribución del flujo adecuada en servicios de vaporización. Debido a que esta distribución del fluido nunca será perfecta, el paso con poco flujo absorbe la misma cantidad de calor, lo que resulta en una alta temperatura a la salida del serpentín, y aumento de la vaporización. Este incremento en la vaporización origina un flujo invertido en este paso y causa mala distribución del fluido, hasta que el sistema quede finalmente desbalanceado. Bajo condiciones de poco flujo –poca caída de presión, esta situación puede originar rápidamente coquificación en los pasos. Aún en condiciones máximas de operación, este paso más caliente coquifica mucho más rápido que los pasos fríos y se convierte en una limitante para el proceso. La instrumentación de control de flujo automático instalado debe ser especificado para servicios con formación de coque (para temperaturas a la salida del serpentín por encima de los 315°C (600°F)). Los indicadores de flujo y las válvulas de globo (generalmente 1 a 2 tamaños menores que el tamaño de la línea) deben ser especificados para servicios no críticos y sin coque, tales como rehervidores, los cuales pueden tolerar cierta mala distribución del flujo. Se debe asegurar buena operación de los TR instalados a las salidas de los serpentines. Se deben revisar las condiciones de arranque para asegurar que las válvulas puedan controlar adecuadamente los bajos flujos y las altas caídas de presión que se encuentren en un momento dado. Las corrientes del proceso con una vaporización significativa a la entrada del horno, no pueden ser reguladas adecuadamente con válvulas de control de flujo. Por lo tanto, si no se puede tolerar mala distribución del flujo en los pasos, se debe evitar vaporización aguas arriba de estas válvulas de control. Muchos hornos han operado satisfactoriamente con un porcentaje de vapor de hasta 0.01 kg/kg (1% en peso) antes de las válvulas de control, y este límite debe




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ser utilizado en hornos destiladores y en hornos similares. Si se espera mayor vaporización, el sistema debe ser rediseñado de tal forma que la vaporización no sea mayor de 0.01 kg/kg (1% en peso) en el punto donde el flujo es dividido y controlado. Por supuesto que este límite no aplica en hornos con un sólo paso. Algunos hornos pueden tolerar una mala distribución del flujo relativamente alta entre pasos, y en estos casos, un grado de vaporización en la entrada del horno es aceptable. Estos casos deben ser evaluados en una base individual, considerando la experiencia previa que se tiene con respecto al nivel de temperatura, tendencias de coquificación, etc. Debido a que los controladores de flujo no son efectivos en estos casos, el arreglo de la tubería de entrada debe proveer la mejor división posible de los flujos. El arreglo debe ser simétrico, con las divisiones de flujo acabadas por tramos en “T” de tuberías horizontales. 7.1.3

Servicios de una sola fase Líquido – Hornos alimentados sólo con líquido tienen requerimientos similares que los servicios de vaporización, o sea que deben ser provistos de reguladores para la distribución del flujo paso–a–paso. Una mala distribución del flujo puede causar que el fluido sea subalimentado en un paso y se evapore, ocasionando el mismo problema encontrado en servicios de vaporización. Sin embargo, esto no parece ser un problema muy severo en la mayoría de los casos, y por lo tanto, al igual que en servicios de vaporización sin coquificación, indicadores de flujo y válvulas de globo en cada paso proveerán adecuada distribución del flujo. Se debe asegurar la buena operación de los TR instalados a la salida. Vapor – La distribución adecuada del flujo en hornos con puro flujo de vapor no requiere válvulas de control en los pasos individuales; en cambio se puede hacer una división natural mediante un apropiado diseño de los múltiples de entrada y salida del horno. Los múltiples de entrada y salida deben ser dimensionados de tal forma que el cabezal dinámico en el múltiple, en el punto de máxima velocidad, no sea mayor que el 5% de la caída de presión de cada paso individual. Las siguientes ecuaciones pueden ser usadas para determinar el diámetro interno del múltiple. 2 Ph + V 2g

Ec. (2)


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ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ donde:

Ph V g

En unidades SI m de fluido m/s 9.81 m/s2

= Cabezal dinámico en el múltiple = Velocidad lineal del fluido = Aceleración de la gravedad

En unidades inglesas pie de fluido pie/s 32.17 pie/s2

En otras unidades,

PȀ h +

F 50 W2 ρ D 4i

Ec. (2a)

ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ donde:

P’h W ρ Di F50

= = = = =

En unidades SI kPa kg/s kg/m3 mm 8.1x10 8

Cabezal dinámico en el múltiple Flujo másico Densidad del fluido Diámetro interno de múltiple Factor cuyo valor depende de las unidades usadas

En unidades inglesas psi lb/s lb/pie 3 pulg 3.625

Si ∆Pt es la caída de presión total a través del serpentín, entonces para dimensionar el múltiple se usa: PȀ h + 0.05 DP t D i + F 51

Ec. (3)

Ǹ 4

W2 ρ DP t

Ec. (4)

donde:

ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ DPt F51

= Caída de presión total a través del serpentín = Factor cuyo valor depende de las unidades usadas

En unidades SI kPa

En unidades inglesas psi

357

2.92

La tubería típica de entrada y salida de un múltiple de un horno está ubicada en el centro o en una de las esquinas del múltiple, como se muestra a continuación. Los múltiples de entrada y salida no necesitan ser simétricos. Si la entrada está en una esquina del múltiple se requiere uno mayor que si la entrada estuviera en el centro, ya que el flujo se hace el doble en el punto de máxima velocidad.




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Aunque no hay mucha diferencia del flujo entre los pasos, este procedimiento dará una distribución satisfactoria para los requerimientos de procesos convencionales (por ejemplo, Powerformers, etc.).

7.2 7.2.1

Líneas de transferencia Generalidades Las líneas de transferencia son utilizadas para conectar la salida del horno con la torre. Para muchos hornos, el diseño de la línea de transferencia está basado en una caída de presión razonable, flexibilidad mecánica y consistencia con el diseño del proceso. Sin embargo, la línea de transferencia de hornos de alambiques de tubos de vacío requieren consideraciones de diseño especiales debido al alto volumen específico del fluido a las condiciones de la torre.

7.2.2

Consideraciones de diseño / Cálculos manuales El diseño de una línea de transferencia para un horno de vacío debe estar basado en lo siguiente: 1. La velocidad del fluido en la línea de transferencia y en los tubos del horno debe ser limitada a 80% de la velocidad sónica. La velocidad sónica se determina utilizando la siguiente ecuación, la cual se aplica a condiciones de flujo disperso. (Aun con una fracción muy pequeña de vaporización, las condiciones de flujo disperso existen en los tubos de la salida de hornos de vacío/sistema de líneas de transferencia, debido al nivel de presión bajo y al alto volumen específico del vapor resultante). V s + F 52 ǸkPV m

Ec. (5)

donde:

ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ Vs k P

= Velocidad sónica = Relación de calores específicos, Cp/Cv (aprox. igual a 1.) = Presión Absoluta

En unidades SI m/s


kPa

Psia




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ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ Vm

X Vg Vf

F52

= Volumen específico de la mezcla del fluido = XVg + (1 – X) Vf = Fracción vaporizada en peso = Volumen específico del gas en la mezcla = Volumen específico del liquido en la mezcla = Factor cuyo valor depende de la unidades usadas

En unidades SI 3 m /kg

En unidades inglesas pie3/lb

m3/kg

pie3/lb

m3/kg

pie3/lb

31.64

68.1

2. En el documento PDVA–MDP–(Pendiente: consultar MDP versión 1986, Sección 14), se incluye información adicional referente a longitudes equivalentes de accesorios.

3. Los cálculos de la línea de transferencia comienzan con las condiciones de la torre y se mueven aguas arriba a través de la línea de transferencia al horno. Haciendo los cálculos desde la torre hacia el horno, la presión aumenta debido a la reducción del volumen específico. Esto permite utilizar un diámetro progresivamente pequeño de la línea de transferencia, sin exceder el 80% de la velocidad sónica. La caída de presión se debe a la fricción y a las cambios en el cabezal de velocidad y al cabezal estático (asumida igual a cero para estos fluidos parcialmente vaporizados). Los cambios en el cabezal de velocidad resultan de cambios continuos en la velocidad a lo largo de la línea de transferencia, al igual que de expansiones repentinas en cada cambio del diámetro de la tubería. Normalmente se usan reductores convencionales para cambiar el diámetro de la tubería, por lo que estos deben ser considerados igual que las expansiones repentinas. 4. Se deben utilizar codos con radios largos estándar (R/D = 1.5) en el diseño de la línea de transferencia. Para tuberías con diámetros mayores que 610 mm (24 pulg), donde los codos no son disponibles o son demasiados costosos, se pueden usar dos tubos curvados en vez de codos. Se puede considerar que la longitud equivalente de estos tubos curvados es igual a 1.5 veces la longitud equivalente de codos de radio largo.




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5. Los cálculos deben estar basados en los tubos del horno y en la línea de transferencia a la condición de no coquificación. 6. Como se discute en el documento PDVSA–MDP–05–F–01, la velocidad del fluido a la salida del horno, debe ser tan alta como sea posible, sin excederse de 80% de la velocidad sónica. Una excesiva caída de presión en la línea de transferencia puede causar bajas velocidades lineales y alto tiempo de residencia en los tubos de la salida, resultando una rápida coquificación. 7. Muchos hornos/sistemas de torres contienen dos líneas de transferencia, las cuales entran por lados opuestos a la torre. Como se re quieren diferentes arreglos para las dos líneas, se debe calcular en el diseño, dos líneas de transferencia. 7.2.3

Cálculos manuales 1. Calcule el 80% de la velocidad sónica a la carga de alimentación según el diseño para dos o más niveles de presión, como lo requerido (tal como 14, 70, 140 kPa (2, 10, 20 psia) para el ejemplo mostrado en la Figura 13.). La densidad de la mezcla vapor y líquido a cada presión pueden ser obtenidas de los programas de balance de materia y energía ó simuladores de proceso en estado estacionario (PRO II, ASPEN, etc.). 2. Basado en la carga de alimentación según diseño, determine el diámetro interno de la línea de transferencia requerida, considerando el 80% de la velocidad crítica a estas presiones. Grafique el diámetro interno (DI) de la línea de transferencia en función de la presión (en papel logaritmo es una línea recta. Ver Figura 13.). 3. Utilizando la gráfica, trace la línea de transferencia, seleccionando diferentes tamaños de diámetros internos a lo largo de la línea. Calcule la caída de presión en la línea de transferencia. El arreglo de la línea de transferencia debe ser revisado, para asegurar que la velocidad lineal a través de la línea de transferencia (y en los tubos de salida del horno) no exceda el 80% de la velocidad sónica. La Figura 13. muestra una curva típica del tamaño de la línea de transferencia en función de la presión. 4. Verifique la flexibilidad mecánica de la configuración final de la línea de transferencia.


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5. Proveer un trazado isométrico en la especificación de diseño y exigirle al contratista que revise el arreglo final con los ingenieros propietarios para la aprobación de ser diferente de la Especificación de Diseño. 7.2.4

Cálculos automatizados Con el advenimiento de los programas de simulación estática de procesos o balanceadores de materia y energía, este tipo de cálculos de la línea de transferencia pueden hacerse en forma más precisa. El programa PRO II (SIMSCI), de uso generalizado por PDVSA y sus filiales, permite simular con bastante precisión, y en forma relativamente sencilla, el comportamiento de una línea de transferencia existente, o el diseño de una nueva línea de transferencia, buscando el tamaño de la tubería para una caída de presión ó velocidad dada. Remitimos al lector al manual de configuración de PRO II (keyword manual) para más detalles. Los programas FRNC–5 (PSR) y FH–0 (HTRI) no permiten, por ahora, la simulación de la línea de transferencia.

8

INSTRUMENTACION Esta información se presenta a título de guía y no pretende ser mandatoria. Para requerimientos mandatorios de instrumentación en hornos, consultar PDVSA–MID–K–337: “FURNACE INSTRUMENTATION”.

8.1 8.1.1

Fluido del proceso Flujo 1. Medición y control del flujo por cada paso de líquido y servicios de vapor 2. Protección por bajo flujo (o flujo detenido).

8.1.2

Temperatura 1. Entrada al serpentín. Temperatura promedio en el horno. También, indicadores individuales por paso si ocurre vaporización a través de una válvula de control. 2. Conexiones (Crossovers). La temperatura de cada paso (o de un colector común) entre las secciones de radiación y convección. 3. Salida del serpentín. La temperatura de cada paso, más la temperatura combinada en la línea de transferencia. Debido al largo número de pasos en hornos tipo tubos anillados (hoop–tube) (con temperaturas a la salida aproximadamente uniformes), se deben medir las temperaturas a la salida del serpentín de pasos representativos, en vez de las temperaturas a la salida del serpentín de todos los pasos.


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8.1.3

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Presión 1. Entrada al serpentín. Presión de cada paso aguas abajo de la válvula de control. Presión en la línea de alimentación si las válvulas no son usadas para controlar el flujo a pasos individuales. 2. Salida del serpentín. Presión total en la línea de transferencia.

8.2

Temperaturas del metal del tubo Se deben instalar termocuplas para monitorear las temperaturas del metal de los tubos, sólo si es pedido por el propietario. La experiencia operacional ha mostrado que estos TI’s por lo general tienen corta duración y frecuentemente indican temperaturas del metal mucho más altas que las temperaturas actuales.

8.3 8.3.1

Gas de combustión Temperatura – 1. En la chimenea debajo del regulador de tiro (damper). 2. En el tope de la sección de radiación debajo de la sección de convección (Bridgewall temperature).

8.3.2

Manómetros de tiro (Draft Gages) . 1. En la chimenea encima y debajo del regulador de tiro (damper). 2. En el tope de la sección de radiación exactamente debajo del nivel del arco (arch level).

8.3.3

Otros instrumentos de presión En hornos de tiro forzado se requiere una alarma por alta presión (y bajo ciertas condiciones, un interruptor), en el tope de la sección de radiación.

8.3.4

Analizadores de oxígeno Estos analizadores son de gran utilidad para monitorear la composición de los gases de combustión como una ayuda para obtener una operación eficiente del horno. Estos instrumentos son de gran valor, particularmente en hornos donde la operación oscila grandemente. Los analizadores de oxígeno son aparatos opcionales y deben ser instalados siempre y cuando se justifique. Ellos son obviamente más atractivos en hornos grandes que queman combustibles de costos elevados. Sin embargo, no se requieren mediciones continuas. Por lo tanto, un analizador puede ser usando en varios hornos que estén relativamente cerca, haciendo uso del cambio de equipo apropiado. Para instalaciones de hornos pequeños, un analizador de oxígeno puede justificarse si la carga al horno es mayor que 15 MW (50 MM BTU/h). Nótese que se requiere una cantidad significativa de mantenimiento para lograr que estos analizadores trabajen adecuadamente.



8.4



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Sistema de tiro forzado

8.4.1

Indicadores de Presión 1. Ducto principal de aire 2. En cada quemador, aguas abajo del regulador de tiro hermético.

8.4.2

Sistema de control de seguridad Consultar PDVSA–MID–K–337: “ FURNACE INSTRUMENTATION “.

8.4.3

8.5 8.5.1

Medición de flujo de aire Esta medición no se justifica normalmente a no ser de que se desee regular la relación combustible/aire por control computarizado.

Sistema de combustible Sistema de control y seguridad Indicadores de presión, alarmas, interruptores, PDVSA–MID–K–337: “ FURNACE INSTRUMENTATION “.

como

lo

indica

8.5.2

Vapor de Atomización Provee un indicador de presión en el colector, aguas abajo de la válvula de control.

8.5.3

Aceite Combustible Provee un indicador de la temperatura cerca de los sitios muertos de los colectores, y en la entrada y salida de los colectores de retorno.

8.5.4

Sistema de decoquificación aire–vapor Ver PDVSA–MID–K–337: “ FURNACE INSTRUMENTATION “.

8.5.5

9

Sopladores de hollín Indicador de presión en el colector de vapor. Indicador de flujo en el colector de vapor para sistemas de baja presión (< 1,7 MPa (250 psi)).

ESPECIFICACIONES MECANICAS 9.1

Generalidades PDVSA–MID–L–TP–2.7 “Hornos de proceso: Requisición, análisis de ofertas y detalles de compra”, y PDVSA–MID–B–201–PR “Calentadores de fuego directo” cubren todos los requerimientos que dirigen el diseño, procura, fabricación e inspección de hornos de procesos. Aunque para la oferta del vendedor–diseñador de hornos se incluyen los requerimientos mínimos del proceso, estos documentos de PDVSA están muy involucrados con los requerimientos comunes del diseño mecánico, que aplica a casi todos los hornos. Estos requerimientos son actualizados periódicamente, basado en las últimas experiencias y desarrollos.




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Especificación de diseño – La especificación del diseño suministra la información que se muestra en la Tabla 1 del documento También es necesaria una gráfica que muestre el PDVSA–MDP–05–F–01. arreglo general del horno. Lineamientos mecánicos especiales para un horno en particular, también están incluidos en la especificación del diseño..

9.2

Guías de tubos y soportes Componentes corrosivos en el combustible – Si el combustible contiene cantidades significativas de vanadio y sodio, se deben tomar consideraciones especiales con respecto a las partes metálicas que operen a temperaturas porencima de los 650°C (1200°F). La temperatura de operación del soporte del tubo se supone que es igual a la temperatura de los gases de combustión. Por encima de los 650°C (1200°F), los depósitos de cenizas se derriten en las soportes y los funden. El soporte común del tubo y los materiales para las guías de tubos de aleaciones 25/20 y 25/12 Cr–Ni rápidamente se deterioran bajo estas condiciones. Los siguientes puntos deben ser incluidos en la especificación para reducir estos problemas: 1. El diseñador debe especificar las cantidades de vanadio y sodio en el combustible, de acuerdo con L–TP–2.7 (Tabla 1). Esto definiría el uso de refractario protector y de altas aleaciones de cromo–níquel (50/50 o 60/40 Cr/Ni) para los soportes de los tubos. 2. Donde sea práctico, los hornos y sus componentes pueden ser diseñados para minimizar su exposición a los gases calientes de combustión. Muestra de ello son los soportes de tubos y guías ubicadas fuera de la cámara de combustión y detrás de los tubos. También, se puede eliminar algunas veces las láminas de tubos intermedias en la sección de convección en el caso de hornos verticales–cilíndricos (VC) haciendo la sección de convección más corta y más ancha. 3. Los componentes vulnerables pueden fácilmente ser removidos para su reemplazo durante paradas de mantenimiento programado. Esto es práctico para los soportes y guías de sección de radiación. El PDVSA–MID–B–201–PR requiere soportes para tubos horizontales de la sección de radiación, los cuales son reemplazados sin tener que sacar los tubos. Para hacer el reemplazo de los soportes de tubos en la sección de convección sin remover los tubos se requiere una inversión extra muy elevada, por lo que normalmente no se hace. Algunas veces, los propietarios desean que los soportes de los tubos de radiación sean reemplazados sin tener ni siquiera que apagar el horno. Sin embargo, esto es muy costoso por lo que raramente se justifica. Ninguno de estos dos lineamientos deben ser especificados a menos que sea pedido por el propietario.




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Detalles mecánicos especiales – Algunos diseños de hornos requieren la inclusión de lineamientos especiales del diseño mecánico en las especificaciones con el fin de obtener un diseño detallado adecuado. Aunque algunos detalles típicos son incluidos en los MDP, consultar siempre con los documentos “Hornos de proceso: Requisición, análisis de ofertas PDVSA–MID–L–TP–2.7 y detalles de compra”, y PDVSA–MID–B–201–PR “Calentadores de fuego directo”.

9.3

Refractario Materiales – Los materiales refractarios del horno son afectados por los componentes corrosivos que posee el combustible. Los problemas más comunes son causados por el azufre, pero altas concentraciones de metales puede causar también el deterioro del refractario a altas temperaturas. El diseñador debe especificar las cantidades de azufre y metales en el combustible, (L–TP–2.7), de tal manera de poder aplicar los requerimientos adecuados de refractario segun PDVSA–MID–B–201–PR. Temperaturas – El diseño de las temperaturas de superficie caliente debe ser especificado de tal manera de poder calcular el espesor del refractario requerido, basado en las pérdidas de calor. (PDVSA–MID–B–201–PR requiere una temperatura máxima de 82°C (180°F) en la cubierta (casing), sin viento y con una temperatura ambiente de 27°C (80°F)). Estas temperaturas de diseño deben ser estimaciones verdaderas de temperaturas actuales. Se debe usar la siguiente base para determinar estas temperaturas (redondear a la temperatura más próxima en 30°C (50°F)). 1. Paredes protegidas en la sección de radiación (protegidas por los tubos): Temperatura promedio de la pared divisoria (bridgewall temperature) y temperatura promedio del metal del tubo (sin coque), más 56°C (100°F). 2. Paredes desprotegidas en la sección de radiación: Temperatura promedio de la pared divisoria (bridgewall temperature). 3. Arco (arch) de la sección de radiación: Temperatura promedio de la pared divisoria. 4. Piso de la sección de radiación: 980°C (1800°F). 5. Paredes de la sección de convección: Dividir la sección en dos partes (tubos lisos y tubos de superficie extendida). Usar temperaturas de 93°C (200°F) en cada sección por debajo de la temperatura de entrada del gas de combustión. Purga y sofocación con vapor Purga con Vapor – Cada diseño de horno debe incluir facilidades para efectuarle purgas con vapor al horno. Estas facilidades deben ser de un tamaño tal que




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provean vapor a una tasa de un cambio en volumen del horno (sección de radiación) cada 5 minutos. Un orificio de restricción debe ser provisto en el sistema de tubería para limitar el flujo de vapor a esta tasa requerida. De otra manera, se puede dar origen a un flujo de vapor mucho mayor que el actual, con posibles efectos dañinos al sistema de vapor. En los cálculos de la cantidad de vapor, recuerde que el horno está a presión atmosférica. Las conexiones del sistema de purga con vapor preferiblemente deben estar ubicadas en el piso del horno. Esto evita la incidencia directa del vapor en los tubos. Se deben especificar suficiente conexiones para distribuir el vapor uniformemente a través de la cámara de combustión, por lo menos una conexión por cada 14 m2 (150 pie2) de área en el piso. Vapor de Sofocación – También se requiere vapor de sofocación en la caja de cabezales, pero sólo cuando los cabezales usados son del tipo tapón (Plug Headers). Use un flujo de 0.0315 kg/s (250 lb/h) para cada cabezal. Serpentín de emergencia de purga con vapor – Las facilidades para purgar con vapor el serpentín en el caso de pérdidas de flujo, son ocasionalmente especificadas. Debido a que ellas tienen valores limitados, no deben ser provistos a menos que sean exigidas por PDVSA y sus filiales. Este serpentín de purga intenta prevenir la temperatura alta del calor residual en el refractario del horno producto de coquificación de hidrocarburos que quedan en el serpentín. Nunca se debe considerar la purga con vapor del serpentín como un sustituto por disparo inmediato del combustible por falta de flujo en el serpentín. La purga con vapor tiene poco o ningún valor en servicios que contienen hidrocarburos livianos (rehervidores, etc.) o mezclas de hidrocarburos e hidrógeno (termoreactores, hidrorefinadores (Powerformer, hydrofiner)). La experiencia ha demostrado que no es requerido en servicios de hidrocarburos pesados si se para la quema de combustible inmediatamente en caso de pérdidas de flujo en el serpentín. Si se debe especificar la purga con vapor en el serpentín, se debe adecuar una tasa de vapor equivalente o la velocidad másica de por lo menos 24 kg/sm2 (5 lb/spie2) para sistema de baja presión. Esto evacuará el serpentín en menos de 1–2 minutos. La presión de vapor suministrado debe ser mayor que la presión del sistema aguas abajo. Para hornos de fraccionadoras atmosféricas y de vacío (pipestills), se puede usar vapor de 860 a 1034 kPa (125 a 150 psig), a través de las facilidades de decoquificación. Además, cuando la purga con vapor es especificada, se debe tener en consideración el efecto del vapor sobre el equipo instalado aguas abajo.



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Detalles misceláneos Ventanillas de observación – Aunque el documento PDVSA–MID–B–201–PR requiere que el equipo sea provisto de ventanillas de observación e inspección, el número y la ubicación deben ser indicados en la especificación del diseño, debido a que los vendedores solamente proveerán una vista parcial del interior del horno. Lo siguiente son requerimientos típicos de las mirillas de observación: 1. Hornos V.C. a.

Dos mirillas en el piso para observar los tubos de radiación y los tubos de protección.

b.

En el nivel bajo de la plataforma. Por lo menos, 1.4 m (4 pie–6 pulg) por encima del piso, principalmente para observar la operación del quemador. Uno para cada 3 a 4 quemadores de tiro natural o una por cada quemador de tiro forzado.

c.

Más arriba de la sección de radiación. Uno por debajo de la sección de convección para observar el arco, los tubos de protección y soportes, y los soportes de los tubos de radiación.

d.

Arco. Uno para observar los tubos de radiación y quemadores.

2. Hornos de cabina a.

En el nivel bajo de la plataforma para observar los quemadores. Uno por cada 3 a 4 quemadores de tiro natural o uno por cada quemador de tiro forzado a lo largo de cada lado del horno.

b.

En cada esquina del horno. Dos por celda en el nivel bajo de la plataforma, uno a tres en el área más alta de la sección de radiación.

c.

En el lado del horno de tubos anillados al comienzo de la sección hip para observar los tubos y sus guías.

3. Hornos con tubos verticales a.

Dos mirillas en el piso de cada celda, en las esquinas diagonalmente opuestas.

b.

En en nivel bajo de la plataforma. Una por celda en cada lado del horno. Ubicada en las esquinas diagonalmente opuestas, dos en cada esquina.

c.

En el nivel alto de la plataforma. Una por celda en cada lado del horno. Dos a tres en cada esquina.

d.

Una en el arco sobre cada celda.

4. Sección de convección de todos los hornos – Proveer por lo menos un conjunto de puertas de inspección para observar representativamente los tubos y soportes, de tal manera de detectar deterioro y ensuciamiento.



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Estos debe ser alineados verticalmente para permitir la inspección de cada fila de tubos en la sección de convección. También se debe proveer un segundo conjunto de puertas de inspección para las secciones de convección que sean más largas de 9 m (30 pies). Plataformas y Escaleras – Al igual que las ventanillas de observación, aunque cubiertas por PDVSA–MID–B–201–PR, las plataformas y escaleras deben ser especificadas para eliminar desacuerdos. 1. Las plataformas típicas son provistas como sigue: a.

Alrededor del horno al nivel del piso (observación del quemador)

b.

Como lo requerido alrededor del horno al nivel de observación su perior.

c.

En ambos extremos de la sección de convección para el acceso a los colectores.

d.

A lo largo de un lado de la sección de convección para el acceso de los sopladores de hollín, si son usados. Esta plataforma debe ser suficientemente ancha para ser extendida más allá de los sopladores de hollín (Ver PDVSA–MID–B–201–PR).

e.

Acceso a otros sitios donde haya mirillas debe hacerse con la escalera, o plataforma, como lo establecido por el arreglo de horno.

f.

Acceso a los reguladores de tiro de la chimenea y conexiones de instrumento no es provisto normalmente, a menos que sea especificado por el propietario.

2. Las escaleras son especificadas para el acceso de la grada a la plataforma ubicada en el control del quemador (nivel del piso) y hacia el nivel del soplador de hollín. Para todos los hornos excepto para los V.C., se provee un acceso adicional en el extremo opuesto del horno desde la grada hasta el nivel del soplador de hollín.


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ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ

10 NOMENCLATURA Ax

=

Di G

= =

g k

= =

P p Ph P’h V Vf

= = = = = =

Vm

=

Vg

=

Vs W W X DPt

= = = = =

ρ

=

Area de la sección transversal a través del tubo Diámetro interno de múltiple Velocidad másica del fluido a través del tubo Aceleración de la gravedad Relación de calores específicos, Cp/Cv (aprox. igual a 1.) Presión Absoluta Número de pasos paralelos Cabezal dinámico en el múltiple Cabezal dinámico en el múltiple Velocidad lineal del fluido Volumen específico del liquido en la mezcla Volumen específico de la mezcla del fluido Volumen específico del gas en la mezcla Velocidad sónica Flujo másico Carga a través del tubo Fracción vaporizada en peso Caída de presión total a través del serpentín Densidad del fluido

En unidades SI m2

En unidades inglesas pie2

mm kg/sm2

pulg lb/spie 2

9.81 m/s2

32.17 pie/s3

kPa kg/s m de fluido kPa m/s m3/kg

Psia lb/h pie de fluido psi pie/s pie3/lb

m3/kg

pie3/lb

m3/kg

pie3/lb

m/s kg/s kg/s

pie/s lb/s lb/s

kPa

psi

kg/m3

lb/pie 3

FACTORES QUE DEPENDEN DE LAS UNIDADES USADAS

F50 F51 F52

= Ver ec. (2a) = Ver ec. (4) = Ver ec. (5)

8.1x10 8 357 31.64

3.625 2.92 68.1




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11 APENDICE Tabla 1 Tabla 2 Figura 1 Figura 2 Figura 3 Figura 4 Figura 5 Figura 6 Figura 7 Figura 8 Figura 9 Figura Figura Figura Figura

10 11 12 13

Condiciones de diseño para hornos de proceso Propiedades y tamaños de tubos de hornos más comunes Temperatura de la pared divisoria (Tbw), para hornos verticales–cilíndricos y de cabina Temperatura de la pared divisoria (Tbw), para hornos de cabina con pared refractaria en el centro Temperatura de la pared divisoria (Tbw), para hornos con tubos verticales (contiene tubos de un lado y de dos lados de radiación) Temperatura de la pared divisoria (Tbw), para hornos con tubos verticales (contiene sólo tubos de dos lados de radiación) Temperatura de la pared divisoria (Tbw), para hornos con tubos anillados (“Arbor or Wicket”) Temperatura de la pared divisoria (Tbw), para hornos con tubos horizontales Arreglo de los pasos en un hornos de cabina Longitudes aproximadas de los tubos para hornos con tubos horizontales Longitudes aproximadas de los tubos para hornos verticales–cilíndricos Arreglo típico de hornos verticales–cilíndricos Arreglo típico para hornos con tubos anillados Arreglos del Ducto Tamaño típico de línea de transferencia vs presión





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TABLA 1. CONDICIONES DE DISEÑO PARA HORNOS DE PROCESO Densidad calórica promedio sugerida Ør (Basada en tubos expuestos al fuego por un lado)*

Diseño sugerido Velocidad másica; G

BTU/hpie3

(W/m2)

lb/spie2

(12000)

37860

250 (mín.) a 350

Contenido de sal menor que 18 kg/1000 barriles (40 lb/1000 bbl).

12000

37860

250 (mín.) a 350

Ver abajo para salida de tubos, limitaciones de tiempo y temperatura para alambiques de tubos de vacío para lubricantes

a. Precalentadores y rehervidores

12000

37860

250 (mín.) a 350

Menor que 80% de vaporización. No hay gran cantidad de materiales sin saturarse que puedan polimerizarse.

b. Calentamiento de aceite rico y pobre

12000

37860

250 (mín.) a 350

Precalentadores de lubricantes

12000

37860

250 (mín.) a 350

Calentadores de gas comb. Liviano

12000

37860

250 (mín.) a 350

12000

37860

120 a 150

Máximo 2 tubos de salida por paso, para evitar alta temperatura a la salida del serpentín.

6000

18930

250 a 350

Densidad calórica baja debido a un coeficiente de pélicula pobre.

10000

31546

250 a 350

Requiere corridas largas y operación dependiente. Puede manejar materiales pesados y sucios..

a. Precalentamiento de gas

12000

37860

35 a 50

b. Precalentamiento de nafta

12000

37860

100 a 200

c. Gas mezclado y nafta (termoreactor)

12000

37860

15 a 40

a. Solución de extracto

12000

37860

100 a 200

b. Solución de refinado

7000

22080

200 a 300

Servicios

OBSERVACIONES

Servicios ordinarios Precalentadores atmosféricos Precalentadores de vacío

Unidades de comp. livianos

Servicios Especiales Precalentador de vacío

Tubos de salida Calentadores de asfalto Calentadores de residuo en sistemas de circulación de aceite comb.

Reformador catalítico Para servicios todo vapor

Tratamiento de lubricantes

Servicio de craqueo (reductores de viscosidad) a. Calentadores

Basado en la ausencia de craqueo y contenido moderado de sal 12000

37860

600 a 900



Servicios b. Remojadores Precalentamiento desufurización



Diseño sugerido Velocidad másica; G

BTU/hpie3

lb/spie2

(W/m2)

8000

25237

200 a 300

12000

37860

200 a 250

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Densidad calórica promedio sugerida Ør (Basada en tubos expuestos al fuego por un lado)*

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OBSERVACIONES Mezcla de la alimentación y gas de reciclo a alta temperatura.

* Las densidades calóricas promedio para tubos expuestos al fuego por dos lados es igual a 1.5 veces la densidad calórica para tubos expuestos al fuego por un lado. Para convertir lb/spie2 a kg/sm2, multiplicar por 4.886.


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TABLA 2. PROPIEDADES Y TAMAÑOS DE TUBOS DE HORNOS MAS COMUNES(1) Tamaño nominal, pulgadas

8 (203mm)

6 (152mm)

5 (127mm)

4 (102mm)

Diámetro externo Do, pulg

8.625 (219mm)

6.625 (188mm)

5.563 (141mm)

4.500 (114mm)

Diámetro interno prom. Di, pulg

Catálogo tubería (SCH)

Espesor prom. de la pared(2)

Espesor mín. de la pared(2)

ta, pulg.

tm, pulg

Area de flujo(3)

Ax, pie2

Superficie de área interna(3)

Superficie de área externa(3)

Ai, Pie2/pie

Ao, Pie2/pie

7.981

40

0.322

0.282

0.3480

2.089

7.973

––

0.326

0.285

0.3467

2.087

7.939

––

0.343

0.300

0.3435

2.080

7.767

––

0.429

0.375

0.3290

2.033

7.625

80

0.500

0.437

0.3171

1.996

6.065

40

0.280

0.245

0.2006

1.587

5.973

––

0.326

0.285

0.1946

1.564

5.939

––

0.343

0.300

0.1922

1.555

5.767

––

0.429

0.375

0.1814

1.510

5.761

80

0.432

0.378

0.1810

1.508

5.047

40

0.258

0.226

0.1390

1.321

4.911

––

0.236

0.285

0.1315

1.286

4.877

––

0.343

0.300

0.1296

1.277

4.813

80

0.375

0.328

0.1265

1.260

4.705

––

0.429

0.375

0.1207

1.232

4.026

40

0.237

0.207

0.0884

1.055

3.848

––

0.326

0.285

0.0808

1.007

3.826

80

0.337

0.295

0.0798

1.002

3.814

––

0.343

0.300

0.0793

0.998

3.642

––

0.429

0.375

0.0723

0.953

2.258 (0.688m2/m)

1.734 (0.529m2/m)

1.456 (0.444m2/m)

1.178 (0.359m2/m)

NOTAS: 1. Esta tabla lista los tamaños comunes de tubos para la conveniencia del diseñador. Espesores intermedios de tubos pueden ser usados si resultal apropiados. 2. Si la Ta corresponde a un catálogo de tubería estándar, no especifique Tm sino Ta. Nótese que Tm=0.875 Ta 3. Basado en el espesor promedio de la pared: Ta, Tm, Di; para llevarlos a mm multiplique el valor por 25.4 Ax; para obtener el valor en mm2 multiplique el valor de la tabla por 0.0929 Ai; para llevar el valor de pie2/pie a m2/m multiplique el valor de la tabla por 0.3048




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Fig 1. TEMPERATURA DE LA PARED DIVISORIA (Tbw), PARA HORNOS VERTICALES–CILINDRICOS Y DE CABINA




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Fig 2. TEMPERATURA DE LA PARED DIVISORIA (Tbw), PARA HORNOS DE CABINA CON PARED REFRACTARIA EN EL CENTRO




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Fig 3. TEMPERATURA DE LA PARED DIVISORIA (Tbw), PARA HORNOS CON TUBOS VERTICALES (CONTIENE TUBOS DE UN LADO Y DE DOS LADOS DE RADIACION)




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Fig 4. TEMPERATURA DE LA PARED DIVISORIA (Tbw), PARA HORNOS CON TUBOS VERTICALES (CONTIENE SOLO TUBOS DE DOS LADOS DE RADIACION)




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Fig 5. TEMPERATURA DE LA PARED DIVISORIA (Tbw), PARA HORNOS CON TUBOS ANILLADOS (“ARBOR OR WICKET”) °C




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Fig 6. TEMPERATURA DE LA PARED DIVISORIA (Tbw), PARA HORNOS CON TUBOS HORIZONTALES




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Fig 7. ARREGLO DE LOS PASOS EN UN HORNO DE CABINA




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Fig 8. LONGITUDES APROXIMADAS DE LOS TUBOS PARA HORNOS CON TUBOS HORIZONTALES




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Fig 9. LONGITUDES APROXIMADAS DE LOS TUBOS PARA HORNOS VERTICALES–CILINDRICOS




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Fig 10. ARREGLO TIPICO DE HORNOS VERTICALES–CILINDRICOS




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Fig 11. ARREGLO TIPICO PARA HORNOS CON TUBOS ANILLADOS




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Fig 12. ARREGLOS DEL DUCTO


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Fig 13. TAMAÑO TIPICO DE LA LINEA DE TRANSFERENCIA VS PRESION


PDVSA N°

MDP–05–F–03

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APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

QUEMADORES


PAG. REV. APROB.

APROB. APROB. FECHA

ESPECIALISTAS



TRANSFERENCIA DE CALOR HORNOS QUEMADORES Indice manual

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

5 CONSIDERACIONES DE DISEÑO PARA QUEMADORES . . . . . . .

4

5.1 5.2 5.3 5.4 5.5

Quemadores de tiro natural . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Quemadores de tiro forzado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Requerimientos de exceso de aire . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Flexibilidad del quemador . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tratamiento del ruido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4 7 9 9 10

6 CONSIDERACIONES DE DISEÑO DEL SISTEMA DE COMBUSTIBLE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

11

6.1 6.2 6.3 6.4

Combustibles gaseosos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Combustibles líquidos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pilotos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tubería del quemador . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

11 13 17 18

7 SELECCION DEL QUEMADOR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

18

7.1 7.2 7.3 7.4 7.5

Tipo de quemador . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Número de quemadores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Capacidad del quemador . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Espaciamiento del quemador . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Preparación de las especificaciones del diseño del quemador . . . . . . . .

18 19 19 20 20

8 APENDICES Tabla 1 Figura 1 Figura 2 Figura 3 Figura 4

Direcciones de algunos vendedores de quemadores . . . . . . . . . . . Quemadores típicos de tiro natural . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Espacio de quemadores montados sobre una cámara (plenum) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema típico de circulación de aceite . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Arreglo típico de la tubería del quemador para quemadores de tiro forzado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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OBJETIVO Presentar información básica que pueda usarse en la evaluación de ofertas quemadores nuevos para hornos de proceso. Esta información cubre criterios de diseño que sean propietarios de PDVSA y sus filiales. El tema “Hornos”, dentro del area de “Transferencia de Calor”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA–MDP–


05–F–01

Hornos: Principios Básicos.

05–F–02 05–F–03

Hornos: Consideraciones de diseño. Hornos: Quemadores (Este documento).

05–F–04


05–F–05


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05–F–07 Hornos: Incineradores. Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Hornos”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, son una actualización de la Práctica de Diseño “HORNOS”, presentada en la versión de Junio de 1986 del MDP (Sección 8).

2

ALCANCE Se cubre el uso de quemadores en hornos de proceso de la refinería. Se presentan normas para la selección del quemador y diseño de los mismos. Exceptuando algunas especificaciones, la selección del quemador debe ser consistente con los requerimientos de las prácticas básicas para equipos con niveles de ruido. También se incluyen detalles de los quemadores comúnmente usados.

3

REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso (versión 1986) S Vol VII y VIII, Sección 12 “Instrumentación” S Vol VIII y IX, Sección 15 “Seguridad en el diseño de plantas” Manual de Ingeniería de Diseño S PDVSA–MID–L–TP–2.7 “Hornos de proceso: Requisición, análisis de ofertas y detalles de compra” S PDVSA–MID–B–201–PR “Hornos de fuego directo”





REVISION

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Indice norma

S PDVSA–MID–K–337: “ Furnace instrumentation “ S PDVSA–MID–SN–291: “Control de ruidos de plantas: filosofia de diseño” Manual de Ingeniería de Riesgo S PDVSA–IR–P–01 “Sistema de paradas de despresurizacion y venteo de equipos y plantas”

emergencia,

bloqueo,

Manual de Inspección S PDVSA–PI–12–12–01: “ Control de ruido” Otras Referencias S Garg, A., Ghosh, H., “Good heater specifications pay off”, Chemical Engineering, julio 18, 1988, pp 77–80 S Whitehead, D. M., Butcher, R. W., “Forced draft burners compared”, Hydracarbon Processing, julio 1984, pp 51–55

4

DEFINICIONES Para ver otras definiciones relacionadas con el tema de hornos, consultar PDVSA–MDP–05–F–01. Poder calorífico inferior (PCI) Es el calor teórico de combustión de un combustible, cuando no se le da crédito al calor de condensación del agua en el gas de combustión. También se le llama poder calorífico neto y es generalmente expresado en kJ/kg (BTU/lb). Convencionalmente, el poder calorífico inferior es utilizado para todos los rangos de operación de los quemadores. Capacidad máxima del quemador Es el calor máximo liberado a la cual el quemador puede operar con características de combustión aceptables. Capacidad normal de diseño del quemador Es el calor liberado por los quemadores individuales cuando el horno opera a su capacidad de diseño y todos los quemadores están en servicio. Capacidad máxima del diseño del quemador Es el máximo calor específico liberado por un quemador. Esta es un poco mayor que la capacidad normal de diseño y su intención es suplir capacidad suficiente al quemador para compensar la carga adicional cuando uno o más quemadores son removidos temporalmente para mantenimiento, limpieza, etc. La capacidad máxima de diseño no debe exceder la capacidad máxima del quemador.




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Flexibilidad del quemador (Turndown) Es la relación de la capacidad máxima de diseño y la carga mínima a la cual el quemador puede operar satisfactoriamente.

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CONSIDERACIONES DE DISEÑO PARA QUEMADORES Una gran variedad de tipos de quemadores se disponen para el uso en refinerías y en plantas químicas. Cada tipo de quemador tiene su capacidad y limitaciones, las cuales determinan su aplicación para un servicio dado. A continuación, se describen los tipos de quemadores comúnmente usados.

5.1

Quemadores de tiro natural La mayoría de estos quemadores cuentan con un tiro térmico desarrollado en el horno y en la chimenea para proveer el aire requerido para la combustión. Algunos usan la energía del gas combustible para alcanzar el 100% del aire estequiométrico requerido. Todos estos quemadores son clasificados de acuerdo al tipo de combustible con que operan, es decir, gas, líquido o combinación gas/líquido. La capacidad máxima de diseño de los quemadores de tiro inducido está normalmente limitada a 4.6 MW (16 MM BTU/h), ya que pueden ocurrir llamas con longitud excesiva a capacidades mayores. Componentes básicos – Todos los quemadores de tiro natural son fabricados con tres componentes básicos: 1. Pistola del quemador – De ser requerido atomiza el combustible y lo inyecta en la zona de combustión. 2. Registro de aire – Controla el flujo de aire al quemador. 3. Garganta(s) del quemador – Dirige el flujo de aire a través del quemador e irradia calor en la zona de combustión. Quemadores de gas – Cuando sólo se van a quemar combustibles gaseosos, y no hay precalentamiento del aire de combustión, se usan quemadores de gas de tiro natural. Estos pueden ser de “gas bruto” o “pre–mezcla de gas”, dependiendo del método usado para combinar o mezclar el combustible y el aire. 1. Quemadores de gas bruto – Es un quemador en el cual el gas combustible es inyectado en una corriente de aire para el encendido. Mecánicamente, esto se lleva a cabo mediante uno de las dos configuraciones generales del quemador: a.

b.

Quema central – Se monta una pistola de gas sencilla coaxialmente dentro del quemador que se encuentra generalmente provisto de un cono estabilizador de llama (Fig. 1.A). Pistola múltiple – Por lo general de 4 a 8 pistolas de gas se ubican alrededor de la circunferencia interna de la garganta del quemador (Fig.1.C).




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Debido a su bajo costo, los quemadores que queman el gas por el centro generalmente son usados en aplicaciones donde han sido seleccionados quemadores de gas bruto y sólo están disponibles combustibles gaseosos. Los quemadores de gas con pistola múltiple cuestan más o menos el doble. Sin embargo, la mayoría de estos quemadores tienen la capacidad de ser modificados para quemar combustibles líquidos añadiendo simplemente una pistola que quema aceite por el centro. Las pistolas que queman aceite por el centro se encuentran disponibles para algunos quemadores de gas, pero esto se considera un diseño inaceptable. Otras ventajas de los quemadores de gas bruto, son: 1. Tienen la flexibilidad de quemador más alta para cualquier condición de combustión. 2. Pueden operar a presiones muy bajas de gas y sin retroceso de la llama. 3. El nivel de ruido es relativamente bajo.

Entre las desventajas se tiene: 1. Siempre requieren de ajustes en el aire de combustión en todo el rango de operación del quemador. 2. La llama tiende a alargarse, y las condiciones de las llamas se hacen insatisfactorias cuando el quemador es usado más allá de su condición de diseño. 3. Los orificios de gas están expuestos a la zona caliente y tienden a taparse a bajas velocidades y altas temperaturas.

2. Quemadores de pre–mezcla de gas – Estos quemadores usan la energía cinética del gas combustible para mezclar una parte o todo el aire de combustión con el gas combustible en un tubo de mezcla. Esta mezcla aire/combustible se introduce en la zona de encendido a través de un distribuidor instalado en la salida del tubo mezclador. Cualquier aire adicional (secundario) que sea requerido para completar la combustión, entra y es controlado por un registro de aire. El tamaño y la forma de las llamas producidas por estos quemadores varían considerablemente, dependiendo de la configuración del cabezal de distribución. Las llamas típicas no son luminosas. Estos quemadores normalmente son clasificados en llama corta, llama larga (lápiz) o quemadores radiantes. a.

b.

Quemadores de llama corta – La mezcla combustible/aire es esparcida en la zona de encendido a través de un cabezal en forma de estrella, el cual se extiende a lo largo del radio completo de la garganta del quemador. Las llamas producidas son relativamente pequeñas, siendo cerca de 1000 mm de largo por MW de calor (1 pie de largo por MM BTU/h de calor) liberado. (Ver Fig. 1.B). Algunos quemadores de este tipo están equipados con pistolas que queman aceite por el centro. Sin embargo, esto se considera un diseño inaceptable. Quemador tipo lápiz – En estos quemadores, el cabezal se localiza en el centro y libera la mezcla combustible/aire en una columna vertical coaxial con el aire



c.


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secundario entrando a través del registro. La llama resultante es larga y estrecha. Estos quemadores físicamente se parecen a los quemadores de llama corta, a excepción del cabezal y se utilizan normalmente en aplicaciones especiales y en hornos de pirólisis. Quemador radiante – Estos quemadores inspiran cerca del 100% de su aire de combustión. La mezcla aire/combustible es dirigida a través de la garganta del quemador y se quema sobre su superficie, la cual está orientada en ángulos rectos con respecto al eje del quemador. En este tipo de quemador, el calor es transferido a los tubos del horno por radiación de las gargantas de los quemadores. Generalmente, están limitados en capacidad hasta 0.21 MW (0.75 MM BTU/h) y sólo son usados en aplicaciones especiales, tales como en hornos de pirólisis, donde se requiere una distribución y control del calor uniforme.

Algunas ventajas de los quemadores de pre–mezcla de gas, son: 1. Su operatividad es buena dentro de su rango de operación. La cantidad de aire “inspirado” varía con la presión del gas combustible y, consecuentemente, se requiere solamente un ajuste limitado del aire secundario de combustión (no inspirado). estos quemadores pueden operar a bajas tasas de aire de exceso, y no se afectan significativamente por cambios en la dirección y velocidad del viento 2. La longitud de la llama es corta, y el patrón de la llama está bien definido a altas tasas de liberación de calor. 3. Los orificios del quemador son relativamente grandes y, debido a que están localizados en una zona fría, se taponan menos que los orificios más pequeños de otros tipos de quemadores..

Entre las desventajas se tiene: 1. Tienen un reducido rango de operación, debido a la posibilidad de retroceso de la llama hacia el tubo de mezcla. Este retroceso ocurre cuando la velocidad de la mezcla y/o distribuidor cae por debajo de la velocidad de la llama. El hidrógeno tiene una velocidad de llama significativamente mayor que los otros hidrocarburos gaseosos. Por lo tanto, con altas concentraciones de hidrógeno en el gas combustible (30 a 50%), la flexibilidad del quemador puede ser limitada, haciendo que normalmente no se usen. Por lo general, el retroceso de la llama no ocurre en estos quemadores de pre–mezcla, siempre y cuando el quemador permanezca limpio y la presión del gas combustible sea mantenida por encima de 14 kPa man (2 psig). 2. El pre–encendido de la mezcla aire/combustible puede también ocurrir si el tubo de mezcla o distribuidor se calienta por encima de la temperatura de ignición del combustible. Este problema ocurre predominantemente con olefinas o mezclas de vapor–nafta. 3. El ruido producido por los quemadores de pre–mezcla es mayor que el de los quemadores de gas bruto. El ruido producido por los quemadores de pre–mezcla se origina, primero, en el venturi inspirador, y luego en los orificios de salida del quemador. Sin embargo, el ruido puede ser controlado




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adecuadamente por silenciadores en la primera entrada de aire y/o por diseños especiales de la copa de los inspiradores.

Quemadores de líquidos – También existen quemadores de líquidos de tiro natural. Sin embargo, la única configuración aceptable tiene una pistola de combustible en el centro rodeado de baldosas refractarias primarias y secundarias (Ver Fig. 1.B). La forma, longitud y calidad de las llamas del combustible líquido son una función del diseño de la pistola de atomización y del diseño de las baldosas refractarias. Normalmente, se prefiere tener quemadores de líquido del tipo de tiro forzado, por lo cual se ampliará la discusión al llegar a ese punto. Quemadores que operan con gas/líquido – Estos quemadores son la combinación de un quemador líquido y un quemador de gas de pistola múltiple. (Ver Fig. 1.C). Todos los comentarios anteriores de estos dos tipos de quemadores se aplica a los quemadores combinados. Estos quemadores son capaces de quemar puro gas, puro líquido o ambos combustibles simultáneamente. La quema simultánea de ambos combustibles resulta en llamas un poco más largas en comparación con la quema de un sólo combustible. Cuando se queman ambos combustibles simultáneamente, la capacidad total combinada que se quema no debe exceder la capacidad máxima de diseño del quemador. Cuando ambos combustibles deben ser quemados al mismo tiempo en un horno, se prefiere la quema simultánea en cada quemador. El número de quemadores usados, por cada servicio de distribución, se estima en base al porcentaje del calor total suministrado por el combustible. Además, los quemadores en operación deben ser distribuidos tan uniformemente como sea posible. Se debe tener cuidado cuando se queman combustibles líquidos y gaseosos en quemadores separados debido a que las capacidades pueden excederse si el gas combustible es la carga base y su poder calorífico varía.

5.2

Quemadores de tiro forzado Los quemadores de tiro forzado cuentan con ventiladores para suplir su aire de combustión bajo presión. En el diseño de este tipo de quemadores, la energía cinética de la corriente de aire es utilizada para alcanzar mayor eficiencia de la mezcla aire/combustible que en los quemadores de tiro natural. Como resultado de este mejor mezclado, se obtienen volúmenes específicos pequeños de la llama y por ende mayores capacidades permisibles en los quemadores. Por tal razón, se requiere menor número de quemadores de tiro forzado en comparación a la cantidad de quemadores de tiro natural, basado en el mismo calor total liberado. La capacidad máxima de diseño de estos quemadores (los del tipo de alta intensidad), está del orden de 11.7 MW (40 MM BTU/h), ya que pueden ocurrir llamas con longitud excesiva a capacidades mayores. Comparados con los quemadores de tiro natural, los de tiro forzado tiene las siguientes ventajas:




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1. Operación menores niveles de exceso de aire para todos los combustibles. 2. Combustión más eficiente con combustibles residuales (Menor emisión de partículas: cuando los quemadores queman a bajos niveles de exceso de aire para una mayor eficiencia, la emisión excesiva de partículas puede ser un problema; estas partículas se generan cuando se queman aceites residuales y son, principalmente, cenizas de aceite y coque. Estas emisiones pueden obstruir superficies de transferencia de calor, reduciendo las tasas de transferencia, reduciendo así la eficiencia del horno entre paradas por mantenimiento. 3. Menor consumo de vapor de atomización. 4. Mejor control de la forma de la llama. 5. Mejor estabilidad de la llama mediante el mezclado controlado del combustible y el aire. 6. Recuperación de calor a través de precalentamiento de aire de combustión. 7. Menores niveles de ruido. 8. Un solo punto de control del aire de combustión. 9. Oportunidad de controlar la relación aire/combustible. 10. Menor número de quemadores por horno. Entre las desventajas, comparados con los de tiro natural, se tienen: 1. Orificios de menor tamaño en el quemador, comparados con los correspondientes de tiro natural: lo cual los hace más sensibles a taponamientos y erosión si no se cuida el filtrado y calidad del combustible. 2. Peligro de inestabilidad de llama bajo condiciones de tiro muy alto, debido a la alta presión del soplador de aire. Quemadores de líquidos – Debido a que la mezcla de combustible y aire de combustión sucede en fase gaseosa, todos los quemadores de líquido usan alguna forma de atomización para dividir la masa líquida en gotas de tamaño microcópico. Esto aumenta la relación superficie/masa, permitiendo un calentamiento extremadamente rápido y vaporization de la masa del aceite combustible. Los quemadores de aceite casi siempre usan vapor de agua como medio de atomización, y el contacto del vapor caliente con el aceite tiende a emulsificarlo y formar espuma, favoreciendo el proceso de atomización. Para este proceso, se espera tener las siguientes condiciones: 1. Aceite combustible lo suficientemente caliente para tener una viscosidad del orden de 26 cSt @ 38 ºC (125), aún cuando existen quemadores que pueden trabajar hasta 65 cSt @ 38 ºC (aprox. 300 SSU), empleados para quemar residuo de vacío.




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2. La presión del combustible en el quemador debe estar del orden de 4 – 7 barg (60–100 psig), preferiblemente en el valor más alto, y debe mantenerse constante. 3. El vapor de agua en el quemador debe estar absolutamente seco, preferiblemente con unos 28 ºC de sobrecalentamiento, y con 2.1 barg (30 psig) por encima de la presión del combustible. Para aquellos casos donde se no se disponga de vapor de agua, se puede tener atomización mecánica o por aire. Los requerimientos operativos de atomización por aire son similares a los de atomización con vapor, aunque se requiere una temperatura un poco más alta del combustible, para compensar por el efecto enfriador del aire atomizante. Las unidades atomizadas mecánicamente aprovechan la energía cinética del aceite para atomizar el combustible en la punta del quemador. Los rangos de temperatura y viscosidad del combustible son similares a los de atomización con vapor. El combustible debe estar disponible a presiones cercanas a los 21 barg (300 psig). Si se requiere una flexibilidad alta del quemador, la presión de suministro podría ser tan alta como 67 barg (1000 psig).

5.3

Requerimientos de exceso de aire El quemador debe ser dimensionado de tal forma de asegurar que el aire requerido para una buena combustión sea disponible a su capacidad máxima de diseño. Quemadores de tiro natural – El flujo máximo de aire a través de los quemadores está gobernado por el tiro disponible del horno a nivel del quemador y por las características de flujo del registro de aire. Los quemadores de tiro natural deben ser capaces de operar a las siguientes condiciones: 1. 20% de exceso de aire para gas combustible solamente. 2. 30% de exceso de aire para combustible líquido o combinación gas/líquido. Quemadores de tiro forzado – Para este tipo de quemadores, se tiene que la quema debe estar basada en 20% de exceso de aire.

5.4

Flexibilidad del quemador La flexibilidad es una función de varios factores, siendo los más importantes el diseño del quemador y el tipo de combustible. Los otros factores incluyen la presión del combustible, la presión de atomización del vapor y la habilidad para controlar el flujo de aire de combustión. La flexibilidad del quemador normalmente no afecta la selección del quemador ni el diseño del horno, ya que los quemadores pueden ser apagados o se puede incrementar el exceso de aire cuando el horno está operando a cargas reducidas. Quemadores de gas bruto – Para ambos quemadores de tiro forzado y natural, estos quemadores tienen una flexibilidad de 5 a 1 ó mayor, asumiendo un peso




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molecular y un poder calorífico del gas combustible constante. La presión del combustible a la capacidad máxima de diseño debe ser de por lo menos 210 kPa manométricos (30 psig). La mínima presión de diseño debe ser de por lo menos 7 kPa manométricos (1 psig); esto ajusta la capacidad mínima del quemador. Presiones menores del combustible limitan la flexibilidad del quemador. En situaciones donde el gas combustible varía considerablemente en peso molecular, la pistola del combustible debe ser diseñada para el gas que contenga el menor peso molecular. Como la densidad del gas combustible aumenta, la caída de presión a través del quemador decrecerá y se reducirá la flexibilidad con el combustible más pesado. Quemadores de pre–mezcla de gas – Estos quemadores pueden estar limitados en capacidad con gas combustible de bajo peso molecular, particularmente si el contenido de hidrógeno es alto, debido al potencial del combustible para retornar la llama (quema en el tubo de mezcla). A fin de evitar el retorno de la llama, se debe usar una mínima presión del combustible de 14 kPa manométricos (2 psig) a carga crítica. Quemadores de aceite – Estos están usualmente limitados por la flexibilidad de 3 ó 4 a 1, tanto para los quemadores de tiro natural como los de tiro forzado. Este límite es ajustado por el rango sobre el cual casi todas las pistolas pueden atomizar el combustible adecuadamente para una buena combustión. Al igual que con gas, la maximización de la presión del combustible maximizará la flexibilidad. Quemadores de combinación gas/líquido – Cuando se queman ambos combustibles simultáneamente en quemadores de tiro natural e inducido, se obtiene una mayor flexibilidad de operación que con un solo combustible. La razón de esto es que el combustible principal actúa como una fuente de encendido con respecto al combustible secundario. Para los quemadores que operan simultáneamente con ambos combustibles, se hace necesario la adición de controles de tal forma que la pérdida del combustible principal automáticamente cierre el combustible secundario, en caso de que este último se esté quemando por debajo de su flexibilidad límite individual . Consideraciones del lado del aire – El lado del aire por lo general no afecta la flexibilidad del quemador o del horno, debido a que el exceso de aire puede ser aumentado durante la operación a cargas bajas. El aire puede ser reducido en quemadores de tiro natural e inducido hasta que haya insuficiente energía para mezclar adecuadamente el aire y el combustible. Los quemadores de tiro natural generalmente son capaces de dar una flexibilidad del lado del aire de 3 a 1 ó más.

5.5

Tratamiento del ruido A continuación se presenta un resumen de recomendaciones del tratamiento acústico para varios quemadores.




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Quemadores de tiro natural 1. Quemadores de pre–mezcla de gas – Estos quemadores requieren silenciadores de aire primario. (Las paredes de radiación del quemador generalmente no requieren estos silenciadores). Estos quemadores también pueden requerir cámaras (plenum) de aire secundario, dependiendo del combustible que se queme. 2. Otros quemadores de tiro natural – Normalmente se requieren “plenums” acústicos para quemadores de tiro natural que quemen gas bruto, líquidos o combinaciones de ellos. Los quemadores de aceite, montados sobre paredes de reducción acústica (plenums) tienen severas desventajas, debido a problemas de operación y mantenimiento, los cuales pueden ser causados por combustibles residuales. Además, los combustibles altamente volátiles, tales como la nafta líquida, no deben ser utilizados en estos quemadores debido al alto potencial explosivo que puede resultar en el caso de que el combustible se derrame. Se han desarrollado anillos de refuerzo acústico, los cuales están abiertos en el fondo, para ser usados en este tipo de servicio. Quemadores de tiro forzado – Los quemadores de alta intensidad normalmente no requieren de tratamiento acústico. Los ventiladores, motores y sistemas de ducto de tiro forzado normalmente requieren de algún tratamiento.

6

CONSIDERACIONES DE DISEÑO DEL SISTEMA DE COMBUSTIBLE Los combustibles de la refinería tienen por lo general corrientes de baja calidad, las cuales contienen contaminantes que pueden causar problemas severos de seguridad y/o operacionales, si no son tratados y manejados adecuadamente antes de ser inyectados en los quemadores.

6.1

Combustibles gaseosos Estos combustibles varían de limpios, secos y de peso molecular constante, hasta sucios, mezclas húmedas de gases de desechos de procesos que pueden fluctuar significativamente su peso molecular y composición. En el primer caso, el combustible puede causar muy pocos problemas; pero el último origina problemas mayores de seguridad y mantenimiento a menos que se limpie y se seque el gas. Los líquidos y sólidos pueden taponar la entrada del combustible en la pistola, restringiendo la capacidad del quemador y causar mala combustión debido a la mala distribución del combustible en los quemadores. Con el fin de protegerse contra gas sucio o húmedo, los separadores gas/líquido son un requerimiento mínimo en todos los sistemas de gas combustible. Sin embargo, cuando el gas es muy sucio o muy húmedo, estos separadores no




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pueden hacer un servicio adecuado de purificación del combustible. En lugares donde la experiencia ha demostrado que existe esta situación, equipos de gas mucho más eficientes, tales como depuradores de secado tipo centrífugos y filtros deben especificarse. Tanto el tanque deshidratador como el depurador deben ser instalados tan cerca del horno como sea posible (pero no menos de 15 m (50 pie) del horno). La tubería aguas abajo del separador debe estar traceada con vapor, con aislamiento y drenajes en caso de que sea posible la condensación del gas. Presión – La presión requerida de combustible cuando se quema gas se determina por la flexibilidad del quemador. Los quemadores de gas tienen una flexibilidad de 5 a 1 ó mayor, teniendo en cuenta que la presión del combustible requerida a carga máxima es de 210 kPa manométricos (30 psig) o mayor. Por ejemplo, la presión del gas a la capacidad mínima del quemador es de 7 a 14 kPa manométricos (1 a 2 psig). Las presiones de diseño más bajas limitan la flexibilidad. En situaciones donde el peso molecular del gas varía considerablemente, la flexibilidad del quemador será limitada según el gas se desvíe del peso molecular para el cual el quemador fue diseñado; el aumento en densidad restringirá el límite de operación inferior y la disminución en densidad reducirá el límite de operación superior del quemador a no ser que se disponga de suficiente presión de gas para contrarrestar el incremento de la caída de presión. Por lo tanto, la flexibilidad del calor total liberado puede ser controlado apagando quemadores en casi todos los hornos, las pistolas de gas combustible deben ser diseñadas para utilizar el combustible con el menor peso molecular. Los quemadores pueden ser operados satisfactoriamente con presiones de gas de hasta 280 kPa manométricos (40 psig). Presiones mayores pueden dar origen a problemas de ruido. Para muy bajas presiones del gas (presión máxima disponible en el quemador de 21 kPa (3.0 psig)) se puede usar un quemador especial de pre–mezcla con un eyector de vapor. Este quemador es usado con frecuencia para corrientes de gases de desecho, tales como incondensables de vacío. El consumo de vapor es del orden de 0.3 kg por kg (0.3 lb por lb) de combustible y debe ser suministrado al quemador a una presión de 210 kPa manométricos (30 psig): por supuesto esta información es preliminar y cualquier información final deberá entregarse, con garantías, por un suplidor especializado.. Control del horno – Si los quemadores de gas están en su condición de carga base, como puede ocurrir en hornos donde ambos combustibles se queman separadamente, se puede dar origen a un incremento sustancial del poder calorífico del combustible que resulta en una combustión sub–estequiométrica en el quemador. Recíprocamente, si el poder calorífico del gas combustible disminuye significativamente, los quemadores de aceite pueden sobrecargarse, ya que ellos tratan de absorber la carga. Por lo tanto, en unidades con gas




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segregado y quema de combustible líquido, y donde el gas combustible fluctúa sustancialmente con respecto al poder calorífico, el flujo de gas combustible debe ser controlado automáticamente si es posible. Por otro lado, el líquido combustible puede estar a la carga base, ya que su poder calorífico es relativamente constante. El método preferido para quemar gas y líquido en una unidad es quemarlos a ambos simultáneamente en cada quemador. La quema simultánea permite basarse en la carga de cualquier combustible.

6.2

Combustibles líquidos Los combustibles líquidos tienen un rango extenso, el cual incluye desde la nafta, hasta combustibles muy viscosos y/o combustibles líquidos como por ejemplo residuales de vacío y residuo craqueado. Independientemente de la calidad, los combustibles líquidos deben llegar a la pistola del quemador bajo las siguientes condiciones: 1. A una viscosidad y temperatura que asegure buena atomización y combustión. 2. Solo en la fase líquida. 3. Libre de cualquier sólido que pueda taponar los orificios de atomización pequeños. Viscosidad y temperatura del combustible – Para una buena atomización el combustible debe llegar al quemadores con una viscosidad de 26 mm2/s (26 cst) o menor. A viscosidades mayores el tamaño de las gotas del combustible atomizado pueden ser tan grandes que se puede dar origen a una combustión ineficiente. Esto trae como resultado que las llamas no sean adecuadas, y que el combustible no consumido pueda escaparse de la llama, causando combustión humeante. La temperatura de los combustibles residuales debe ser mantenida por encima de 175°C (350°F), aun si temperaturas más bajas alcanzan los requerimientos de viscosidad. Estos 175°C (350°F) es la mínima temperatura que ha sido usada con buenos resultados en el pasado para combustibles residuales típicos. Generalmente, la temperatura de los cortes de este tipo de combustible debe ser suficientemente alta para asegurar que la viscosidad del componente más pesado sea de 26 mm2/s (26 cst) o menor. De esta forma se asegura que el componente más pesado se gasifique rápidamente y se queme. Mientras mayor sea la temperatura del combustible, más rápida será la gasificación y mejor la combustión. Combustibles volátiles – En caso de combustibles volátiles, tales como la nafta, se debe evitar la gasificación parcial del combustible aguas arriba del orificio del combustible. Esta condición trae como resultado inestabilidad del quemador y posible apagado de las llamas.




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Los combustibles del tipo de la nafta también presentan problemas de seguridad debido a su alta volatibilidad, por lo cual requiere especial atención. Estos problemas son: 1. Alto riesgo de incendio en el caso de que se derrame el combustible (o explosión en el caso de quemadores de tiro natural con plenum acústico). Por lo tanto, estos combustibles no deben ser quemados en quemadores con plenum acústicos. Además, se deben especificar sistemas de seguridad para evitar la remoción del quemador sin haber bloqueado completamente el combustible. 2. Las fugas de nafta en sistemas de aceite combustible caliente, especialmente del tipo de recirculación, se vaporizará parcialmente en estas líneas de combustible y/o tanques de compensación y tanques de retención. Por lo tanto, el sistema de la nafta debe ser segregado al sistema de aceite combustible mediante la separación física o por el uso de válvulas de tres vías en todas las interfases entre los dos sistemas. Atomizadores – Estas son probablemente las piezas más críticas en el sistema de aceite combustible. Si no son diseñadas y dimensionadas correctamente o si se llegan a ensuciar o desgastar durante su uso, no atomizarán el combustible suficientemente y no podrán dar una combustión rápida y completa. Esto puede dar como resultado una combustión humeante y choques de la llama con los tubos del proceso y otras superficies de los hornos. Además, las gotas grandes de combustible pueden derramarse en el quemador ocasionando condiciones inseguras en el caso de combustibles volátiles, o por lo menos problemas serios de mantenimiento en el caso de combustibles residuales. 1. Tipos de atomizadores – Generalmente se usan tres tipos básicos de atomizadores: a.

b.

Atomizadores con vapor – De acuerdo a lo mencionado en 5.2, la presión del vapor normalmente es mantenida cerca de 210 kPa man (30 psig) por encima de la presión de combustible por medio de un controlador de presión diferencial. La presión del combustible en el quemador debe ser de 420 a 700 kPa man (60 a 100 psig) (preferiblemente cerca de los 700 kPa manométricos (100 psig) de ser posible). El consumo estimado de vapor de atomización típico, para efectos de estimación de servicios industriales, es de 0.5 kg de vapor por kg (0.5 lb de vapor por lb) de combustible. Sin embargo, para calcular la línea de suministro de vapor, use 1.0 kg/kg (1.0 lb/lb) de combustible. Atomizador mecánico – (Ver subsección 5.2, Quemadores de líquido) Este tipo de atomizador tiene aplicaciones limitadas. Se usa sólo en quemadores horizontales (por lo tanto, no se usa en diseños modernos de hornos), donde la disponibilidad de vapor es limitada. Estos quemadores son altamente susceptibles al taponamiento debido al tamaño pequeño de los orificios, por lo tanto, el combustible debe ser muy bien filtrado.



c.


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Atomizadores combinación mecánico/vapor – Los requerimientos de presión del combustible y del vapor son de 700 a 875 kPa man (100 a 125 psig) (para ambos) en el quemador.

El combustible debe estar libre de sólidos para evitar taponamiento. El consumo de combustible para este tipo de atomizador es de 0.25 a 0.6 kg de vapor por kg (0.25 a 0.6 lb/lb) de combustible. 2. Selección del atomizador El vendedor del quemador tiene la responsabilidad de diseñar apropiadamente los atomizadores para todos los quemadores. El tipo de atomizador usado se determina por el tipo de quemador, las características del combustible y la disponibilidad de vapor. 1. Los vendedores normalmente equipan los quemadores de tiro natural con atomizadores de vapor. Sin embargo, para casos especiales, tales como la falta de vapor de atomización, ellos suplirán atomizadores de combinación mecánico/vapor (o mecánico) a solicitud del comprador. 2. Los quemadores comerciales de tiro forzado generalmente están equipados con atomizadores especiales que han sido diseñados especialmente para estos quemadores Sistema de combustible – Para combustibles pesados, tales como residuales de vacío o atmosféricos, alquitrán y otros combustibles con bajos puntos de fluidez, se debe utilizar un sistema de recirculación. Este sistema evita problemas inherentes asociados con los sistemas muertos, tales como arranques con el combustible frío y líneas taponadas. La Figura 3. muestra un sistema de recirculación de aceite combustible. Se deben considerar los siguientes puntos importantes para el diseño: 1. Selección de un recurso caliente para eliminar la necesidad de utilizar intercambiadores de calor, por ejemplo, enviar el combustible directamente desde el fondo de la torre. 2. Diseñar el retorno del sistema principal de tal forma que este opere a una presión más baja que cualquier circuito de los hornos. Generalmente, una presión de 350 kPa man (50 psig) o menos es adecuada en la línea de retorno principal. 3. Proveer orificios pequeños de limitación de flujo mínimo (válvulas de compuerta con un orificio) en las líneas de retorno de unidades individuales para prevenir situaciones de no flujo. 4. Diseñar los componentes del sistema para permitir flujos adecuados de combustible. Los flujos de retorno de combustible dependen de sus características; el tamaño y longitud de la(s) línea(s) de retorno, condiciones ambientales, etc., y son ajustadas para mantener




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temperaturas adecuadas del combustible a través del sistema. Se debe tener cuidado cuando se dimensionen las bombas, válvulas de control, etc. 5. Todas las líneas deben tener aislamiento y trazas de calentamiento, y se especifican para mantener por 2–3 horas la temperatura en el caso de que no haya flujo. La temperatura de calentamiento no necesariamente tiene que ser mayor que la temperatura normal del combustible. 6. Proveer un combustible relativamente liviano para facilitar el desalojo del combustible principal. Proveer conexión de vapor en cada extremo final del circuito del horno para permitir la limpieza de estas líneas. Estas conexiones deben estar a una mínima distancia del sistema principal de combustible. 7. Proveer válvulas automáticas de cierre hermético en las líneas de retorno de los hornos individuales. Estas válvulas se activan simultáneamente con la válvula de control de combustible con la señal proveniente del sistema de seguridad del horno. 8. Proveer indicadores locales de temperatura en las líneas de retorno del sistema principal y en los circuitos individuales de cada horno. 9. Proveer medidores de flujo en las líneas de alimentación y retorno de cada horno. Limpieza del combustible – Se deben instalar filtros de malla fina, diseñados para ser limpiados sin interrumpir el flujo de combustible en todos los sistemas de combustible líquido. Para combustibles residuales y combustibles de alquitrán se deben suministrar filtros auto–limpiantes. Los filtros de protección del tipo convencional son aquellas tipo cesta de malla removible que pueden ser usados para permitir el mantenimiento de los auto–limpiantes. Dos fuentes confiables de filtros autolimpiantes son: 1. Auto–Klean Strainers Limited Lascar Works Hounslow, Middlesex England 2. Cuno Engineering Corporation 80 South Vine Street Meriden, Connecticut 06453 USA





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Los filtros auto–limpiantes (operados por motor) deben estar equipados con dos aletas de limpieza estacionarias y tener una malla suficientemente pequeña para remover todas las partículas de 0.5 mm (0.02 pulg) y mayores. La caída de presión máxima permisible en condición sucia no debe ser mayor de 70 kPa (10 psi). Los filtros deben tener trazas de vapor y aislamiento para mantener la temperatura deseada. Las siguientes características del combustible y del flujo deben ser incluidos en las especificaciones de los filtros: 1. Temperaturas de operación, °C (°F) 2. Temperaturas de diseño, °C (°F) 3. Gravedad específica a la temperatura de operación 4. Viscosidad a la temperatura de operación, mm2/s (cSt) 5. Contenido máximo de azufre, incluyendo % peso de H2S 6. Presión de operación aguas arriba, kPa man (psig) 7. Presión de diseño, kPa man (psig) 8. Flujo, dm3/s (gpm)

6.3

Pilotos Las consideraciones de seguridad requieren protección contra el apagado de la llama de cada quemador. Generalmente, esto se lleva a cabo por medio de pilotos de quema continua de gas, los cuales reencienden inmediatamente el combustible si la llama se apaga. Los detectores de llamas, los cuales cortan el flujo de combustible al quemador, pueden ser usados en instalaciones de tiro forzado si es exigido por el comprador. Esta alternativa es raramente usada debido a que los sistemas de detección son costosos y de difícil mantenimiento.Otras consideraciones adicionales son: Capacidad – Los quemadores pilotos operan a una capacidad nominal de 20.5 a 35.2 kW (70.000 a 120.000 BTU/h) a presiones de combustible de 14 a 100 kPa man. (2 a 15 psig). Combustible – Sólo se puede usar gas combustible limpio y seco. El combustible puede ser suplido desde el sistema de gas combustible del horno principal o preferiblemente desde una fuente independiente y confiable. Si el gas combustible proviene del sistema principal, el gas piloto debe venir desde aguas arriba del control de combustible del horno y las válvulas de bloqueo. Los orificios del flujo de combustible en todos los pilotos son muy pequeños, por lo que se necesita instalar en el sistema de gas piloto un filtro con una malla de 1.3 mm (0.05 pulg). Las alarmas por baja presión del gas piloto deben ser ajustadas a 14 kPa man. (2 psig) y el disparo debe activarse a 7 kPa man. (1 psig). Aire – Los pilotos para los quemadores de tiro natural son del tipo inspiratorio. Para los quemadores principales se puede usar aire del sistema principal o de un





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sistema independiente, tal como aire de instrumentos o aire de servicios. Si se utiliza el sistema de aire del quemador, el aire del piloto es tomado aguas arriba de los reguladores de cierre hermético de cada quemador en particular.

6.4

Tubería del quemador La Figura 4. muestra un sistema típico de la tubería de quemadores de tiro forzado. Este sistema permite encender el quemador desde abajo del horno, como también operarlo desde la plataforma. Este sistema puede ser simplificado para los quemadores de tiro natural.

7

SELECCION DEL QUEMADOR 7.1

Tipo de quemador Hornos de pirólisis – Los hornos de craqueo y reformación con vapor queman gas y sus quemadores de llama fina están instalados en el piso. En algunos reformadores con vapor, también se instala una fila de quemadores de radiación montados en la pared. Hornos de procesos – El tipo de quemador requerido dependerá del combustible que vaya a ser quemado, del calor total y de la disponibilidad de aire de combustión precalentado. La siguiente tabla resume las aplicaciones de quemadores recomendados:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Combustible Gas

Calor liberado por el horno, MW (MMBTU/h) Todo

Líquido o combinación Líquido o combinación Líquido o combinación

<14.7 (50 MM BTU/h) 14.7–23.4 (50–80MM BTU/h) > 23.4 (80 MM BTU/h)

Tipo de quemador Recomendado Tiro natural de pre–mezcla o de gas bruto preferiblemente Tiro natural Tiro natural o forzado Tiro forzado

En casos donde se tiene un vendedor preferido, se recomienda especificar que el suplidor haga la selección.

1. Quema de gas – Cuando sólo van a ser quemados combustibles gaseosos en hornos de procesos, normalmente se especifican quemadores de gas de tiro natural. El tipo de quemador de gas bruto es preferido, en tanto que para aplicaciones especiales se usan los quemadores pre–mezcla de llama corta, de lo contrario, es preferible utilizar el tipo de quemador de gas bruto. Generalmente, los silenciadores de aire primario sólo disminuyen satisfactoriamente el ruido de los quemadores pre–mezcla. Bajo ciertas condiciones este tipo de quemadores puede también requerir cámaras plenum acústicas. En este caso la selección económica será por los quemadores de fuego centrado de gas bruto.

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2. Quema de líquido o combinación – En los hornos que queman combustibles líquidos o una combinación líquido y gas, se usan los mismos tipos de quemadores, lo único que varía es el equipo de la pistola. Este tipo de quemador también debe ser especificado para hornos que queman gas y que en el futuro quemarán combustibles líquidos.

7.2

a.

Horno de baja capacidad – Normalmente se especifican quemadores de tiro natural con cámara plenum acústica, para calentado res con una capacidad menor de 14.7 MW (50 MM BTU/h). En estos pequeños hornos no es práctico instalar quemadores de tiro forzado.

b.

Hornos de capacidad intermedia – Son los hornos con una capacidad de 14.7 a 23.4 MW (50 a 80 MM BTU/h). Normalmente se deben especificar los quemadores de tiro forzado, aunque también pueden usarse quemadores de tiro natural. Estos últimos son menos costosos, pero los quemadores de tiro forzado requieren menos atención del operador y menos mantenimiento; además de brindar un mejor control.

c.

Hornos de alta capacidad – Los quemadores de tiro forzado, del tipo de alta intensidad son especificados en hornos con capacidad mayor de 23.4 MW (80 MM BTU/h).

Número de quemadores Por lo menos tres quemadores deben usarse en cualquier horno que queme líquidos, estos es esencial para evitar interrupciones no deseadas de la operación del proceso. El uso de un solo quemador es satisfactorio en servicios con gases combustibles limpios, ya que el mantenimiento de estos quemadores es despreciable.

7.3

Capacidad del quemador La capacidad máxima de diseño del quemador depende del tipo y número de quemadores que tenga el horno. Quemadores de tiro natural – La capacidad máxima de diseño del quemador debe ser casi igual a la capacidad máxima estipulada por el fabricante (por lo menos 90%). El sobredimensionamiento excesivo del quemador reduce su habilidad de operar eficientemente en condiciones normales de diseño y rango de control, debido a las bajas velocidades del aire y a la mezcla deficiente. La capacidad máxima de diseño es:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Quemadores quemando solo gas (% capacidad normal de diseño)

Hasta 5 quemadores 6 ó más quemadores

115 110

Quemadores quemando líquido o combinaciones de líquido/gas (% capacidad normal de diseño) 125 120


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Normalmente, la capacidad máxima de diseño no debe exceder 4.6 MW (16 MM BTU/h) para los quemadores de tiro natural.

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Quemadores de tiro forzado – La capacidad máxima de diseño es: Hasta 5 quemadores: 6 ó 7 quemadores:

8 ó más quemadores:

7.4

125% de la capacidad normal de diseño 120% de la capacidad normal de diseño 115% de la capacidad normal de diseño

Espaciamiento del quemador

Hornos de procesos – Los espacios libres (mínimos) quemador–a–tubo y quemador–a–refractario se presentan en el documento PDVSA–MDP–05–F–02 (Hornos: Consideraciones de diseño) El espaciamiento mínimo del quemador es de 25 mm (1 pulg) mayor que su diámetro máximo. Esto aplica en quemadores no montados en cámaras “Plenum” o en aquellos con distribución uniforme de aire. Las dimensiones controladas son generalmente el diámetro de la garganta del quemador y el diámetro de la placa del fondo para quemadores montados en el plenum. Se puede requerir de mayor espacio para los quemadores instalados en las paredes y que reciben todo el aire de combustión por un solo lado (por ejemplo, un anillo de quemadores en un horno cilíndrico vertical). Este incremento en espacio se hace necesario para asegurar una distribución adecuada del flujo de aire alrededor del quemador. Caída de presión del aire – Los quemadores deben mantener cierta distancia de tal forma que el cabezal máximo de velocidad del aire que pasa por el lado de atrás del quemador no exceda en 10% la caída de presión de dicho quemador. La Figura 2. suministra información para determinar el espacio mínimo del quemador. Además de las tolerancias arriba mencionadas, los espacios externos alrededor de los quemadores (incluyendo la estructura del horno, tubería, fundaciones y el ducto del tiro forzado) deben permitir que tanto la pistola como el quemador sean removidos para mantenimiento sin interferir con la operación de cualquier otro quemador. Esto depende principalmente del contratista y el vendedor. Sin embargo, el diseñador del horno debe tener en mente estas consideraciones particularmente cuando se determinan arreglos similares de ductos de tiro forzado.

7.5

Preparación de las especificaciones del diseño del quemador Las especificaciones del quemador deben incluirse en el diseño de todos los hornos. Esta información debe incluir: tamaño del quemador, capacidades normal




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y máxima de diseño, y disponibilidad de tiro o presión de aire de combustión en el quemador. La especificación de diseño debe incluir las propiedades del combustible y las presiones disponibles en el quemador.

8

APENDICES Tabla 1 Figura 1 Figura 2 Figura 3 Figura 4

Direcciones de algunos vendedores de quemadores Quemadores típicos de tiro natural Espacio de quemadores montados sobre una cámara (plenum) Sistema típico de circulación de aceite Arreglo típico de la tubería del quemador para quemadores de tiro forzado


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Vendor Name: N A O INC Antiguo nombre: NATIONAL AIROIL BURNER Co. 1284 E SEDGLEY AVE, PHILADELPHIA, PA 19134–1590 USA telf.: 215/743–5300, 800/523–3495 Fax: 215/743–3018, 215/743–3020 Telex: WU 84–5403

Colombia Inclocol LTDA Apartado Aereo 52653, Calle 75 #5836. Barranquilla Colombia telf.: 575–6–456025 Fax: 575–8–580774 V R Ingenieria & Mercadeo Santa Fe de Bogota, Colombia telf.: 571–2–443461 Fax: 571 2–688601

Venezuela Baker Químicas de Venezuela, S A (representative) Apartado 6682 Caracas, 12010A Venezuela telf.:582– 285–6612 fax: 582–285–6223




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Fig 1. QUEMADORES TIPICOS DE TIRO NATURAL


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Fig 2. ESPACIO DE QUEMADORES MONTADOS SOBRE UNA CAMARA (PLENUM)




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Fig 3. SISTEMA TIPICO DE CIRCULACION DE ACEITE


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Fig 4. ARREGLO TIPICO DE LA TUBERIA DEL QUEMADOR PARA QUEMADORES DE TIRO FORZADO




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NOTAS: 1. La ubicación recomendada de las válvulas de aislamiento del quemador para el gas combustible, aceite combustible y vapor de atomización es adyacentes a las puertas de observación. Esto permite que los ajustes del quemador sean hechos mientras se observa la llama. 2. Los colectores de aceite combustible, gas combustible, gas piloto y líneas deben ser revestidas con aislamiento y con trazas de vapor. Las líneas de vapor de atomización y de aceite combustible deben ser revestidas juntas. 3. Las tuberías de aceite y vapor en el múltiple recibidor deben proveer flexibilidad de ±50 mm (2 pulg) de movimiento vertical; y la tubería del gas en el quemador debe proveer ±12 mm (0,5 pulg) de movimiento vertical. 4. Instalar bridas en toda la tubería de forma tal de poder sacar el quemador para mantenimiento. ubique las bridas aproximadamente 600 mm (24 pulg) del quemador. Las líneas de trazas con vapor deben tener accesorios de compresión en las bridas de la tubería para facilitar su desmantelamiento. 5. Se requieren válvulas de tapón en las líneas de aire y de gas piloto en el quemador. 6. Se requieren drenajes en las líneas de aceite combustible y vapor de atomización. 7. Las válvulas aguas arriba de las bridas de gas combustible, aceite combustible y vapor de atomización están por conveniencia, para vaporizar fuera de la pistola del quemador y apagar el quemador.


PDVSA N°

MDP–05–F–04

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REV.

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APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

SISTEMAS DE TIRO FORZADO


PAG. REV. APROB.

APROB. APROB. FECHA

ESPECIALISTAS



TRANSFERENCIA DE CALOR HORNOS SISTEMAS DE TIRO FORZADO Indice manual

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 CONSIDERACIONES BASICAS DEL DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6 4.7

Quemadores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ductos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ventilador . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Control de ruido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Seguridad . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Control del flujo del aire de combustión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Medición del flujo de aire . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 3 6 9 9 10 11


11

6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

16

7 APENDICES Tabla 1 Figura 1 Figura 2 Figura Figura Figura Figura Figura

3.A 3.B 4 5 6

Información para la especificación de diseño del ventilador y el ducto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema de tiro forzado típico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curvas características típicas para ventiladores de tiro forzado con curva re–graficada del sistema de resistencia . . . . . . . . . . . . . Curvas psicrométricas (unidades SI) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Curvas psicrométricas (unidades inglesas) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Velocidad del aire contra cabezal dinámico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cambio de la densidad del aire con la altitud . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pérdidas de presión en codos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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OBJETIVO Presentar información básica que pueda usarse en la evaluación de ofertas quemadores nuevos para hornos de proceso. Esta información cubre criterios de diseño que sean propietarios de PDVSA y sus filiales. El tema “Hornos”, dentro del area de “Transferencia de Calor”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA–MDP–


05–F–01


05–F–02


05–F–03 05–F–04

Hornos: Quemadores. Hornos: Sistemas de tiro forzado (Este documento).

05–F–05


05–F–06



2

ALCANCE Esta subsección cubre el ventilador, el ducto y la instrumentación requerida para el sistema de quemador de tiro forzado. Los requerimientos adicionales para sistemas, que contienen precalentadores de aire son cubiertos en el documento PDVSA–MDP–05–F–05.

3

REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso (versión 1986) S Vol VII y VIII, Sección 12 “Instrumentación” S Vol VIII y IX, Sección 15 “Seguridad en el diseño de plantas” Manual de Ingeniería de Diseño S PDVSA–MID–B–201–PR “Hornos de fuego directo” S PDVSA–MID–GB–205 “Ventiladores centrífugos” S PDVSA–MID–GB–206 “Sopladores de uso general” S PDVSA–MID–K–337: “ Furnace instrumentation “





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S PDVSA–MID–L–TP–2.7 “Hornos de proceso: Requisición, análisis de ofertas y detalles de compra” S PDVSA–MID–SN–252: “Control de ruidos en equipos” S PDVSA–MID–SN–291: “Control de ruidos de plantas: filosofia de diseño” Manual de Ingeniería de Riesgo S PDVSA–IR–P–01 “Sistema de paradas de despresurizacion y venteo de equipos y plantas”

emergencia,

bloqueo,

Manual de Inspección S PDVSA–PI–12–12–01: “ Control de ruido” Otras Referencias S Fan Engineering, R. Jorgensen, Editor, Buffalo Forge Company, Buffalo, N.Y. (1961) S Plant Energy Systems, McGraw–Hill Book Company, N.Y. (1967) (Capítulo sobre Ventiladores)

4

CONSIDERACIONES BASICAS DEL DISEÑO La Tabla 1 lista la información necesaria del ventilador y ducto en la forma que debe ser presentada en la sección del horno sobre la especificación según el diseño. Esta incluye los requerimientos no cubiertos por los siguientes documentos: S PDVSA–MID–B–201–PR “Hornos de fuego directo” S PDVSA–MID–GB–205 “Ventiladores centrífugos” S PDVSA–MID–GB–206 “Sopladores de uso general” La seguridad requerida y la instrumentación de control deben presentarse en el diagrama de flujo de especificación del diseño. Cualquier conexión de instrumentos debe mostrarse en la gráfica del horno, de tal manera de ubicar apropiadamente estas conexiones.

4.1

Quemadores La selección y el arreglo de los quemadores de tiro forzado están cubiertos en los documentos PDVSA–MDP–05–F–02 / 03. Cuando se dimensione el ventilador y el ducto, el diseñador debe saber la presión de aire requerida a la entrada delquemador para flujo normal y máximo.

4.2

Ductos El aire es conducido desde la atmósfera al ventilador y desde el ventilador a los quemadores de tiro forzado. La Figura 1. muestra un sistema típico del ducto.



4.2.1



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Arreglo del ducto El ducto debe localizarse de forma que: 1. Los quemadores puedan removerse. 2. Las rutas de escape del personal estén disponibles. 3. Haya espacio suficiente para mantenimiento del equipo debajo del horno. Se recomienda el máximo uso de ductos subterráneos, para minimizar el área congestionada y facilitar el acceso para la operación y el mantenimiento.

4.2.2

Entrada del ventilador Para evitar daños potenciales de materiales extraños que entren al ventilador, el ducto de entrada del ventilador (o la entrada misma del ventilador, si no se usa ducto) debe estar cubierto por una malla de alambres separados cada 38 mm (1.5 pulg). No se deben usar mallas más finas en climas con invierno, ya que éstas tienden a congelarse durante el invierno o pueden taponarse con material fino. En el diseño se incluirá una tapa cónica contra la lluvia (Ver Tabla 1) para evitar que el agua entre al ventilador.

4.2.3

Descarga del ventilador El ducto desde la descarga del ventilador incluye (Ver Figura 1): 1. Ducto de alimentación – Conecta el escape del ventilador y el ducto de distribución. 2. Ducto interconector – Conecta el sistema de ductos de dos hornos. Este ducto permite operar dos hornos con un ventilador común. 3. Ducto de distribución – Es un colector el cual debe ser di mensionado para asegurar igual flujo de aire a todos los quemadores. 4. Ducto ascendente – Conecta los quemadores con el ducto de distribución.

4.2.4

Construcción Los ductos por encima del piso deben estar construidos de acero al carbón de por lo menos 5 mm (3/16 pulg) de espesor y reforzados para minimizar vibraciones.

4.2.5

Compuertas Se debe instalar una compuerta de aislamiento en el ducto interconector entre los dos hornos (aun si ambos hornos están en una caja común, como por ejemplo, termoreactores (Powerformers)). El diseñador debe incluir este punto en las especificaciones. Las siguientes compuertas deben ser instaladas en el ducto: 1. Compuertas de cierre hermético en cada quemador, aguas arriba de la brida del quemador y que sea operable localmente.




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2. Compuerta de cierre hermético en la descarga del ventilador. 3. Si dos o más ventiladores descargan en un ducto común, cada ventilador debe estar provisto con una compuerta automática que evite el flujo reverso a través del ventilador cuando esté fuera de operación (igual que una válvula de no retorno). Esta compuerta automática no es necesaria si se instala una compuerta aislante entre el ducto que conecta los dos ventiladores. 4.2.6

Tamaño del ducto El tamaño del ducto (área de la sección transversal) para un flujo de aire específico, es fijado por la velocidad del aire según diseño. Una velocidad baja resultará en un ducto excesivamente grande y costoso. Por otro lado, una velocidad de diseño muy alta resultará en una caída de presión elevada y un alto costo de energía. Una velocidad del aire según el diseño en ductos alimentadores e interconectores de 12 m/s (40pie/s) ha resultado en un tamaño de ducto y caída de presión razonables. El uso de velocidades mayores no es recomendable a no ser de que se justifique mediante un estudio económico. La velocidad del aire en el ducto de distribución – y en los ductos ascendentes, si ellos alimentan más de un quemador (Ver Figura 1) – deben ser lo suficientemente baja para asegurar el mismo flujo de aire a todos los quemadores. Esta velocidad puede ser menor que la óptima recomendada anteriormente (12 m/s (40 pie/s)). El flujo uniforme de aire a los quemadores del ducto de distribución se asegura limitando la velocidad de tal manera que el cabezal dinámico (presión de velocidad) en este ducto sea menor que 5% de la presión estática requerida en el registro del quemador a flujo normal. El ducto que alimenta al quemador debe ser del mismo tamaño que el registro del quemador.

4.2.7

Caída de presión La caída de presión en el ducto debe ser calculada antes que los requerimientos finales del diseño del ventilador sean establecidos. Debido a que el arreglo y tamaño final del ducto son generalmente establecidos por el contratista, los cálculos de caída de presión son normalmente elaborados también por el contratista durante la ingeniería de detalles y son revisados por el grupo de ingeniería de la filial propietaria. Los procedimientos para el cálculo de caída de presión del ducto están dados en el punto sobre Procedimiento de cálculos. La caída de presión calculada en ductos de distribución y ductos ascendentes debe basarse en flujo de aire normal (combustible quemado de diseño en el horno según el exceso de aire también de diseño dividido por el número total de quemadores).



4.3


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Ventilador El ventilador es el elemento clave en el sistema de tiro forzado. Debido a que los ventiladores normalmente no tienen equipo de respaldo, la falla de un ventilador resulta en la parada del horno en una instalación sencilla, o en reducción de la carga de la unidad si se usa más de un ventilador para proveer el aire de combustión. Los fabricantes raras veces garantizan una combinación ventilador/motor para un tiempo de operación consistente con la corrida deseada del horno, la cual puede ser tan larga como de 3 a 4 años. Por lo tanto, para proveer una combinación ventilador/motor para la corrida deseada, se deben especificar cuidadosamente lineamientos críticos de dichos equipos, tales como cojinetes y lubricación. En el PDVSA–MID–GB–205, se definen estos requerimientos de diseño. Además de la confiabilidad, el ventilador debe calcularse apropiadamente para suministrar el flujo de aire según la presión requerida por los quemadores.

4.3.1

Número de ventiladores Los ventiladores normalmente no tienen equipo de respaldo. Un ventilador por horno es suficiente, excepto para unidades críicas, tales como hornos atmosféricos, donde la parada del horno implica necesariamente la parada de las unidades instaladas aguas abajo. En estas unidades críicas se debe proveer dos ventiladores, cada uno dimensionado para 50% del flujo de aire normal. Con uno de los dos ventiladores en operación, el horno puede operar a 85% de la capacidad de diseño, debido al margen de flexibilidad incorporado en el criterio dimensional del ventilador, y debido a que un solo ventilador operará a un cabezal más bajo sobre su curva característica. En unidades no críticas, el uso de más de un ventilador por horno es algunas veces deseable, como por ejemplo, cuando tales ventiladores son respaldo de los ventiladores de otros hornos, minimizando de esta forma los requerimientos de repuestos.

4.3.2

Especificación del ventilador La especificación de un ventilador para cumplir con los requerimientos discutidos anteriormente tiene dos partes: 1. Requerimientos generales para ventiladores de tiro forzado – Casi todos estos requerimientos generales del ventilador están cubiertos en PDVSA–MID–GB–205 / 206 y no deben repetirse en la Especificación del Diseño (Simplemente debe anexarse estos documentos). Aquellos requerimientos no cubiertos por los documentos del manual de ingeniería de diseño, se presentan en la Tabla 1. 2. Criterios para dimensionar el ventilador – Para dimensionar un ventilador, se debe especificar su punto nominal. El punto nominal y la




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información necesaria para definirlo cuantitativamente se discute más adelante. 4.3.3

Curvas del ventilador La Figura 2 muestra el cabezal estático contra las características del flujo para una velocidad constante típica, de un ventilador centrífugo con aletas curveadas hacia atrás (“backward curved blades”). Estas aletas se especifican con preferencia sobre las aletas en sentido directo (“straight or forward curved blades”), debido a que la eficiencia pico de un ventilador con aletas curveadas retraídas ocurre muy cerca del punto de máximo consumo de electricidad del ventilador; de esta manera, se minimiza la potencia del motor. Como puede verse en la Figura 2, el ventilador tiene una curva característica separada por cada posición variable de las paletas guías de entrada, las cuales se usan para controlar el flujo de aire. En esta Figura también se muestra lo siguiente: 1. Curva de resistencia del sistema – Esta curva muestra el cabezal del ventilador necesario para vencer la caída de presión del sistema a un flujo de aire dado. La caída de presión del sistema incluye la presión para forzar el aire a través de los quemadores (Ver PDVSA–MDP–05–F–03), las pérdidas de presión del ducto y las pérdidas en cualquier regulador de tiro o medidores de flujo. Por lo tanto, la curva de resistencia del sistema es la línea de operación del ventilador. Cualquier incremento en la contrapresión, tal como resulta si se le cierra el registro a un quemador, mueve hacia arriba esta curva. La curva de resistencia del sistema es también mayor cuando el horno opera con algunos quemadores apagados, aun cuando el aire total es constante. La línea de operación (curva de resistencia del sistema) está definida por: H + Hn

ǒ Ǔ

F 2v 2 + RF v F 2vn

Ec. (1)

donde:

ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ Fv Fvn H Hn R

= Flujo volumétrico = Flujo volumétrico para flujo de combustible normal = Cabezal estático según Fv = Cabezal estático para flujo de combustible normal = Resistencia del sistema = Hn /(Fvn)2

En unidades SI dm3/s dm3/s

En unidades inglesas pie3/min pie3/min

kPa kPa

pulg de agua pulg de agua




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NOTA: Use la temperatura de verano y la humedad, y corrija por la altitud (de ser necesario) para definir la línea de operación.

2. Puntos de operación del ventilador – Estos son las intersecciones de la curva de resistencia del sistema con las curvas características del ventilador. 3. Punto nominal del ventilador – Este no es un punto real de operación, pero incluye los márgenes de flujo y cabezal definidos más adelante. Estos márgenes son necesarios para proveer un factor de seguridad sobre el horno y el sistema, y para asegurar que el ventilador no está operando normalmente con sus aletas completamente abiertas (es decir, sin control). 4. Estabilidad del ventilador – La operación del ventilador es inestable cerca y al lado izquierdo de los picos de las curvas características. En esta región inestable, cualquier reducción en el flujo de aire (lo cual resulta si se cierra el registro del quemador) reduce el cabezal del ventilador, lo cual produce otra reducción en el flujo de aire. Para asegurar una operación estable, el cabezal estático debe mostrar un aumento continuo de flujo de aire, desde el nominal hasta un 60% por arriba del mismo. Esto es requerido por PDVSA–MID–GB–205. 4.3.4

Tamaño Para proveer un tamaño apropiado del ventilador, se debe definir el punto nominal del ventilador (Ver Figura 2). En este punto nominal, el ventilador debe proveer lo siguiente: 1. 115% del flujo de aire (flujo másico) necesario para el diseño de quemado del horno y el exceso de aire. 2. 115% del cabezal estático requerido para vencer la suma de la caída de presión del ducto más la caída necesaria de presión en el quemador para la máxima cantidad de combustible quemado. El ventilador debe ser dimensionado en base a la temperatura del aire en verano y la humedad relativa dependiendo de la altura de la instalación. No se necesita corrección por altitud a menos que la instalación esté a 300m (1000 pie) o más por encima del nivel del mar. Los cálculos necesarios para establecer el punto nominal normalmente son elaborados por el vendedor del horno, usando la información suministrada en la Especificación de Diseño (Tabla 1). Ver los procedimientos de cálculos más adelante.



4.4


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Control de ruido La emisión del ruido del ventilador y del ducto deben cumplir con los criterios de conservación definidos en el documento PDVSA–MID–SN–252, “Control de ruido en equipos”. Para asegurar que estos criterios de ruido se cumplan, al sistema ventilador/ducto se le deben incorporar los siguientes lineamientos (Tabla 1):

4.4.1

Elevación La entrada al ventilador debe estar 4.6 m (15 pie) por encima de la primera plataforma del horno.

4.4.2

Aislamiento El ducto y casco del ventilador deben ser cubiertos con, por lo menos, 50 mm (2 pulg) de aislamiento fundible (densidad entre1280–1600 kg/m3) (80 a 100 lb/pie3). Además de cumplir con los criterios de conservación de ruido, la contribución del ruido del sistema ventilador/ducto debe ser consistente con el criterio de ruido de la comunidad para una instalación en particular.

4.5

Seguridad Los hornos equipados con sistemas de tiro forzado requieren ciertos lineamientos de seguridad adicionales en comparación a los hornos de tiro natural, y se resumen a continuación:

4.5.1

Pérdida de aire de combustión El combustible principal y el combustible piloto deben cerrarse automáticamente y debe sonar una alarma en caso de que el flujo de aire esté bloqueado o en caso de que el ventilador falle. Esto puede llevarse a cabo por una de las siguientes causas (en orden de preferencia): 1. Interrupción por bajo flujo, si está siendo medido el aire de combustión. 2. Interruptor de presión diferencial a través de la entrada y descarga de los ventiladores, fuera de cualquier estrangulamiento o dispositivo de cierre. 3. Interruptor de presión diferencial a través de los quemadores.

4.5.2

Sobrepresión del horno La presión máxima interna que puede soportar un horno sin daños en su estructura es de 1.25 kPa (5 pulg H2O). Debido a que el ventilador es capaz de liberar presiones mayores, el horno debe estar protegido de la sobrepresión, la cual puede resultar si la salida del horno estuviera bloqueada. Se deben tomar en cuenta los siguientes lineamientos para evitar sobrepresión: 1. Alarma por alta presión, suena cuando la presión del horno llega a ser positiva, es decir 0.025 kPa (0.1 pulg de agua).




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2. Compuertas o reguladores parciales en el ducto del gas de combustión. Estas compuertas deben ser dimensionadas para proveer una caída máxima de presión de 1.25 kPa (5 pulg de agua) en la posición totalmente cerrada con flujo de aire normal. Si estos reguladores resultan poco prácticos (por ejemplo, cuando se usa precalentador de aire), se debe instalar un dispositivo de alivio para asegurar que la presión del horno no se exceda de 1.25 kPa (5 pulg H2O). En el documento se discute el dimensionamiento de las PDVSA–MDP–05–F–05 ventanillas de alivio de presión. 4.5.3

Parada del horno Los ventiladores deben continuar en operación cuando se paraliza el horno por medio de equipos de seguridad, tales como los pilotos de gas PLCO.

4.6

Control del flujo del aire de combustión Para proveer el exceso de aire apropiado a diferentes cargas del horno, se debe ajustar el flujo de aire a los quemadores. Para controlar el flujo de aire en el ventilador, se prefieren las aletas guías de posición variable (“Variable position Inlet guide vanes”). Cuando las aletas de entrada están cerradas, el aire que entra recibe un giro en la dirección de la rotación del ventilador. Este giro resulta en un cabezal estático y consumo de potencia (horsepower, HP) reducido para un flujo de aire dado (Ver Figura 2). Otros métodos para controlar el flujo de aire, tales como variando la velocidad del ventilador o usando un regulador variable en la descarga del ventilador generalmente no se usan. El estrangulamiento de la descarga del ventilador incrementa la curva de resistencia del sistema (Ver Figura 2), requiriéndose mayor energía para el mismo flujo de aire y la misma presión de descarga (aguas abajo del regulador de estrangulamiento). Para variar la velocidad del ventilador se requiere un motor de velocidad variable, el cual es mucho más costoso que las aletas de control en la entrada. Aun cuando el estudio económico determine el uso de una turbina, la cual escapaz de operar con velocidades variables, es preferible utilizar la turbina con velocidad constante en combinación con las aletas de control, ya que esto resulta en un sistema menos complicado. La posición de las aletas guías en la entrada pueden ser controladas por: 1. Un Posicionador manual local, tal como un volante manual. 2. Un Posicionador hidráulico o neumático controlado desde la sala de control. Este método es preferible cuando la indicación del analizador de oxígeno está instalada en la sala de control. Usando la indicación de oxígeno como guía, el panelista ajusta la posición de acuerdo al exceso de oxígeno deseado. Debido a que la presión en la caja del quemador es una medida del flujo de aire al quemador (Ver documento




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PDVSA–MDP–05–F–05), ésta se puede usar como referencia para verificar el flujo de aire al horno instalando un indicador de presión en la sala de control. 3. Un Sistema de control automático, que fije el flujo de aire como una función del combustible que se quema para mantener un nivel de exceso de aire previamente fijado. El control automático debe ser usado sólo cuando condiciones especiales así lo requieran.

4.7

Medición del flujo de aire Normalmente, no se provee ninguna forma de medir el flujo de aire. En caso de que requerimientos especiales, tales como control automático aire/combustible, determinen que se debe medir el flujo de aire, un venturi en la entrada del ventilador es el dispositivo más práctico para este propósito. El venturi también puede ser instalado en la descarga del ventilador, como es el caso de los ductos subterráneos, tomando en cuenta que haya suficiente longitud recta entre la salida del ventilador y la entrada del venturi para buenas mediciones. Las placas de orificio requieren demasiada caída de presión comparadas con el venturi, y por lo tanto, un ventilador más grande. Los tubos Pitot requieren una mayor velocidad de aire que la disponible en los ductos a fin de lograr mediciones confiables. Debido a que el flujo de aire debe ser medido sólo en situaciones especiales, los detalles para especificar el sistema de medición no son cubiertos en esta Práctica de Diseño.

5

PROCEDIMIENTOS DE CALCULO Flujo requerido de aire seco a una cantidad dada de combustible W a + F g (FG – 1)

Ec. (2a)

donde:

ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ǒ Ǔ Wa

= Flujo másico del aire,

Fg FG

= Combustible total requerido = Masa de gas de combustión/masa de combustible (Figuras 22A/B, PDVSA–MDP–05–F–01)

En unidades SI kg/s de aire seco kg/s kg/kg

W a + F 47 Qf 100 ) EA 100

En unidades inglesas lb/h de aire seco lb/h lb/lb

Ec. (2b)




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ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ donde:

Qf EA F47

= Calor liberado (PCI) = Porcentaje de exceso de aire = Factor cuyo valor depende de la unidades usadas

En unidades SI MW % 0.344

En unidades inglesas BTU/h % 0.0008

Flujo volumétrico del aire a condiciones ambientales específicas

Dado: Temperatura, humedad relativa y flujo másico del aire seco Encontrar: Flujo volumétrico, Fv De la gráfica psicrométrica (Figura 3) determine v = volumen específico en m3/kg aire seco (pie3/lb aire seco). Fv +

v Wa F 48

Ec. (3)

donde:

ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Qf F48

= Calor liberado (PCI) = Factor cuyo valor depende de la unidades usadas

En unidades SI MW 10–3

En unidades inglesas BTU/h 60

Corrección de flujo volumétrico por altitud

(F v)corr + 1.0 (F v) nivel del mar Sa

Ec. (4)

ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ donde:

Sa

= Densidad relativa del aire a la altitud deseada (Figura 5)

En unidades SI MW

En unidades inglesas BTU/h

Si la altitud es menor de 300 m (1000 pie) por encima del nivel del mar, esta corrección se puede omitir. Velocidad del aire en ductos de distribución

Ver Figura 1 para la definición de ductos de distribución. Si un ducto ascendente alimenta dos o más quemadores, se puede considerar como un ducto de distribución. El cabezal de velocidad no debe exceder del 5% de la presión de aire requerida en la entrada del quemador.





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Ejemplo:

Presión del quemador = 3.0 kPa (12 pulg de agua) Velocidad por Presión = 0.15 kPa (0.6 pulg de agua) De la Figura 4, la velocidad del aire = 15.8 m/s (52 pie/s). Sin embargo, el flujo de aire en el ducto no debe exceder los 12 m/s (40 pie/s). Por lo tanto, se debe usar el valor de 12 m/s (40 pie/s) para los cálculos de caída de presión. NOTA:

En este cálculo se pueden omitir los efectos de temperatura y altitud sobre la densidad del aire.

Pérdidas de presión en ductos rectos Se puede usar una velocidad de aire de 12 m/s (40 pie/s) para todos los ductos excepto para los ductos de distribución. Calcule la caída de presión usando las correlaciones normales de flujo de fluidos. Ver PDVSA–MDP–(Pendiente: consultar MDP versión 1986, Sección 14). Para la caída de presión en un ducto de área transversal rectangular, el diámetro equivalente dc = (2 x y/( x + y )), donde x, y son las dimensiones de los lados del rectángulo. Otras pérdidas de presión de ductos Codos, tuberías en forma de t y cambios en el area de flujo – Use el siguiente procedimiento: d c + ǒ2 x yń(x ) y)Ǔ

Ec. (9)

ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ donde:

dc

=

x y

= =

Diámetro hidráulico equivalente (para un ducto circular con la misma pérdida de fricción) Profundidad del ducto Ancho del ducto

En unidades SI m

En unidades inglesas pie

m m

pie pie

1. Pérdidas por fricción a través de la compuerta (“Damper”) – Con la

compuerta completamente abierta DP3 + 0.025 kPa ó DP3 + 0.10 pulg de agua

Ec. (5)

2. Pérdidas adicionales – Estas caídas de presión dependen del arreglo del ducto y de la chimenea. Ellas incluyen expansiones y contracciones repentinas, codos e intersecciones de corrientes de gases de combustión. La suma de estas pérdidas adicionales se designa como ∆P4.



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a.

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Expansión Repentina

DP e + F 29

ǒV1– V2Ǔ2

ǒT g )

Ec. (6)

F 18Ǔ

donde:

ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ DPe

=

V1

=

V2

=

Tg

=

F18

=

F29

=

Pérdida de presión debido a una expansión repentina Velocidad de los gases de combustión aguas arriba de la expansión Velocidad de los gases de combustión aguas abajo de la expansión Temperatura de los gases de combustión en el punto en cuestión Factor cuyo valor depende de las unidades usadas Factor cuyo valor depende de las unidades usadas b.

En unidades SI kPa

En unidades inglesas pulg de agua

m/s

pie/s

m/s

pie/s

°C

°F

273.15

459.6

0.176

0.1186

Contracción Repentina

DP c + F 29 K1

V 22

ǒT g )

Ec. (7)

F 18Ǔ

ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ donde:

DPc

=

K1

=

A2/A1 K1

A2 A1

= =

En unidades SI


kPa

pulg de agua

Pérdida de presión debido a una contracción repentina Coeficiente para la pérdida de contracción (Ver MDP versión 1986, Sección 14); utilice un valor de la siguiente tabla 0.0 0.5

0.2 0.42

Areas aguas abajo Areas aguas arriba

0.4 0.34

0.6 0.25

0.8 0.15

m2 m2

1.0 0.0

pie2 pie2

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c.

Codos – Las pérdidas en codos son detalladas en la Figura 6. Para sistemas donde la altura de la chimenea es determinada por los requerimientos de tiro del horno, asuma el uso de codos angulares (miter bend) con placas deflectoras. Estas placas deben incluirse en la especificación de diseño. Para sistemas donde la altura de la chimenea es fijada por requerimientos locales (por ejemplo, control de contaminación), es decir, que el tiro disponible excede el tiro requerido, asuma el uso de codos redondeados con Rt/x = 0.5 y sin usar placas deflectoras.

d.

Intersecciones – Las intersecciones típicas de las corrientes de gases de combustión se muestran en la Figura 12, del documento PDVSA–MDP–05–F–02. Estas pérdidas son adicionales a las pérdidas de codos normales, expansiones y contracciones.

Silenciadores – Si se usan silenciadores, obtenga los datos de pérdidas de presión del fabricante. Estimación de la potencia del motor Utilizando la Ecuación (8) se puede estimar la potencia del motor en forma aproximada, la cual es de gran utilidad para determinar el consumo de servicios: P+

ǒ

F 49 (F v)corr HM N

Ǔ

Ec. (8)

donde:

ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ P (Fv)corr H M N F49

= = = = =

Consumo eléctrico aproximado Flujo de aire (de la Ecuación 4)) Cabezal estático del ventilador Factor de carga; use 1.05 Eficiencia estática del ventilador; use 0.70 = Factor cuyo valor depende de la unidades usadas

En unidades SI KW dm3/s kPa

En unidades inglesas HP pie3/min pulg de agua

9.96x10 –4

1.576x10 –4

La Ecuación (8) puede ser utilizada para estimar el tamaño del motor usando el flujo de aire y el cabezal estático en el punto nominal del ventilador.

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NOMENCLATURA

ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ En unidades SI

A A1 A2 dc

= = = =

Area superficial total o área de flujo Areas aguas arriba Areas aguas abajo Diámetro hidráulico equivalente (para un ducto circular con la misma pérdida de fricción) Porcentaje exceso de aire Combustible total requerido Factores cuyo valor depende de las unidades usadas Flujo volumétrico de aire Flujo volumétrico de aire a carga normal masa de gas de combustión/unidad de masa de combustible

EA Fg Fi

= = =

Fv Fvn

= =

FG

=

H

=

Cabezal estático

Hn

=

Cabezal estático a carga normal

K1

=

M N P Qf

= = = =

Coeficiente para la pérdida de contracción (Ver MDP versión 1986, Sección 14) Factor de carga del motor Eficiencia estática del ventilador Potencia aproximadad del motor Calor quemado (PCI)

R

=

Resistencia del sistema=Hn/(Fvn)

Sa

=

Tg

=

v

=

Gravedad específica del aire a la altitud en cuestión Temperatura de los gases de combustión en el punto en cuestión Volumen específico


m2/m m2 m2 m

pie2/pie pie2 pie2 pie

kg/s

lb/h

dm3/s dm3/s

pie3/min pie3/min

kg. gas de combustión/ kg combustible kPa

lb de gas de combustión/ lb de combustible pulg. de agua pulg. de agua

kPa

adimensional adimensional kW HP MW BTU/h pulg de agua kPa/(dm3/s)2 ǒpie 3ńminǓ

°C

°F

m3/kg aire seco

pie3/lb de aire seco



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ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ V1

=

V2

=

Wa

=

x y DPc

= = =

DPe

=

Velocidad de los gases de combustión aguas arriba de la expansión Velocidad de los gases de combustión aguas abajo de la expansión Flujo másico del aire

Profundidad del ducto Ancho del ducto Pérdida de presión debido a una contracción repentina Pérdida de presión debido a una expansión repentina

m/s

pie/s

m/s

pie/s

kg/s de aire seco m m kPa

lb/h de aire seco pie pie pulg de agua pulg de agua

kPa


F18 F29 F47 F48 F49

7

= = = = =

Ec. Ec. Ec. Ec. Ec.

(6) (6) (2b) (3) (8)

En unidades SI 273.15 0.176 0.344 10–3 9.96x10 –4

En unidades inglesas 459.6 0.1186 0.0008 60 1.576x10 –4

APENDICES Tabla 1 Figura 1 Figura 2 Figura Figura Figura Figura Figura

3.A 3.B 4 5 6

Información para la especificación de diseño del ventilador y el ducto Sistema de tiro forzado típico Curvas características típicas para ventiladores de tiro forzado con curva re–graficada del sistema de resistencia Curvas psicrométricas (unidades SI) Curvas psicrométricas (unidades inglesas) Velocidad del aire contra cabezal dinámico Cambio de la densidad del aire con la altitud Pérdidas de presión en codos





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TABLA 1. INFORMACION PARA LA ESPECIFICACION DE DISEÑO DEL VENTILADOR Y EL DUCTO VENTILADOR Designación: C– _____________________ Flujo normal de aire: _________________ kg/s (lb/h) de aire seco (Flujo de aire a carga normal del horno) Presión del aire a la entrada del quemador a flujo normal de aire: ___________kPa (pulg de agua) Condiciones ambientales para el diseño: Altitud: _______________m (pie) por encima del nivel del mar (para altitudes menores de 300 m (1000 pie), utilice el nivel del mar) Condiciones ambientales: (Use los valores presentados en las bases de diseño) Verano Invierno Temperatura, °C (°F)_______________ Humedad relativa, %_______________ Control de flujo de aire: Paletas guías de entrada variable (“Variable inlet guide vanes”) (se debe especificar el tipo de posicionador) Tipo de Motor: Velocidad constante (motor eléctrico o turbina de vapor) Paletas: Curveadas hacia atrás, sin sobrecarga Sellos del ventilador: Estándar del frabricante; las fugas deben tomarse en cuenta cuando se dimensiona el ventilador Punto nominal del ventilador – El flujo de aire debe ser de 115% el flujo normal y accesible a través del rango de las condiciones ambientales a una altitud local. Se debe añadir la concesión de fugas del ventilador o del ducto. – El cabezal estático debe ser 115% de la suma de (1) + (2), más abajo: (1) Presión de aire en la brida de entrada al quemador kPa (pulg de agua) (El valor que debe usarse es la presión del registro a carga máxima, consultar PDVSA–MDP–05–F–03) (2) Las pérdidas de presión calculadas a la entrada y salida del ducto basadas en flujo de aire normal y en arreglo final del ducto. Curvas de resistencia del sistema: Esta curva debe ser regraficada en base a las curvas características del ventilador. La resistencia del sistema se debe calcular basada en flujo normal de aire ypresión de aire a la entrada del quemador y pérdidas en el ducto a carga normal. DUCTO DE AIRE El ducto, siempre que sea posible, debe ser subterraneo La velocidad del aire en el ducto no debe exceder los 12 m/s (40 pie/s) Los ductos subterráneos deben ser: (1) Construidos de acero al carbón de por lo menos 5 mm (3/16 pulg) de espesor (2) Reforzado por rigidez. (3) Revestido externamente con por lo menos 50 mm (2 pulg) de aislamiento de 1300 a 1600 kg/m3 (80 a 100 lb/pie3) La entrada del ducto deben ser: (1) Elevada a 4.6 m (15 pie) por encima de la primera plataforma del horno (2) Provista con un protector contra lluvia En ductos de interconexión entre hornos se requieren reguladores de tiro con aislamiento. Los cálculos del arreglo final del ducto y la caída de presión deben ser suministrados para laaprobación del ingeniero propietario.




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Fig 1. SISTEMA DE TIRO FORZADO TIPICO


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Fig 2. CURVAS CARACTERISTICAS TIPICAS PARA VENTILADORES DE TIRO FORZADO CON CURVA RE–GRAFICADA DEL SISTEMA DE RESISTENCIA




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Fig 3.A. CURVAS PSICROMETRICA (UNIDADES SI)


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Fig 3.B. CURVAS PSICROMETRICA (UNIDADES INGLESAS) Fig 3.




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Fig 4. VELOCIDAD DEL AIRE CONTRA CABEZAL DINAMICO




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Fig 5. CAMBIO DE LA DENSIDAD DEL AIRE CON LA ALTITUD*




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Fig 6. PERDIDAS DE PRESION EN CODOS


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PDVSA N°

MDP–05–F–05

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REV.

FECHA

APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

PRECALENTADORES DE AIRE


PAG. REV. APROB.

APROB. APROB. FECHA

ESPECIALISTAS



TRANSFERENCIA DE CALOR HORNOS PRECALENTADORES DE AIRE Indice manual

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DIC.95


Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

4 ANTECEDENTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4

5 TIPOS DE EQUIPOS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

5

5.1 5.2 5.3

Precalentadores de aire regenerativos rotativos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Precalentadores de aire tubulares . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Precalentadores de aire de fluido circulante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

5 8 10

6 USOS DEL PRECALENTADOR . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

11

6.1 6.2

Consideraciones de los equipos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Costo y justificación económica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

11 12


13

7.1 7.2 7.3 7.4 7.5 7.6 7.7 7.8

Sistema global . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Precalentador de aire . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Soplado de hollín/lavado con agua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ducto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema de tiro forzado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema de tiro inducido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Reguladores de tiro de gas de combustión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Piezas de repuesto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

14 18 20 21 22 22 23 24

8 INSTRUMENTACION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

24

9 SISTEMA DE SEGURIDAD . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

25

10 PROBLEMA TIPO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

27

11 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

29

12 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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Tabla 1. Tabla 2. Tabla 3. Figura 1. Figura 2. Figura 3.

Consideraciones de seguridad en el diseño de sistema de precalentamiento de aire en fluidos de proceso . . . . . . . . . . . . . . . . Especificaciones típicas de un precalentador de aire . . . . . . . . . . . Especificaciones típicas del regulador de tiro . . . . . . . . . . . . . . . . . . Instalación típica del precalentador de aire . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Precalentador de aire del tipo regenerativo Ljungstrom . . . . . . . . . Dimensiones aproximadas del precalentador Ljungstrom . . . . . . .

31 33 35 36 37 38



Figura 4. Figura 5. Figura 6. Figura 7. Figura 8.


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Arreglo del precalentador de aire “DEKA” a prueba de corrosión . Sistema de precalentamiento de aire de fluido circulante . . . . . . . Esquema de un sistema de precalentador de aire del tipo regenerativo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Arreglos del ducto de aire precalentado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Balance de material para un sistema de precalentamiento típico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

39 40 41 42 43



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OBJETIVO Presentar información básica que pueda usarse en la evaluación de ofertas precalentadores de aire nuevos para hornos de proceso. Esta información cubre criterios de diseño que sean propietarios de PDVSA y sus filiales. El tema “Hornos”, dentro del area de “Transferencia de Calor”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA–MDP–


05–F–01


05–F–02


05–F–03

Hornos: Quemadores.

05–F–04 05–F–05

Hornos: Sistemas de tiro forzado. Hornos: Precalentadores de aire (Este documento).

05–F–06



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ALCANCE Este documento cubre los procedimientos necesarios para la selección, diseño y especificación de un sistema de precalentamiento de aire. También se incluyen excepciones a otros documentos, tales como el PDVSA–MDP–05–F–04, Sistemas de tiro forzado, las cuales son necesarias cuando se incorpora en el diseño del horno de proceso, un precalentador de aire.

3

REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso (versión 1986) S Vol VII y VIII, Sección 12 “Instrumentación” S Vol VIII y IX, Sección 15 “Seguridad en el diseño de plantas” Manual de Ingeniería de Diseño S PDVSA–MID–B–201–PR “Hornos de fuego directo” S PDVSA–MID–GB–205 “Ventiladores centrífugos” S PDVSA–MID–K–337: “Furnace instrumentation” S PDVSA–MID–L–TP–2.7 “Hornos de proceso: Requisición, análisis de ofertas y detalles de compra” S PDVSA–MID–SN–252: “Control de ruidos en equipos”





REVISION

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Manual de Ingeniería de Riesgo S PDVSA–IR–P–01 “Sistema de paradas de despresurizacion y venteo de equipos y plantas”

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emergencia,

bloqueo,

ANTECEDENTES Motivado al énfasis creciente sobre conservación de energía en los últimos años, el interés por instalar equipos de precalentadores de aire de combustión ha crecido. Este método de recuperar calor de desecho es uno de los dos métodos principales para optimizar la eficiencia térmica de equipos de combustión. El otro método es el de calderas de recuperación de calor de desecho. El consumo de combustible puede disminuir marcadamente mediante el precalentamiento del aire de combustión. En el precalentador, se transfiere calor de los gases de combustión ó de chimenea, al aire para la combustión, reduciendo la temperatura de salida de los gases de chimenea, y elevando la eficiencia térmica de todo el sistema del horno. Con sistemas de precalentamiento de aire, la temperatura de salida de los gases de chimenea está entre 163 °C (325 °F) y 177 °C (350 °F), y los niveles de eficiencia térmica pueden alcanzar de 90 a un 92% (basados en el poder calórico inferior del combustible). Cuando se quema gas con un contenido muy bajo de azufre, la temperatura de salida de los gases de chimenea puede ser tan baja como 121 °C (250 °F): en tales sistemas, la eficiencia térmica alcanzable ya no se mide por la diferencia de temperaturas entre los gases de combustión y los fluídos entrando al sistema. La temperatura de los gases de combustión saliendo del precalentador, la cual determina la eficiencia, debería ser lo más baja posible, sin producir corrosión de los elementos del precalentador, debido a la condensación de materiales corrosivos por la baja temperatura. El costo de un sistema de precalentamiento de aire debe justificarse por los ahorros en consumo de combustible. Además, mientras más alta sea la temperatura del aire de combustión, aumentará el nivel de NOx en los gases de combustión y, si se viola alguna regulación ambiental tratando de maximizar la eficiencia térmica, deberá añadirse algún tipo de control del contenido de NOx. El vendedor del horno deberá considerar el costo adicional de tal control de emisión de NOx, al evaluar económicamente el uso o no de un precalentador. Además del precalentador de aire, el sistema de precalentamiento de aire consiste de ventiladores de tiro forzado e inducido, ductos para el gas de combustión y el aire, cierre hermético, reguladores de tiro y controles especiales de seguridad e instrumentación. En la Figura 1. se presenta una ilustración de la instalación de un precalentador de aire.


PDVSA

TRANSFERENCIA DE CALOR HORNOS PRECALENTADORES DE AIRE

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TIPOS DE EQUIPOS Los precalentadores de aire disponibles actualmente incluye tres tipos básicos: 1. Rotativo/regenerativo, tal como el de Ljungstrom, Lugat y Rothemuhle. 2. Tubular, tal como el DEKA, Stierle, Air Industries, etc. 3. De fluido circulante. Todos estos equipos tienen ventajas/desventajas en instalaciones específicas. Los precalentadores de aire del tipo regenerativo y tubular tienen una historia de aplicación larga de la cual se ha obtenido experiencia muy valiosa. El sistema de fluido circulante ofrece experiencia de operación limitada y por lo tanto requiere de detalles del diseño mucho más precisos si va a ser utilizado. A continuación, se suministra una descripción de cada tipo de equipo y una lista de las principales ventajas/desventajas. Las comparaciones entre los precalentadores de aire del tipo regenerativo y tubular excluyen el uso de una sección de tubo de vidrio debido a que este equipo puede ser aplicado separadamente a cualquier tipo de precalentador de aire para la recuperación de calor de baja temperatura. También, se incluye una discusión del diseño del tubo de vidrio de la DEKA en la Subsección de “Precalentadores de Aire DEKA”.

5.1

Precalentadores de aire regenerativos rotativos Este precalentador de aire consiste de elementos metálicos que son enfriados y calentados alternadamente. El tipo más común de este tipo de precalentador es el Ljungstrom, el cual se muestra en la Figura 2. Los elementos metálicos están contenidos en un cilindro subdividido que rota dentro de la envoltura. Los gases calientes producto de la combustión fluyen a través de un lado de este cilindro y calienta los elementos, mientras que el aire a ser calentado fluye a través del otro lado. El cilindro gira y se transfiere calor desde los elementos calientes al aire frío. Los deflectores que subdividen el cilindro, al igual que los sellos entre el cilindro y la envoltura, limitan la cantidad de fugas del lado del aire al lado del gas de combustión. Esto se debe a que el aire está a una presión mayor que el gas de combustión, por lo que la fuga siempre es al lado de los gases. Esta fuga que es generalmente del 10–20% del flujo total, debe ser tomada en cuenta en el diseño del sistema de precalentamiento. Otros tipos de precalentadores regenerativos son los suplidos por Lugat y Rothemuhle. El diseño de Lugat es idéntico al de la Ljungstrom con la excepción de que éste utiliza superficies de transferencia de calor y sellos del aire/gas de combustión del tipo de la Rothemuhle. El diseño Rothemuhle es diferente al de los dos anteriores, ya que las cubiertas de aire de entrada y salida giran mientras que las superificies calientes permanecen estacionarias. El precalentador de aire se instala normalmente en la plataforma, adyacente al calentador. Aire del medio ambiente es forzado a través del calentador por medio





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de un ventilador de tiro forzado y es llevado por los ductos desde el precalentador a los quemadores del horno. Los gases de combustión calientes son llevados por medio de ductos desde el tope de la sección de convección al precalentador. Un ventilador de tiro inducido saca estos gases de combustión a través de la sección de convección, ductos y el precalentador, y los descargan en la chimenea. En este caso, se requiere un aumento en el área trazada por encima del calentador convencional debido al precalentador de aire, ventiladores y ductos. Ver la Figura 3. para las dimensiones típicas del precalentador Ljungstrom. Los precalentadores del tipo regenerativo se usan mucho en hornos de cargas calóricas muy grandes, y cuando se usan combustibles muy sucios, los cuales producen muchas incrustaciones o depósitos. Precalentador de aire Ljungstrom – La Figura 2. es una ilustración descriptiva de una unidad típica instalada horizontalmente. Este precalentador de aire puede ser suplido con tres materiales, dependiendo de la temperatura del gas de combustión y la posición dentro del precalentador; en el extremo caliente se utiliza normalmente acero dulce; las secciones intermedias pueden ser de acero “Corten o acero esmaltado”; las secciones frías son normalmente de acero esmaltado. La instalación puede ser horizontal o vertical. Las principales ventajas de este precalentador son: 1. Costo inicial relativamente bajo en comparación con los otros tipos. 2. Tamaño compacto, no requiere mucha área y el peso es relativamente liviano por lo que no requiere de fundación especial. 3. Fácil mantenimiento. 4. Aceptable para servicios con combustibles de alto azufre. 5. Puede ser limpiado por un solo soplador de hollín en el extremo frío. Para casos donde se espera ensuciamiento fuerte se puede instalar sopladores de hollín en ambos extremos tanto en el caliente como en el frío. 6. Pueden ser instalados para flujo horizontal de gas de combustión y aire, lo que facilita el arreglo del ducto en muchas aplicaciones. 7. Los daños por corrosión del elemento no contribuyen con las fugas. 8. El ensuciamiento no afecta significativamente a la transferencia de calor. 9. Se tiene alta experiencia internacional. Las principales desventajas de este precalentador son: 1. Altas fugas de aire de hasta 10–20%, las cuales aumentan con el tiempo de operación debido a la degradación de los sellos. 2. Para las unidades diseñadas, existe un ∆P del aire y del gas de combustión relativamente alto que contribuye a aumentar los costos operacionales del ventilador.




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3. Generalmente, los daños por corrosión son más altos que en precalentadores de aire del tipo tubular de hierro fundido. 4. Más propenso a ensuciamiento con depósitos fríos y pegostosos que imponen limitaciones por caída de presión y aumento de la corrosión. 5. Las unidades horizontales no pueden ser lavada con agua efectivamente y están sujetas a corrosión severa donde se colecta el agua de lavado en la parte más baja de la envoltura y los sellos. 6. Contiene partes móviles. 7. Diseños estándar limitados a una temperatura máxima de entrada de gas de combustión de 510°C (950°F) con diseños especiales disponibles para temperatura de hasta 675°C (1250°F). Este tipo de precalentador de aire es preferible para las aplicaciones de la refinería en comparación con los tipos tubulares de acero o hierro fundido, debido a su bajo costo, tamaño compacto y generalmente alta eficiencia térmica. Además, el tipo de precalentador de aire regenerativo/rotativo no sufre pérdidas significativas de transferencia de calor debido a recolección moderada de depósitos, ya que los mismos depósitos son los transmisores de calor entre el aire y el gas de combustión. En adición los daños por corrosión de la superficie de transferencia de calor no afecta las fugas, ya que la superficie no forma obstáculo entre el gas de combustión y el aire. Estas ventajas son anuladas por los costos altos de operación de calentadores de aire tipo rotativo causados por altas fugas de aire y alta tendencia de ensuciamiento, lo cual resulta en un aumento de la caída de presión del lado del gas de combustión. Por supuesto que la alta tendencia de ensuciamiento y reducción en limpieza también contribuye a mayores tasas de corrosión por depósitos. Adicionalmente, aunque las partes móviles de los precalentadores de aire del tipo rotativo experimentan pocas fallas, esto necesariamente reduce el factor de confiabilidad. Finalmente, aun cuando la mayoría de las aplicaciones de precalentamiento de aire no requieren la utilización de temperaturas del gas de combustión mayores de 510°C (950°F), ciertas aplicaciones han sido descartadas en el pasado debido a esta limitación. En precalentadores de aire del tipo regenerativo/rotativo propuestos para estas condiciones, es necesario suministrar un diseño especial del material y de los sellos, los cuales pueden incrementar significativamente el costo del precalentador de aire.



5.2


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Precalentadores de aire tubulares El precalentador de aire tubular normalmente consiste de un intercambiador de calor rectangular. En casi todos los diseños, el aire a ser precalentado es forzado a través de los tubos, mientras los gases calientes producto de la combustión pasan por fuera de los tubos. Los tubos generalmente tienen aletas para mejorar la transferencia de calor; algunos diseños utilizan tubos lisos o tubos de acero con aletas y otros utilizan tubos de hierro fundido con aletas. Para temperaturas del gas de combustión muy bajas en presencia de gases de combustión altamente corrosivos, algunos vendedores ofrecen tubos de vidrio. Los precalentadores de aire son instalados típicamente cerca de la plataforma al lado del calentador como se ilustra en la Figura 1. La principal ventaja del diseño de este tipo de precalentador siempre ha sido la ausencia de fugas y por lo tanto, una máxima recuperación de calor del gas de combustión. Sin embargo, este precalentador también ha afrontado problemas de alta corrosión del metal de los tubos si se reduce la temperatura muy por debajo del punto de rocío. Por otro lado, las unidades regenerativas/rotativas mantienen una temperatura mínima del metal más alta que los precalentadores tubulares a condiciones iguales de temperatura de salida, debido al ciclo continuo entre el gas de combustión y el aire. Esto fuerza normalmente la selección de una temperatura de salida de los gases mayor para los precalentadores tubulares sin tubos de vidrio y compensa los beneficios de eficiencia, los cuales pudieran ser reclamados debido a la ausencia de fugas. Los precalentadores de aire tubulares pueden soportarse en la plataforma o montarse por encima de la sección de convección del calentador. Cuando se soporta en la plataforma, los ductos y ventiladores son similares a aquellos utilizados por el precalentador de aire regenerativo. En el caso de los precalentadores de aire tubulares montados en el calentador, los gases de combustión pasan directamente del calentador a través del precalentador a la chimenea. En muchos casos, el ventilador de tiro inducido es eliminado. Sin embargo, se requiere el ducto para trasladar el aire frío desde el ventilador de tiro forzado hasta el precalentador y otro para el aire caliente de retorno a los quemadores. En algunos casos, el ventilador de tiro forzado puede ser montado en el tope del horno para eliminar los ductos largos desde el ventilador al precalentador. Normalmente, esto no es recomendado desde el punto de vista de mantenimiento y operación debido a la falta de fácil acceso. Existen numerosos diseños comerciales técnicamente aceptables de precalentadores de aire tubulares. Como una ilustración de este tipo de precalentador, a continuación se describe el precalentador de aire DEKA.




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Precalentador de aire DEKA – Este tipo de precalentador, dependiendo de la aplicación, consistirá de uno, dos o tres tipos diferentes de secciones de tubos, dos construidas con hierro fundido y una con tubos de vidrio. Unos tubos de hierro fundido se fabrican con aletas en las superficies tanto interna como externa y estos tubos se aplican en la zona caliente de los gases de combustión para obtener una máxima recuperación de calor. En la zona de temperatura intermedia de los gases de combustión, los tubos de hierro fundido se fabrican con aletas en la superficie externa (en contacto con los gases) y de esta manera se trata de mantener una temperatura del metal tan alta como sea posible. El tercer tipo de tubo de la sección consiste en tubos de vidrio de borosilicatos y se emplean cuando la temperatura del extremo frío es muy baja. En la Figura 4. se presentan todas las combinaciones de las instalaciones de estos tres tipos de precalentadores. A través de una aplicación apropiada de cada tipo de tubo de la sección, se puede mantener la temperatura del metal en o por encima de su punto de rocío. La sección de tubos de vidrio opera sin problemas de corrosión por debajo del punto de rocío, por lo que puede ser utilizada para alcanzar altas eficiencias térmicas. Los diseños de tubos de vidrio del pasado han dado un funcionamiento poco seguro debido primeramente a problemas de esfuerzo y restricciones del extremo del tubo, los cuales impiden la expansión térmica resultando un sobrepeso y rompimiento. Este problema ha sido superado en el diseño patentado de la DEKA (y “Air Industries”), debido a que los tubos sobresalen a través de la lámina sin restringir el extremo del tubo y son soportadas dentro de una empacadura de sello de teflón, sin problema de expansión térmica diferencial o ciclo térmico. El teflón también cubre la superficie del tubo expuesta a los gases de combustión para evitar la corrosión en la lámina de tubos. La sección de tubos de vidrio está disponible para ser utilizada en conjunto con otro tipo de precalentador que ya esté en servicio. La única limitación operacional de diseño del tubo de vidrio es que la temperatura diferencial entre los tubos de vidrio y el agua de lavado no debe exceder los 100°C (180°F) con el fin de evitar fallas del vidrio por choque térmico. Las ventajas del precalentador tubular DEKA pueden ser resumidas como sigue: 1. No hay fugas de aire. 2. El diseño del tubo de vidrio es aceptable. 3. Las secciones de hierro fundido pueden limpiarse con sopladores de hollín, lavado con agua y dejando caer pequeñas bolas de acero o perdigones a través del banco de tubos. 4. Menor tendencia a ensuciamiento debido a mayores espacios libres entre la superficie extendida. 5. Incorpora en el diseño flexibilidad dimensional.





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6. No tiene partes móviles. 7. Fácil mantenimiento. 8. Puede tolerar altas temperaturas de entrada del gas de combustión sin cambios en el diseño. Las principales desventajas de este tipo de precalentador incluye lo siguiente: 1. Más costosos que el tipo de precalentadores regenerativos. 2. Construcción voluminosa la cual requiere generalmente mayor espacio. 3. El ensuciamiento disminuye la transferencia de calor.

5.3

Precalentadores de aire de fluido circulante Este tipo de precalentador puede ser de dos formas: 1. Del tipo de fluido intermedio donde el fluido de transferencia de calor es circulado entre el ducto de los gases de combustión y el ducto del aire de combustión de tal forma que toma calor de los gases de combustión y lo descarga al aire de combustión. 2. Proceso de recuperación de calor de desecho utilizando una corriente del proceso, la cual puede ceder calor para precalentar el aire de combustión en un intercambiador adecuado. Con este sistema no se reduce significativamente la temperatura de la chimenea y por lo tanto se puede recuperar calor adicional de los gases de combustión, por ejemplo instalando una caldera para este calor de desecho. Un sistema típico de recuperación de calor de desecho del tipo de fluido intermedio se muestra esquemáticamente en la Figura 5. Este sistema es similar a un precalentador de aire tubular, excepto que el fluido intermedio es calentado con los tubos y no con el aire de combustión. El fluido es circulado al ducto de aire donde se utiliza otro intercambiador de calor para suministrar calor al aire de combustión. Las principales ventajas de este tipo de precalentador de aire son: 1. Son más adaptables estructuración.

potencialmente

a

situaciones

difíciles

de

2. Pueden ser usadas para mayor económica del transporte de calor de desecho en distancias largas reemplazando el ducto por tubería. 3. Provee fácil separación del calor de desecho recuperado para calentar el aire de combustión para hornos diferentes de los que se obtuvo el calor de desecho. Las principales desventajas del sistema de fluido circulante en adición a las experimentadas por otros tipos de precalantadores de aire tubulares son:




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1. Peligro potencial de incendio si ocurre rotura de tubos del lado aire y/o del lado de gases de combustión. El riesgo de peligro de incendio por rotura de tubo en la sección de convección aumenta con el uso de combustibles que contienen azufre. Sin embargo, una sección de convección de compensación reduce el peligro de incendio en los tubos de proceso. 2. Requiere una bomba de circulación que adiciona una fuente potencial de problemas, que posiblemente no fue considerada en la etapa de diseño del horno. 3. Requiere largo tiempo de arranque y fuerza–hombre adicional para establecer la circulación en todos los pasos paralelos. 4. Experiencia relativamente baja. 5. Limitado a la temperatura del aire precalentado de aproximadamente 345°C (653°F) debido a problemas de degradación del combustible. 6. Los tubos con aletas comúnmente suplidos con estos sistemas no pueden ser limpiados efectivamente por los sopladores de hollín. Los tubos sin revestir generalmente no son usados debido al costo, lo que hace a este tipo de diseño menos competitivo. Debido al problema potencial de seguridad con los precalentadores de aire de este tipo, y debido a la falta de experiencia que se tiene con este tipo de diseño, se ha desarrollado una lista de consideraciones las cuales deben ser incorporadas en las aplicaciones de este equipo. Estas consideraciones están resumidas en la Tabla 1 e involucra las siguientes áreas: 1. Minimización de fugas potenciales que puedan ocurrir. 2. Tipo aceptable de fluidos circulantes. 3. Procedimientos de operación. 4. Equipo de seguridad e instrumentación. 5. Suposiciones básicas para los cálculos relacionados con las fugas de tubos. La lista de consideraciones de diseño fue primeramente desarrollada para el caso de recuperación de calor de desecho de una corriente del proceso. Por lo tanto, puede que no sea enteramente aplicable a casos de fluidos intermedios, especialmente en el caso que se necesite instalar un analizador de vapores de hidrocarburos en la corriente de aire de combustión.

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USOS DEL PRECALENTADOR 6.1

Consideraciones de los equipos Hornos – Generalmente es necesario hacer un estudio económico para cada caso a fin de determinar el retorno de la inversión incremental del precalentador.




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Sin embargo, los precalentadores de aire deben considerarse en situaciones que llenen todas o la mayoría de las siguientes condiciones: 1. La temperatura del gas en la chimenea para un horno sin precalentador de aire debe ser mayor que 290°C (550°F) (es decir, la temperatura de entrada al serpentín es 345°C (650°F)). 2. El costo de combustible es mayor de $1.9/GJ (2$/MMBTU) (relativo a (1979 US o a los costos de construcción europeos) (Criterio a ser corroborado por los grupos de Evaluación Tecnico–Económica ó equivalente de la filial correspondiente). 3. El calor absorbido por el horno es mayor que 30 MW (100 MMBTU/h) (o una carga térmica (Duty) combinada de 45 MW (150 MMBTU/h) para un grupo de calentadores). 4. Se debe usar un sistema de tiro forzado, independientemente de que se instala o no un precalentador. 5. El retorno sobre la inversión incremental es de 20% o más, antes de impuestos. (Criterio a ser corroborado por los grupos de Evaluación Tecnico–Económica ó equivalente de la filial correspondiente). Debido a que cada una de esta condiciones afecta los ahorros potenciales de combustible y/o la inversión, un retorno satisfactorio en base a la inversión es posible aún si aparece un factor antieconómico. Por ejemplo, un precalentador de aire puede ser económicamente justificado para un horno pequeño si el costo de combustible es demasiado alto. Calderas – Los precalentadores de aire normalmente no han sido usados en calderas en refinerías y en plantas químicas debido a otros medios de recuperación de calor, tales como economizadores que son generalmente más económicos. Sin embargo, se debe investigar la economía con la utilización de un precalentador de aire además del economizador debido a los aumentos en el precio del combustible.

6.2

Costo y justificación económica El costo incremental de un horno con precalentador de aire en comparación con los hornos convencionales normalmente se justifica por el ahorro en combustible obtenido por medio de la reducción de la temperatura del gas de la chimenea. Ahorros de combustible – Para un horno sin precalentador de aire la temperatura del gas de la chimenea (y la eficiencia y quema de combustible) se determina adicionando la temperatura de aproximación económica a la temperatura de entrada del serpentín. Para un horno con precalentador de aire, la temperatura del gas de combustión a la salida del precalentador (no corregida por fugas) es usada para determinar la cantidad de calor recuperado. La temperatura de salida del gas de combustión debe ser la temperatura más baja, como lo desarrollado bajo las Consideraciones de Diseño.



6.2.1


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Inversión 1. Precalentador – Los costos aproximados para precalentadores de aire deben ser obtenidos de los vendedores. Cuando el tamaño específico del precalentador es determinado después que el diseño del horno, los costos pueden ser confirmados con el vendedor. 2. Hornos – La adición de un precalentador de aire, transfiere calor de la sección de convección a la sección de radiación, lo cual tiende a reducir los costos de inversión del horno. Además, el sistema normalmente está diseñado para una cantidad máxima de precalentamiento. De esta manera, el gas de combustión que sale de la sección de convección está a su máxima temperatura, lo cual resulta en una temperatura aproximadamente alta en la sección de convección. Esto además reduce la inversión del horno. El problema del ejemplo dado en este documento ilustra el comportamiento relativo de las secciones de radiación y convección de los hornos con o sin precalentadores. 3. Sistema de tiro forzado – Muchos hornos tendrán sistemas de tiro forzado, dependiendo de si se usa o no aire precalentado. En estos casos, sólo los costos aplicables al sistema de precalentamiento del aire se incluyen en la justificación. Esto comprende lo siguiente: a.

Un ventilador de tiro forzado de mayor capacidad, debido a la caída de presión adicional del precalentador (y fugas a través de los precalentadores del tipo regenerativo).

b.

Ducto adicional el cual debe ser más largo debido al gran volumen de aire de alta temperatura. Este ducto también debe ser diseñado mecánicamente para esta alta temperatura.

c.

Los quemadores normalmente son más costosos que los usados cuando el aire es frío, debido a que se requieren materiales de más alta calidad.

4. Sistema de tiro inducido – El sistema de tiro inducido generalmente es requerido como un resultado directo de usar precalentadores de aire. A menos que se requiera que la chimenea esté soportada al piso como es el caso de los hornos convencionales (por ejemplo, para reducir la contaminación), el costo adicional de la chimenea en comparación con la chimenea soportada al horno debe también ser incluida.

7

CONSIDERACIONES DE DISEÑO La mayoría de las consideraciones de diseño de un precalentador de aire están relacionadas con los efectos que su inclusión produce en el sistema del horno de proceso a comprar modificar. A continuación se discute más profundamente ese tema.



7.1


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Sistema global Protección contra la corrosión por temperatura fría – La temperatura del gas de combustión a la salida del precalentador (no corregida por fugas de aire frío en el caso de precalentadores regenerativos) determinará la eficiencia total del sistema. Esta temperatura debe ser tan baja como sea posible sin riesgos significativos de corrosión en los elementos del precalentador de aire por baja temperatura. La temperatura del gas de combustión a la salida del precalentador estará influenciada por la temperatura del aire a la entrada y el porcentaje máximo de quema de combustible del horno. En general, si tanto la temperatura de aire a la entrada como la cantidad de combustible que se quema son bajos, esto resultará en una temperatura baja del gas de combustión a la salida. A fin de unificar los cálculos se asume una temperatura de entrada del aire de 15°C (60°F), sin embargo, esta temperatura puede que no sea representativa en climas más fríos. Además, algunos equipos (tales como termoreactores) operan a alta capacidad por períodos largos, lo que puede resultar en temperaturas del gas de combustión a la salida menores que el diseño. Los métodos que pueden utilizarse para aumentar la temperatura del extremo frío del metal y que tomen en cuenta las variaciones de la temperatura del medio ambiente y la cantidad de combustible que se quema, incluyen lo siguiente: 1. Usar un calentador vapor/aire para precalentar el aire frío antes del precalentador gas de combustión/aire. 2. Un desvío de aire frío que limite la temperatura mínima del gas de combustión del precalentador de aire. 3. Un desvío de aire caliente que regrese al lado frío para aumentar la temperatura a la entrada del precalentador de la misma forma que el calentador vapor/aire. El desvío de aire frío (Punto 2) es un lineamiento unificado en todos los tipos de instalaciones de precalentadores de aire. Sin embargo, la adición de los Puntos 1 y/o 3 para aumentar la temperatura del metal en precalentadores tubulares, puede requerir gastos injustificados y/o complicaciones por lo que debe ser evaluado dependiendo de la aplicación del precalentador de aire. En adición a la corrosión del calentador de aire, se debe considerar la corrosión aguas abajo del ducto, ventilador de tiro inducido y chimeneas. La temperatura mínima del gas de combustión a la salida de la chimenea debe estar en o por encima del punto de rocío. El establecer la temperatura del gas de combustión a la salida de la chimenea permite calcular la temperatura mínima a la salida del precalentador (corregida por fugas, de estar presentes), tomando en cuenta las pérdidas de calor en el ducto y la chimenea. En las instalaciones donde el arreglo no está bien definido durante las etapas de diseño, se sugiere que la temperatura




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del gas combustible a la salida del precalentador sea estimada en unos 28°C (50°F) por encima de la temperatura del punto de rocío medido. En casos donde más de un equipo descarga a una chimenea común, la chimenea y el ducto de cada equipo deben evaluarse separadamente, basándose en condiciones individuales de la temperatura del gas de combustión. En tales casos es posible bajar la temperatura del gas de combustión de un horno en particular al punto de rocío si la temperatura de la mezcla en la chimenea está por encima al punto de rocío. El ducto aguas abajo del precalentador de aire preferiblemente debe tener, externamente, material aislante con un mínimo de 50 mm (2 pulg) de lana mineral o estar internamente revestido con un mínimo de 50 mm (2 pulg) de refractario fundido para mantener las temperaturas de la superficie interna cerca de la temperatura del gas de combustión. De igual forma, el ventilador de tiro inducido debe estar aislado externamente con un mínimo de 50 mm (2 pulg) de lana mineral. La protección de la chimenea depende del tipo de chimenea y del tipo de horno al cual está conectada. Los siguientes puntos suministran lineamientos, pero se deben desarrollar recomendaciones específicas en cada caso, consultando con los grupos de apoyo correspondientes: S Las chimeneas de acero o ductos de acero que aceptan gas de combustión de un solo horno o en combinaciones con calderas y otros hornos, deben estar: – Internamente aislada con un mínimo de 50 mm (2 pulg) de por lo menos 960 kg/m3 (60 lb/pie3) de refractario fundido para asegurar protección contra incendio por rotura del tubo del calentador. S Las chimeneas de ladrillos que aceptan gas de combustión de hornos y/o calderas. – Generalmente requiere revestimiento con ladrillo ácido. S Las chimeneas de acero y/o los conductos de acero que aceptan gas de combustión de calderas solamente, deben estar: – Aisladas externamente con un mínimo de 50 mm (2 pulg) de lana mineral o alternadamente revestida en la parte interna con un mínimo de 50 mm (2 pulg) de 960 kg/m3 (60 lb/pie3) de refractario fundido. Temperatura de salida en precalentador del tipo regenerativo – En el precalentador regenerativo, las elementos extremos fríos se mueven entre la temperatura del gas de combustión a la salida y la temperatura del aire a la entrada. La temperatura mínima recomendada está basada en el promedio de estas dos temperaturas y en la cantidad de azufre en el combustible de acuerdo con la siguiente tabla:




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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Azufre en el combustible g/kg

5 (0.5 % en peso) 10 (1% en peso) 15 (1.5% en peso) 20 (2 en peso 25 (2.5% en peso)

Temp. del extremo Frío recomendado, (no corregida) °C 70 95 100 105 110

°F 160 205 215 225 235

Temp. resultante del gas de combustión a la salida (corregida) basado en 15°C (60°F) Temp. del aire °C °F 125(70x2–15=125) 260 175 350 185 370 200 390 210 410

Basado en estas temperaturas recomendadas (no corregidas por fugas) se esperan obtener los diseños del precalentador que requieran sólo un mantenimiento mínimo, principalmente limitada a los elementos extremos fríos. Debido a que la esmaltadura de estos elementos es relativamente económica, se recomienda esta protección para reducir aun más el mantenimiento. También se recomienda la protección adicional de los extremos calientes en su especificación.

Las temperaturas extremos frías promedio del precalentador tan bajas como 80°C (175°F) (por ejemplo, temperatura de salida gas de combustión = 145°C (290°F)), pueden ser especificadas para obtener mayor eficiencia del horno cuando se usan combustibles que contienen 10 g/kg (1% en peso) de azufre o más. Sin embargo, se necesitan materiales resistentes a la corrosión en el precalentador, por lo que se requiere mayor mantenimiento. Temperatura de salida en precalentadores del tipo tubular – En el diseño de un precalentador de aire es importante eliminar la corrosión con el fin de prevenir paradas no programadas y el mantenimiento intensivo. A diferencia del precalentador de aire regenerativo, la corrosión en el precalentador de aire tubular puede ser muy severa, ya que la falla de un tubo provee fuga de aire intolerable o causa un incendio en el caso de diseños de fluidos circulantes. Si se desea que la operación con las superficies de transferencia de calor esté en o por debajo del punto de rocío del gas de combustión, el único equipo recomendado es una sección de extremo frío con tubo de vidrio ofrecida por la DEKA. Temperatura de salida de la sección de convección – El sistema debe ser diseñado para la cantidad máxima de precalentamiento de aire, ya que el costo debido al incremento del sistema de precalentamiento es relativamente pequeño. Además, los costos del calentador se minimizan debido a la alta temperatura de aproximación en la sección de convección. Como la temperatura del gas de combustión a la salida de la sección de combustión está relativamente alta, el espesor del refractario en la cámara y en el ducto debe ser aumentado con respecto al espesor utilizado normalmente sin recuperación de calor aguas abajo con el fin de mantener la conservación de calor.





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Generalmente, los precalentadores de aire tubular no están limitados por altas temperaturas de entrada del gas de combustión. Sin embargo, en la mayoría de los casos, es deseable limitar las temperaturas del aire precalentado a 540°C máx. (1000°F), lo cual es equivalente a una temperatura del gas de combustión de aproximadamente 705°C (1300°F) (asumiendo una temperatura del gas de combustión a la salida de 205°C (400°F)). Para los precalentadores regenerativos, la temperatura máxima del gas de combustión saliendo de la sección de convección (entrando al precalentador) debe normalmente ser entre 480 y 510°C (900 y 950°F). La temperatura resultante del aire precalentado a los quemadores es de 345 a 370°C (650 a 700°F) (asumiendo una temperatura del gas de combustión a la salida de 205°C (400°F)). Estos niveles de temperatura permiten el uso de materiales convencionales en el precalentador. Para aplicaciones especiales, el precalentador regenerativo puede ser diseñado para temperaturas de entrada del gas de combustión tan alta como 675°C (1250°F), si los materiales, los diseños de sellos, etc. son los adecuados. Requerimiento total de combustible – Debido al equipo adicional en el sistema de precalentamiento de aire, las pérdidas totales por radiación serán mayores que en calentadores convencionales. Para hornos con más de 30 MW (100 MMBTU/h) de calor absorbido utilice: Fg = 1.015 Fn (diseños nuevos) Fg = 1.025 Fn (diseños renovados) donde:

ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ Fg Fn

= Combustible total requerido = Combustible neto requerido

En unidades SI kg/s kg/s

En unidades inglesas lb/h lb/h

Condiciones de diseño/alternativas – El sistema también debe ser diseñado para operar a temperatura ambiente con el precalentador y el ventilador de tiro forzado desviados. El horno debe ser diseñado basado en condiciones normales de operación con el aire precalentado y verificando para el caso del aire a temperatura ambiente a 100% de capacidad calórica con todos los quemadores en operación. No es recomendable que el sistema de tiro forzado sea especificado basado en estas condiciones de operación. Sin embargo, en situaciones donde la capacidad del horno este restringida bajo condiciones operacionales, esto se debe enfatizar en las especificaciones de diseño y en los procedimientos de operación.




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Efectos en el diseño del horno El calor disponible del combustible que se quema (y la temperatura de los productos de combustión) se aumenta por la entalpía del aire precalentado. De esta manera, el uso del aire precalentado aumenta directamente el calor de radiación del horno en una cantidad igual al aire precalentado. Para propósitos de diseño, las mismas relaciones de transferencia de calor de la sección de radiación son usadas en aplicaciones de precalentamiento de aire al igual que en diseños con aire a temperatura ambiente. Por lo tanto, se pueden usar las mismas curvas de temperatura de pared divisoria/densidad calórica de radiación (para hornos de proceso, Figuras 1 a 5 en PDVSA–MDP–05–F–02). Excepto por lo modificado en este documento, todos los otros criterios de diseño del horno usados en diseños convencionales no cambian. El comportamiento de la sección de convección reducida en hornos con aplicaciones de precalentamiento de aire debe hacer posible el ajuste del comportamiento en no más de ocho filas de tubos de convección y, por lo tanto, eliminar la necesidad de una segunda fila de sopladores de hollín normalmente requerida en hornos convencionales. En el problema del ejemplo se ilustran los tamaños relativos de las secciones de radiación y convección del horno con o sin precalentador de aire.

7.2

Precalentador de aire Dimensiones básicas para hornos – En vista de que el diseñador del horno debe tomar en cuenta las condiciones operacionales del precalentador de aire, el tamaño del precalentador debe ser aproximadamente establecido durante la etapa de diseño del calentador. La mayoría de los precalentadores de aire son unidades patentadas, construidas en tamaños uniformes y deben ser evaluadas por el vendedor, dependiendo de las condiciones específicas de diseño. La siguiente información es requerida por el vendedor para seleccionar el tamaño del precalentador y establecer las condiciones operacionales del mismo: 1. Temperatura del gas de combustión deseada saliendo del precalentador (no corregida). Una vez que esta temperatura haya sido determinada, las otras condiciones listadas más adelante pueden ser determinadas fácilmente. 2. Temperatura y flujo del gas de combustión a la entrada del precalentador. 3. Flujo de aire requerido en los quemadores (por ejemplo, abandonando el precalentador). 4. Temperatura ambiente del aire para el diseño térmico (generalmente 15°C (60°F)).




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5. Caída de presión diferencial aproximada a través del precalentador (para precalentadores de aire del tipo regenerativo). Esta es usada para determinar fugas en el precalentador y es igual a la presión del aire a la salida del precalentador (presión máxima del quemador más pérdidas en el ducto), más el tiro requerido por el gas de combustión a la entrada del precalentador (generalmente del orden de 0.4 kPa (1.5 pulg de H2O)). Generalmente, las condiciones del precalentador son muy parecidas a las deseadas, por lo que se requieren pocos cálculos para obtener las especificaciones de diseño. Frecuentemente, algunos precalentadores de un fabricante en particular se adaptan a los requerimientos, cada uno con alguna pequeña diferencia en comparación con las condiciones de operación. El diseñador del horno debe escoger el precalentador más apropiado tomando en cuenta el tamaño del precalentador (costo), caída de presión, temperatura, etc. En todo caso, se recomienda que la especificación de diseño del precalentador de aire sea abierta en cuanto al tipo, con el fin de permitir licitaciones competitivas para este equipo. En la Tabla 2 se presenta una especificación típica general. Si el tipo de precalentador de aire debe ser definido en la etapa de diseño, el tamaño del precalentador seleccionado debe especificarse en el diseño junto con las principales condiciones operacionales. Algunas condiciones operacionales dependen directamente del diseño del horno, mientras que otras dependen del precalentador y deben ser indicadas como aproximaciones. Esta última incluye las temperaturas del aire y del gas de combustión saliendo del precalentador, fugas y caída de presión. En vista de que el vendedor del precalentador normalmente ofrece su equipo como un sub–suplidor al vendedor del horno, esos datos deben ser confirmados por el vendedor del precalentador a través del vendedor del horno. Por lo tanto, la especificación del diseño debe incluir: “El vendedor del horno debe incluir un conjunto de datos completos del funcionamiento del precalentador y una garantía del funcionamiento en la propuesta”. Dimensiones básicas para la reconstrucción de hornos – En las instalaciones reconstruidas es muy difícil escoger las condiciones correctas basándose en la economía del proyecto y las dimensiones del precalentador de aire. En muchos casos, la temperatura del gas de combustión en la chimenea, el exceso de oxígeno y el flujo de gas de combustión varía considerablemente con respecto a las condiciones del diseño original debido al ensuciamiento de la sección de convección, condiciones modificadas del proceso, altas fugas de aire, etc. Para asegurarse que la instalación de un precalentador de aire (u otro tipo de recuperación de calor) es la alternativa más económica, se hace necesaria verificar una medición alta de la temperatura de la chimenea. Esto se hace comprobando las lecturas con TI temporales y simulando en el computador al horno para compararla con los datos de campo. Se debe cuestionar seriamente




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las altas temperaturas medidas en las chimenea si la simulación del computador está en desacuerdo con los valores medidos. En tal caso, se puede incrementar la efectividad del soplado de hollín y/o reducir el exceso de O2 con el fin de recuperar un porcentaje grande del calor potencial absorbido por el precalentador de aire sin inversión adicional. Para efectos de simulación del horno, están disponibles los programas FH–0 del HTRI, y FRNC–5 de PFR. Cuando se han verificado los datos de campo y el proyecto se justifica, es necesario definir una condición normal de operación y una condición mínima y máxima de operación. La condición máxima de operación debe ser consistente con los límites del diseño actual, tales como flujo de calor máximo y, generalmente, no se espera un incremento en la capacidad de la unidad como un resultado de añadir facilidades para precalentador de aire. En muchos casos, el tamaño del precalentador de aire, al igual que los auxiliares, tales como quemadores, ventiladores de tiro inducido y forzado están basados bajo las condiciones máximas de operación. Sin embargo, si la condición normal de operación es significativamente menor que la máxima y esta última pudiera ocurrir con poca frecuencia, es preferible diseñar para la condición de máxima operación, pero construir con suficiente flexibilidad, tal como especificar dos motores de velocidad variable para los ventiladores. La condición mínima de operación es importante para definir las temperaturas mínimas esperadas del gas de combustión a la salida del precalentador de aire y la necesidad de instalar desvíos del aire o del gas de combustión o reducción en la superficie de transferencia de calor del precalentador. Es importante obtener licitaciones competitivas para instalaciones en reconstrucción al igual que en instalaciones nuevas a fin de obtener el costo más bajo posible.

7.3

Soplado de hollín/lavado con agua En todos los casos donde se quema aceite combustible, el precalentador debe ser equipado con sopladores y facilidades de lavado con agua. Estas facilidades no son requeridas normalmente en instalaciones que queman gas combustible. Los precalentadores tipo regenerativo están equipados con sopladores especiales provistos por el fabricante. Las facilidades de lavado con agua también son provistas por el fabricante y pueden consistir de una combinación sopladores/agua de lavado y/o una boquilla múltiple para rociar agua permanentemente instalada en el ducto inmediatamente aguas arriba y/o la sección aguas abajo del precalentador de aire. Las facilidades de soplado y lavado con agua en los precalentadores tubulares es similar a las utilizadas en la sección de convección de un horno.




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Los requerimientos de soplado con vapor para los precalentadores de aire regenerativos varían entre los fabricantes, pero típicamente estos requerimientos son de 0.25 kg/s (2000 lb/h) por soplador y una presión de 1800 kPa (250 psig). Los precalentadores de aire tubulares están típicamente equipados con sopladores retractables requeriendo 1.25 kg/s (10000 lb/h) y 1800 kPa (250 psig) de vapor. Los requerimientos de lavado con agua dependen del tamaño del precalentador de aire y pueden variar desde 2.5 dm3/s (40 gal/min) para un precalentador dimensionado para un calentador de 15 MW (50 MMBTU/h) hasta 25 dm3/s (400 gal/min) para un calentador de 90 MW (300 MMBTU/h). El lavado del precalentador de aire debe ser utilizado con el precalentador desviado para minimizar los efectos de choque térmico en el precalentador, ducto etc. El drenaje del agua de lavado normalmente puede ser enviado al sistema de tanquillas de la refinería. Si este sistema no puede tolerar material ácido o si las regulaciones ambientales locales requieren la neutralización del ácido, se debe realizar un tratamiento de esta agua de lavado.

7.4

Ducto El ducto debe ser provisto para ambas corrientes, el gas de combustión y el aire. Un esquema típico del ducto se muestra en la Figura 6. Para el diseño de este ducto se debe considerar lo siguiente: 1. El ducto debe ser dimensionado para una velocidad del gas de 15 m/s (50 pie/s). 2. Paletas deflectoras deben ser usadas en todos los ductos de sección transversal rectangular (excepto en el ducto de salida de los quemadores) incluyendo la entrada a la chimenea. 3. Se debe proveer un ducto de desvío alrededor del lado del aire del precalentador. Además de su uso al desviar completamente el precalentador, este ducto se utiliza para controlar la temperatura del gas de combustión a la salida minimizando corrosión en el precalentador causada por condensación en el lado del gas de combustión a bajas cargas o a bajas temperaturas del aire. (También se puede instalar un serpentín de vapor a la entrada del precalentador para evitar la temperatura baja del aire). 4. Se debe proveer de un ducto de desvío para la chimenea del gas de combustión. Este es usado para desviar el precalentador y el ventilador de tiro inducido. 5. Se deben especificar reguladores de tiro en el ducto como lo discutido en una de las secciones anteriores. 6. Las especificaciones de diseño deben requerir que el precalentador y los ventiladores sean protegidas de expansión térmica del ducto por inclusión de juntas de expansión.




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7. Como lo indicado en la Figura 7., el ducto de distribución de tiro forzado debe estar ubicado por encima del piso de acuerdo con una de las configuraciones presentadas. Ductos subterráneos de aire caliente son aceptables pero son mucho más costosos y sólo son requeridos para satisfacer arreglos poco usuales. Otros tipos de ductos subterráneos no son aceptables debido a su estructura y seguridad.

7.5

Sistema de tiro forzado El sistema de tiro forzado y los ventiladores son especificados en la misma manera que los hornos, usando aire a temperatura ambiente, tal y como lo indica el con los siguientes puntos adicionales: documento PDVSA–MDP–05–F–04, 1. La caída de presión del precalentador de aire debe incluirse en el sistema de caída de presión. 2. Las fugas del precalentador de aire, si las hay, deben ser sumadas al aire requerido en los quemadores para determinar el flujo normal de aire del ventilador. 3. Se debe especificar una condición alterna del ventilador que cubra la operación del horno con el precalentador desviado. Esta condición requiere un aumento en el flujo de aire a baja presión.

7.6

Sistema de tiro inducido Presión de operación – El horno opera como un sistema de tiro balanceado. El tope de la sección de radiación siempre debe ser mantenido a una presión ligeramente negativa. Una presión positiva causará fugas de los gases calientes a través de aberturas de la cubierta del horno ocasionando daños a la estructura del mismo. El tiro requerido a la entrada del precalentador incluye lo siguiente: 1. Tiro en el tope de la sección de radiación del horno (normalmente 0.025 kPa (0.1 pulg de agua). 2. Caída de presión de la sección de convección. 3. Caída de presión del ducto. 4. Efecto “reverso” de la chimenea en el ducto descendente de la sección de convección al precalentador. Ventilador de tiro inducido – El ventilador de tiro inducido debe suplir el tiro requerido a la entrada del precalentador, más la caída de presión del precalentador, menos el tiro disponible en la chimenea. El flujo normal en el ventilador es igual al flujo de gas de combustión a través del precalentador, más las fugas del precalentador. La información requerida del ventilador de tiro inducido en la especificación de diseño es la misma que la requerida por el ventilador de tiro forzado con las siguientes consideraciones adicionales:




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1. Los cojinetes del ventilador deben ser enfriados con agua. 2. El ventilador debe ser aislado externamente para protección del personal y de las condiciones del tiempo frías. 3. El diseño mecánico y la capacidad del ventilador debe estar basada en una temperatura de 10°C (50°F) por encima de la temperatura de salida del precalentador (incluyendo fugas del precalentador). 4. El punto nominal (rated point) del ventilador debe ser 125% del flujo normal y 150% del incremento en la presión normal. (Los ventiladores de tiro forzado usan 115/115%).

7.7

Reguladores de tiro de gas de combustión Estas compuertas son un recurso constante de importancia cuando las condiciones operacionales requieren de disparos rápidos. Esta compuerta está garantizada para suministrar fugas menores de 1% y operan libremente aun en ambientes sucios. El cierre hermético es provisto a través del uso de un listón de cierre a lo largo de las extremidades de las aletas. Estos sellos son fabricados de acero inoxidable y se parecen a un resorte metálico de lámina flexible el cual se ajusta a las irregularidades de su superficie apareada cuando está en la posición cerrada. Los cojinetes están aislados totalmente de la corriente de gas de combustión, y son del tipo no lubricante construidos con materiales resistentes a la corrosión. En instalaciones reconstruidas, si se instala una nueva chimenea y la chimenea existente es mantenida para la operación a aire ambiente, el aislamiento de esta última chimenea debe estar acompañada por la instalación de una compuerta en el punto donde el gas de combustión es desviado a los precalentadores de aire. Las compuertas instaladas en el tope de la chimenea descontinuada atrapa gas de combustión estancado, el cual es bajo en temperatura por pérdidas de calor y produce daños severos y rápidos de corrosión debido al ácido sulfúrico. La experiencia ha demostrado que el deterioro de las chimeneas ciegas en esta forma es mucho más severa que las chimeneas abiertas a la atmósfera con muy poco o sin ningún flujo de gas de combustión. En la Tabla 3 se muestra una especificación típica de una compuerta. Nótese que algunas compuertas son abiertas automáticamente. Otras compuertas son usadas sólo para aislamiento, por lo que pueden ser del tipo guillotina. En la Figura 6. se muestran las posiciones de la compuerta para un sistema típico de precalentamiento de aire.


PDVSA


.Menú Principal

7.8

Indice manual

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Piezas de repuesto El precalentador de aire no debe tener otro de repuesto, ya que el horno es generalmente diseñado para operar a máxima capacidad a condiciones de aire a temperatura ambiente con el precalentador desviado. Por supuesto que la eficiencia se reduce grandemente durante este período. Como se discutió en el documento PDVSA–MDP–05–F–04, el ventilador de tiro forzado tampoco debe tener otro ventilador de repuesto. En unidades críticas, se pueden considerar dos ventiladores de 50% para aumentar la confiabilidad. Por otro lado el ventilador de tiro inducido tampoco debe tener otro ventilador de repuesto, ya que el gas de combustión puede ser desviado directamente a la chimenea.

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INSTRUMENTACION La siguiente instrumentación debe ser provista en los sistemas de precalentamiento de aire. Esta instrumentación es adicional en comparación a la requerida en un horno convencional de tiro forzado y por lo general se muestra en la Especificación de Diseño del diagrama de flujo. Además, la instrumentación debe mostrarse en la Especificación de Diseño de la sección del horno, en el diagrama del sistema de precalentamiento de tal forma que puedan ser ubicados adecuadamente. En la Figura 6. se muestra un dibujo esquemático de un sistema típico de precalentamiento de aire con la adecuada instrumentación. Lado aire (sistema de tiro forzado) Indicadores de temperatura – A la salida del precalentador, aguas abajo del ducto de desvío de aire para medir la temperatura de la mezcla. Indicadores manométricos de tiro – En cada lado del precalentador y en el ducto de distribución de los quemadores. Lado gas de combustión (sistema de tiro inducido) Indicadores de temperatura/alarmas 1. A la entrada y salida del precalentador. 2. Alarma por alta temperatura a la entrada del precalentador, para indicar temperaturas excesivas del gas de combustión que pueden dañar el sistema de precalentamiento de aire. 3. Alarma por baja temperatura a la salida del precalentador, para indicar problemas de corrosión en el extremo frío.




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Indicadores manométricos de tiro 1. A la entrada y salida del precalentador. 2. A la salida del ventilador de tiro inducido. 3. Aguas arriba y aguas abajo del ducto de desvío del gas de combustión.

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SISTEMA DE SEGURIDAD Los siguientes puntos son requeridos para proteger el horno y el sistema de precalentamiento de aire. Sistema de combustible Indicadores de presión, disparos y alarmas (Ver PDVSA–IR–P–01). Lado aire (sistema de tiro forzado) Se requiere de un disparo por baja presión diferencial (PdLCO) u otro dispositivo para indicar pérdidas de flujo de aire de combustión (Ver PDVSA–MID–K–337). En los hornos con quemadores de tiro natural, el horno puede mantenerse en servicio utilizando un regulador automático en el ducto de aire accionado por el PdLCO. Si esta compuerta falla (no abre) se debe disparar la unidad. Lado gas de combustión (sistema de tiro inducido) Se requiere una alarma por alta temperatura (THA) a la entrada del ventilador de tiro inducido para protección del mismo (y el del precalentador). Esto indicará fallas del precalentador (no rotativo) o combustión retardada en el precalentador. También se debe proveer de un disparo por alta temperatura (THCO) a la entrada del precalentador para evitar daños al sistema de precalentamiento de aire causados por temperaturas excesivas del gas de combustión. El THCO preferiblemente debe abrir el regulador de desvío a la chimenea o alternativamente disparar el horno. Cámara de combustión del horno Se necesita una alarma por alta presión (PHA) para indicar la presión excesiva en la cámara de combustión del horno. Esto puede ser causado por un inadecuado tiro inducido debido a un escaso control, excesiva caída de presión del precalentador, fallas en el ventilador de tiro inducido. También se debe instalar un disparo por alta presión (PHCO) (Ver PDVSA–MID–K–337), para aliviar la presión excesiva en la cámara del horno. La presión máxima en la cámara de combustión del horno está limitada a 1.25 kPa (5 pulg de agua).





REVISION

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Indice norma

Para servicios críticos y en otras aplicaciones se pueden considerar las compuertas de alivio de presión, o sea donde no de deseen presiones excesivas de la cámara del horno. Estas compuertas deben ser ubicadas en la sección de radiación o en el ducto por encima de la sección de convección. El ducto de desvío a la chimenea no es una manera aceptable para aliviar presión debido a la posibilidad de que se tranque la compuerta en posición cerrada. Sin embargo, cuando se utilizan dos ductos separados con sus respectivas compuertas es posible aliviar presión, por lo que las compuertas de alivio son requeridas en vista de que el diseño de la doble contingencia de dos compuertas en la chimenea hace que la falla simultánea sea conservativa. El área requerida para las compuertas de alivio de presión se determina utilizando la Ec.(1), la cual está basada en una caída de presión a través de la compuerta igual a 1.25 kPa (5 pulg de agua) y un cabezal de velocidad de 2.8. A+

Wf

Ǹ Tg )

F 18

Ec. (1)

F 53

donde:

ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ A

Wf Tg

F53

= Area de la compuerta de alivio de presión = Flujo de gas de combustión = Temperatura del gas de combustión en la puerta de alivio. Para compuertas de alivio ubicadas en la sección de radiación, utilice la temperatura de la pared divisoria (Bridgewall temp.). Para compuertas ubicadas encima de la sección de convección, use la temperatura de salida de la sección de convección = Factor cuyo valor depende de la unidades usadas

En unidades SI m2


kg/s °C

lb/s °F

546

150




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10 PROBLEMA TIPO Dado:

Calor total absorbido Qa = 58.62 MW (200 MMBTU/h) Caso I: Horno sin precalentador de aire. Temperatura de la chimenea Ts = 370°C (700°F) Caso II: Igual que el caso I, pero con Ts = 510°C (950°F) Caso III: Horno con precalentador de aire. Temperatura a la salida de la sección de convección = 510°C (950°F). Temperatura a la salida del precalentador (no corregida) = 195°C (390°F) (para un combustible que contiene 20 g/kg de azufre (2% en peso de azufre)). Encontrar: Para cada caso: Calor consumido y eficiencia del horno Rendimiento térmico entre la sección de radiación y la sección de convección Solución: Este problema ilustra lo siguiente: 1. Los ahorros típicos de combustibles obtenidos por utilizar un precalentador de aire: Diseño del horno basado en una temperatura típica de la chimenea (370°C (700°F)) contra un sistema con precalentamiento de aire (temperatura de la chimenea = 195°C (390°F)). 2. Determinación del calor total de radiación para un horno que contiene un precalentador de aire. 3. Comparación de los tamaños relativos de las secciones de radiación y convección para hornos con o sin precalentadores de aire. 4. Condiciones típicas de operación para un horno con el precalentador desviado. Para facilitar la comparación, los cálculos para los primeros tres casos se muestran lado a lado en forma tabular en la próxima página.




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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ Solución al Problema Ejemplo

Eficiencia del Horno

Temp. de la chimenea, Ts, °C Temp. salida sección convección, °C Temp. salida precalent., (no corregido), °C Exceso de aire, % Calor disponible en la chimenea HAs MJ/kg(2)

Comb. Neto Fn, kg/s = 59.62MW(Qa)/ HAs Com. total Fg, kg/s =1.05 x Fn = 1.015 x Fn (para horno con el precalentador en operación) PCI (LHV) de comb. con 950 kg/m3 MJ/kg(2) Calor consumido, Qf , MW= Fg x PCI Eficiencia del horno, %Qa/Qf x 100 Rend. sección radiación/convección Calor disponible en la chimenea a la Temp. pared divisoria, Tbw, °C HAbw, MJ/kg Calor radiado de la combustión del combustible= Fn x HAbw, MW Calor transferido en el precal., Qph: HA 195 °C = 37.7 MJ/kg HA 510 °C = 31.3 MJ/kg 6.4 MJ/kg Qph, MW = 6,4 MJ/kg x Fn = Qtr, MW = Rend. por rad., %Qtr/Qax 100 Rend. por convec.= 100–% Rend. por rad. Gas de combustión y aire kg gas de comb./kg de comb., FG(4) = Gas de comb. = Fg x FG, kg/s = Aire de comb. = gas de comb.–Fg, kg/s =

Caso I Caso II Horno diseñado sin precalentador de aire

370

510

20 34.2

20 31.3

1.74 1.83

1.90 2.0

Caso III Horno diseñado con precalentador de aire Prec. en Precalent. operac. desviado 554 (1) 510 195 20 50 37.7 (@ 28.1 195 °C) 1.58

2.12 2.23

1.60

41.1

41.1

41.1

41.1

75.2 79.3

82.0 72.7

65.8 90.6

91.7 65.0

22.9

22.9

22.9

19.4

39.8

43.5

36.6

41.2

39.8 67.9 32.1

43.5 74.2 25.8

10.1 46.7 79.7 20.3

41.2 70.3 29.7

17.6 32.2 30.4

17.6 35.2 33.2

17.6 28.2 26.6

21.8 48.6 46.4





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NOTAS: 1. Basado en condiciones operacionales calculadas para diseño de horno con precalentador, pero sin desvío del mismo. 2. Ver Figura 15 del documento PDVSA–MDP 05–F–01. 3. Ver Figura 8. para el balance de materia. 4. Ver Figuras 22A/B del documento PDVSA–MDP 05–F–01.

11 NOMENCLATURA

ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ A

Wf Tg

= Area de la compuerta de alivio de presión = Flujo de gas de combustión = Temperatura del gas de combustión en la puerta de alivio. Para compuertas de alivio ubicadas en la sección de radiación, utilice la temperatura de la pared divisoria (Bridgewall temp.). Para compuertas ubicadas encima de la sección de convección, use la temperatura de salida de la sección de convección

En unidades SI m2


kg/s °C

lb/s °F


ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ F53

= Factor cuyo valor depende de la unidades usadas

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12 APENDICE Tabla 1. Tabla 2. Tabla 3. Figura 1. Figura 2. Figura 3. Figura 4. Figura 5. Figura 6. Figura 7. Figura 8.

Consideraciones de seguridad en el diseño de sistema de precalentamiento de aire en fluidos de proceso Especificaciones típicas de un precalentador de aire Especificaciones típicas del regulador de tiro Instalación típica del precalentador de aire Precalentador de aire del tipo regenerativo Ljungstrom Dimensiones aproximadas del precalentador Ljungstrom Arreglo del precalentador de aire “DEKA” a prueba de corrosión Sistema de precalentamiento de aire de fluido circulante Esquema de un sistema de precalentador de aire del tipo regenerativo Arreglos del ducto de aire precalentado Balance de material para un sistema de precalentamiento típico




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TABLA 1. CONSIDERACIONES DE SEGURIDAD EN EL DISEÑO DE SISTEMA DE PRECALENTAMIENTO DE AIRE EN FLUIDOS DE PROCESO A.

Fugas

1. Diseñe los intercambiadores con los cabezales soldados fuera del ducto de aire. 2. Diseñe los intercambiadores para posibles presiones máximas y temperaturas según el procedimiento único para este servicio.

3. Ubique los tubos cabezales fuera del ducto. 4. Análisis de presión en cada parada. 5. Sin aislamiento interno en el ducto. 6. Mantener la presión de operación del lado del combustible tan baja como sea posible en la práctica.

7. Poner pendiente en el ducto del fondo para permitir el drenaje a un estanque. 8. Proporcionar un muro de separación con colector alrededor del intercambiador en el ducto. B.

Minimización del Potencial de Fugas

1. Restringir los tubos a un máximo de 25 mm (1 pulg) de tubería sin costura extra pesados.

2. Minimizar la retención de combustible en el haz de tubos y también en la tubería externa por medio de válvulas de cierre hermético y de desvío.

3. Proveer actuación rápida a las válvulas de cierre activadas por 20% LEL en el ducto. C.

Selección del Combustible

1. No se deben usar combustibles con H2 o contaminados con H2. Se deben evitar los cortes livianos y las naftas.

2. La temperatura del combustible a la entrada no debe exceder su temperatura de auto–ignición.

3. No utilice combustibles corrosivos o aplique el patrón permisible de corrosión. D.

Procedimiento

1. No ponga el precalentador de aire con aceite caliente en servicio hasta que el horno o caldera estén en línea. (No se aplica a sistemas de recuperación de calor de gases de combustión).

2. Sople frecuentemente el ducto de drenaje. E.

Seguridad

1. Instalar un analizador de vapor en la corriente de aire. Ajustar la alarma del analizador a 10% LEL y disparar el combustible a 20% LEL (se debe tener mucho cuidado en la selección de este instrumento).

2. Instalar compuertas en ducto de venteo a un sitio seguro.




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Tabla 1 (Cont.)

3. Instalar válvulas de alivio térmico en el lado del combustible. 4. Instalar cierre hermético con ajuste manual en el combustible al precalentador iniciado por: + Pérdida de flujo de aire + Indicación de 20% LEL + Extinción de la llama + Pérdida de carga al horno + Cualquier otra emergencia que paralize el horno

5. Calcular % de vaporización a la temperatura de entrada al horno según la Sección F con el fin de determinar si ocurriera una mezcla explosiva cuando haya una ruptura de tubos. F.

Suposiciones Básicas para los Cálculos

1. Asuma ruptura de tubo con flujo de combustible a través de ambas puntas del tubo roto por fuga de combustible.

2. Suponga que no hay neblina. 3. Calcule el porcentaje de vaporización a la temperatura de entrada del combustible con un flujo normal de aire.

4. Si automáticamente resulta fuga en una mezcla explosiva (por ejemplo, por encima del LEL) rechaze el diseño.

Por lo mencionado anteriormente, se deben considerar precalentadores combustible/aire como casos especiales, los cuales requieren una revisión detallada de arranques/paradas y condiciones anormales de operación. El Comité Operacional de Seguridad de la Planta debe consultar con anticipación en las etapas formativas del desarrollo del diseño de todas las propuestas de conservación, y revisar los proyectos en las diferentes etapas. En caso de que cualquiera de los afiliados encuentren un nuevo problema o desee asistencia se puede consultar a los miembros de la sección de seguridad y protección contra incendio.




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TABLA 2. ESPECIFICACIONES TIPICAS DE UN PRECALENTADOR DE AIRE 1. Se debe instalar un precalentador de aire rotatorio/regenerativo o tubular. En el caso de un precalentador del tipo Ljungstrom, el precalentador de aire que está siendo fabricado localmente debe ser diseñado según la Corporación de Precalentadores de Aire CE (CE Air Preheater Corporation), USA. 2. El precalentador debe ser diseñado para las siguientes condiciones (El vendedor debe proporcionar los datos para la lista dada a continuación):

ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ En unidades SI


Lado Gas de Combustión (Tiro Inducido) Temp. del banco de convección Flujo del banco de convección Tiro requerido de entrada del precal.

510°C 28.3 kg/s 0.37 kPa

950°F 224500 lb/h 1.5 pulg de agua

Temp. aprox. del precal. (no corregida) Temp. aprox. del precal. (incluyendo fugas) Flujo aprox. del precal. (incluyendo fugas) Caída de presión aprox. a través del precal.

195°C °C kg/s kPa

383°F °F lb/h pulg de agua

Lado Aire (Tiro Forzado) Temp. ambiente para el diseño térmico Temp. ambiente mín./máx. Flujo de aire al quemador Presión requerida en el quemador

15°C –29/41°C 26,7 kg/s 2.5 kPa

60°F –20/106°F 211800 lb/h 10 pulg de agua

Temp. aprox. en el quemador Flujo aprox. al precal. (incluyendo fugas) Caída de presión a través del precal.

°C kg/s kPa

°F lb/h pulg de agua

3. Las temperaturas aproximadas, flujos y caídas de presión son dependientes del

diseño y fugas del precalentador de aire. Estas figuras deben ser confirmadas por el vendedor del precalentador de aire e incorporarlo en las dimensiones de los ventiladores. El vendedor del precalentador debe incluir un conjunto completo de datos del funcionamiento del equipo y la garantía en la propuesta. 4. Los materiales del precalentador deben ser adecuados para combustibles líquidos y gaseosos que contengan 20 g/kg (2% en peso) de azufre. La propuesta debe tomar en cuenta las temperaturas mínimas de los materiales de construcción.




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Tabla 2 (Cont.)

5. El precalentador debe estar provisto de facilidades de lavado con agua y de sopladores de hollín para limpieza sobre líneas. 6. También se deben instalar compuertas de acceso para el mantenimiento e inspección del precalentador. Algunos requerimientos adicionales para precalentadores de aire del tipo rotatorio/regenerativo: 7. Los elementos calientes deben ser “Corten” y los elementos fríos esmaltados. (Estos materiales son los mínimos considerados, se pueden requerir materiales de mayor calidad para servicios con temperaturas muy altas.) 8. Los elementos fríos deben estar en cestas para facilitar su remoción lateral. 9. El precalentador debe operar con motor eléctrico. También se debe instalar el motor eléctrico auxiliar con embrague automático y solenoide. 10. Se deben instalar puertas de vidrio y luces de observación en la entrada del aire frío.




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TABLA 3. ESPECIFICACIONES TIPICAS DEL REGULADFOR DE TIRO Instalar compuertas herméticas en ductos de acuerdo al siguiente procedimiento: 1. La entrada a cada quemador es operada manualmente y diseñada para cerrar herméticamente. 2. El ducto de desvío del lado aire del precalentador (Metroflex o igual) es operado neumáticamente para controlar la temperatura del gas de combustión a la salida y así minimizar corrosión por condensación en el lado del gas de combustión por bajo flujo o por bajas temperaturas del aire ambiente. Esta compuerta también puede ser utilizada para desviar completamente el precalentador. 3. El ducto de desvío del gas de combustión a la chimenea (Metroflex o igual es operado neumáticamente. La compuerta debe abrir automáticamente en caso de cualquier falla del ventilador de tiro inducido o del precalentador de aire. 4. Se requieren reguladores adicionales operados manualmente a la entrada y salida del lado aire y discos ciegos a la entrada del gas de combustión según lo requerido para aislar el precalentador durante el mantenimiento. 5. Se requieren reguladores adicionales operados neumáticamente para controlar el aire de combustión a hornos individuales unidos a un sistema común. 6. Se deben instalar sellos externos en los ejes del regulador para minimizar fugas. NOTA: Los puntos 4 y 5 deben ser incluidos sólo si son requeridos.




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Fig 1. INSTALACION TIPICA DEL PRECALENTADOR DE AIRE




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Fig 2. PRECALENTADOR DE AIRE DEL TIPO REGENERATIVO LJUNGSTROM




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Fig 3. DIMENSIONES APROXIMADAS DEL PRECALENTADOR LJUNGSTROM




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Fig 4. ARREGLO DEL PRECALENTADOR DE AIRE “DEKA” A PRUEBA DE CORROSION




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Fig 5. SISTEMA DE PRECALENTAMIENTO DE AIRE DE FLUIDO CIRCULANTE




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Fig 6. ESQUEMA DE UN SISTEMA DE PRECALENTADOR DE AIRE DEL TIPO REGENERATIVO





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Fig 7. ARREGLOS DEL DUCTO DE AIRE PRECALENTADO





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Fig 8. BALANCE DE MATERIAL PARA UN SISTEMA DE PRECALENTAMIENTO TIPICO


PDVSA N°

MDP–05–F–06

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REV.

FECHA

APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

GENERADORES DE GAS INERTE

8 DESCRIPCION FECHA

PAG. REV. APROB.

APROB. APROB. FECHA

ESPECIALISTAS



INTERCAMBIADORES DE CALOR HORNOS GENERADORES DE GAS INERTE Indice manual

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 ANTECEDENTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3


3

5.1 5.2 5.3 5.4 5.5 5.6

Descripción del gas inerte deseado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consideraciones del agua de enfriamiento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipos de servicio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemas de control . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consideraciones del combustible . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Servicios y opciones propias . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 4 4 5 5 6

6 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

6

Tabla 1. Figura 1

Lista de comprobación de las especificaciones del generador de gas inerte . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Generador típico de gas inerte y equipo para tratamiento posterior . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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OBJETIVO Este documento provee información técnica y lineamientos para preparar las especificaciones de generadores de gas inerte. Esta información cubre criterios de diseño que sean propietarios de PDVSA y sus filiales. El tema “Hornos”, dentro del area de “Transferencia de Calor”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA–MDP–


05–F–01


05–F–02


05–F–03

Hornos: Quemadores.

05–F–04


05–F–05 05–F–06

Hornos: Precalentadores de aire. Hornos: Generadores de gas inerte (Este documento).


2

ALCANCE Esto está restringido a unidades paquetes completas, las cuales pueden ser probadas en la fábrica antes de su envío. Estas unidades están generalmente limitadas hasta 0.8 m3/s (100000 pie3/h en condiciones estándar) en cuanto a capacidad. Las especificaciones para unidades más grandes, unidades construidas en sitio o unidades de subconjuntos combinadas, las cuales no pueden ser verificadas antes de la entrega, deben ser desarrolladas de una tecnología individual como cualquier otra unidad de proceso.

3

REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso (versión 1986) S Vol VII y VIII, Sección 12 “Instrumentación” S Vol VIII y IX, Sección 15 “Seguridad en el diseño de plantas” Manual de Ingeniería de Riesgo S PDVSA–IR–P–01 “Sistema de paradas de despresurizacion y venteo de equipos y plantas”

emergencia,

bloqueo,


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INTERCAMBIADORES DE CALOR HORNOS GENERADORES DE GAS INERTE

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ANTECEDENTES Los generadores de gas inerte no son especificados frecuentemente, y hay un incentivo económico fuerte para comprar las unidades estándar del vendedor. Por lo tanto, este tipo de equipo debe ser procurado vía especificaciones de requerimiento y no especificaciones de diseño. Para asegurar que el equipo posea una calidad aceptable, normalmente se especifican dos requisitos de seguridad: – El equipo debe ser comprado a vendedores que demuestren que unidades similares han operado satisfactoriamente. – Se requiere una prueba completa en fábrica de la unidad específica que se desea comprar. Los generadores de gas inerte tipo combustión (Ver Figura 1.) producen una mezcla de gases inertes que contiene principalmente, nitrógeno y dióxido de carbono, con menos de 50 dm3/m3 (5% en volumen) de oxígeno e hidrocarburos no quemados; quemando un gas o un líquido combustible limpio y liviano o relaciones estequiométricas de aceite combustible/aire relativamente cerca. Dependiendo de la calidad del gas requerido, estos productos de combustión relativamente inertes pueden ser usados en la forma que son producidos, o pueden ser comprimidos, secados y tratados en equipos auxiliares para alcanzar la calidad del gas deseado. Naturalmente, mientras mayor sea el tratamiento, mayor serán los costos de inversión y operación. La siguiente tabla describe las calidades del gas típico sin y con tratamiento.

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Tipo de Combustible Líquido (kerosén) Gas (promedio) Gas (alta calidad)

Contenido Mínimo de O2 (dm3/m3) en el efluente 10 (1% en volumen) 2 a 5 (0.2 a 0.5% en volumen) 1 a 2 (0.1 a 0.2% en volumen)

Las unidades paquetes incluyen todos los controles, combustores, compresores, filtros, secadores y facilidades de tratamiento auxiliar. Estas unidades pueden ser probadas en fábrica y pre–ajustadas para las condiciones operacionales deseadas. La Tabla 1 es una lista de comprobación de los puntos normalmente especificados por el diseñador.

5


Descripción del gas inerte deseado La cantidad del gas inerte requerido debe ser establecida en unidades volumétricas en base húmeda (saturado) o seca. Una alternativa disponible es especificar dos o más unidades pequeñas que puedan ser usadas al mismo tiempo para proveer el volumen de gas total requerido. Este arreglo brinda un grado necesario de confiabilidad y asegura la capacidad parcial durante el mantenimiento de una de las unidades.


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La calidad del gas inerte requerido debe ser claramente especificado, como se detalla en la Tabla 1. No es necesario especificar la composición del gas inerte a una relación estequiométrica única; solamente se deben especificar los límites permisibles por cada elemento. El vendedor determina cuales puntos establecen las restricciones para sus equipos.

5.2

Consideraciones del agua de enfriamiento Se requiere agua de enfriamiento para enfriar la cámara de combustión y el gas efluente del combustor. El diseño de la camisa de enfriamiento del combustor asume una transferencia de calor desde la superficie del metal hasta el agua, limpia y con poca resistencia. Ensuciamiento del lado correspondiente al agua puede causar distorsión y una falla eventual del combustor. Se puede conservar agua de alta calidad por medio de un circuito cerrado de circulación de agua de enfriamiento a través de un intercambiador auxiliar diseñado para ser enfriado con agua de más baja calidad. La concentración de oxígeno en el gas efluente del generador se ve afectada por el tipo de enfriador de salida utilizado. Si se usa enfriamiento por contacto directo, la concentración de oxígeno en el efluente del generador puede ser más alta que en el efluente del combustor, debido a que el gas toma oxígeno del agua de enfriamiento. Si se utiliza agua desaireada, el incremento puede ser tan bajo como 50 a 100 mg/kg (50 a 100 ppm). Sin embargo, si se usa agua de enfriamiento de la torre o un tipo de agua similar a ésta, el incremento puede ser tan alto como 600 mg/kg (600 ppm). Se debe usar material de construcción especial resistente a la corrosión para porciones de gas inerte del generador que está expuesto al gas de combustión a temperaturas por debajo de su punto de rocío. Los materiales adecuados son del tipo 316 acero al carbón y revestidos con plástico o goma. El enfriamiento directo disminuye las tasas de corrosión, ya que el agua de enfriamiento tiende a depurar los materiales corrosivos. En algunas unidades se pueden hacer ajustes de pH en la corriente directa del agua. Si se utiliza un combustor revestido con aislamiento en vez de un combustor con camisa de enfriamiento, las temperaturas promedio de la cámara deben mantenerse por debajo de 1480°C (2700°F) para minimizar la formación de óxidos de nitrógeno, los cuales aumentarán la corrosividad del gas inerte.

5.3

Tipos de servicio El tipo de servicio establece el tipo de control requerido. Generalmente las unidades son requeridas para servicios continuos o intermitentes, dependiendo de su función en el esquema del proceso. El servicio continuo se aplica donde la demanda puede ser constante o puede fluctuar sobre un rango amplio, pero por lo menos se debe requerir un servicio


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mínimo continuo para períodos largos de tiempo, tales como semanas o meses. El servicio intermitente es cualquier demanda limitada a períodos relativamente poco frecuentes, tales como horas y días, durante el mantenimiento de la unidad, fuera de servicio, perturbaciones, etc., y donde habrá cero demanda durante estos períodos. Para las situaciones que claramente no caen entre estas dos categorías, el diseñador determinará la economía de ventear el gas inerte para estos períodos intermedios en función de un sistema de control más costoso y controles específicos en conformidad. En los servicios intermitentes, la relación aire/combustible se ajusta manualmente para producir un flujo constante de gas inerte. La composición del gas se controla automáticamente a este flujo. Para compensar por demandas de gas más bajas que el diseño, el gas inerte debe ser venteado. Para cambios mayores o prolongados en la calidad del gas o en el flujo, reajustes manuales de los puntos de ajuste del combustible y del aire se hacen necesarios. Para servicios continuos, los generadores son capaces de proveer gas inerte a una composición específica a un rango de producción de 100 a 25% del flujo máximo especificado. Esto requiere que el quemador sea capaz de dar combustión estable, que el ventilador y los reguladores suministren condiciones estables de flujo, y que el esquema de control proporcione repuestas adecuadas y estabilidad a través del rango de operación. Si los requerimientos de capacidad difieren significativamente de este rango típico, la especificación debe incluir el rango deseado y las opciones de control.

5.4

Sistemas de control La experiencia previa ha mostrado que los sistemas de control típicos, analizadores, instrumentos y sistemas de seguridad tienen una alta probabilidad de ser difíciles durante el arranque. Algunas veces ellos son ineficaces. Por lo tanto, se requiere una prueba en fábrica para verificar su operabilidad. Esta prueba debe incluir la información de cualquier equipo compresor y los controles que están siendo suministrados, además del sistema de control de combustión.

5.5

Consideraciones del combustible La especificación del gas combustible debe incluir la composición del gas según el diseño y las variaciones esperadas de esta composición. Se debe evitar el uso de gas de refinería, el cual está sujeto a cambios en la composición, debido que el gas inerte resultante, fuera de especificación, requiere un tratamiento costoso después de la combustión a fin de mantener la calidad del gas inerte. Si se dispone de dos gases diferentes, pero constantes en composición, se pueden requerir reguladores con doble control. Para unidades de contacto directo al enfriamiento, el azufre en el combustible debe ser menor de 5 mg/kg (5 ppm).




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Se requieren trazas con vapor y precalentamiento del combustible para evitar condensación del gas combustible. El condensado, aun en pequeños porcentajes, puede formar hollín en el combustor. Los combustibles líquidos deben ser limitados a kerosén. Otros combustibles, tales como nafta, no han sido demostrados y requerirán investigaciones en cooperación con los vendedores.

5.6

Servicios y opciones propias Se debe incluir los detalles de la especificación típica del diseño para el suministro de electricidad y el Código de Area Eléctrica, disponibilidad de vapor (especialmente si el compresor es un turbocompresor) y disponibilidad de aire de instrumentos. Las opciones propias son algunas veces requeridas en adición a la unidad del paquete básico. Con el fin de integrar estas unidades paquetes en una planta de operación, se requieren ciertos controles remotos, alarmas e instrumentos automáticos, además de los controles estándar del vendedor. Se deben suministrar los detalles de estos requerimientos especiales.

6

APENDICE Tabla 1. Figura 1

Lista de comprobación de las especificaciones del generador de gas inerte Generador típico de gas inerte y equipo para tratamiento posterior


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TABLA 1. LISTA DE COMPROBACION DE LAS ESPECIFICACIONES DEL GENERADOR DE GAS INERTE

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ En unidades SI

1. Cantidad del gas inerte requerido


dm3/s Std (en base saturada o seco)

– Número o tamaño de las unidades deseadas

2. Calidad del gas inerte deseado – Concentraciones máximas permisibles de O2 o H2, CO, hidrocarburos

– Si se desea, especifique concentraciones de N2 o CO2 requerido (máximo, mínimo o rango). – Presión – Temperatura – Punto de rocío

dm3/m3

% en vol

kPa (man.)

psig

°C

°F

°C

°F

kPa (man.), °C

psig, °F

3. Agua de enfriamiento – El agua de enfriamiento del combustor debe ser de la misma calidad del agua de alimentación a calderas.

– Temperatura y presión

4. Tipo de servicio – Continuo o intermitente 5. Especificaciones del combustible – Incluir todas las variaciones posibles en la composición del gas combustible

– Indicar la frecuencia esperada de estas varia-

ciones. 6. Servicios – Suministro de electricidad (voltaje, Número de fases, Hz) y Código de Area Eléctrica

– Presión y temperatura del vapor – Aire de instrumentos

7. Otras opciones – Operación remota

– Grado de automaticidad contra manual – Ubicación interna y externa




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Fig 1. GENERADOR TIPICO DE GAS INERTE Y EQUIPO PARA TRATAMIENTO POSTERIOR


PDVSA N°

MDP–05–F–07

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REV.

FECHA

APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

INCINERADORES


PAG. REV. APROB.

APROB. APROB. FECHA

ESPECIALISTAS



TRANSFERENCIA DE CALOR HORNOS INCINERADORES Indice manual

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 ANTECEDENTES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

4.1 4.2 4.3

Solicitud de incinerador . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Control de contaminación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Alternativas para construir un nuevo incinerador . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 4 4

5 TIPOS DE INCINERADORES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

5

5.1 5.2 5.3 5.4 5.5 5.6 5.7

Incineradores de fuego directo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Incineradores catalíticos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Incineradores de lecho fluidizado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Intercambiadores de calor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Horno de calcinación rotatoria . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Núcleos múltiples . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Embalses . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

5 6 6 6 7 7 7


7

6.1 6.2 6.3 6.4 6.5 6.6 6.7

Características de las corrientes de desecho . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Unidad deseada de operación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema de alimentación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cámara de combustión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema de control . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Recuperación de calor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema de control del efluente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

8 9 9 11 13 14 14

7 PREPARACION DE LAS ESPECIFICACIONES DE TRABAJO . . .

15

8 NORMAS PARA LOS ANALISIS DE DEMOSTRACION . . . . . . . . .

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OBJETIVO Describir los varios tipos de incineradores disponibles y las normas vigentes para la preparación de las especificaciones de trabajo de estos incineradores en refinerías y en plantas químicas. Esta información cubre criterios de diseño que sean propietarios de PDVSA y sus filiales. El tema “Hornos”, dentro del area de “Transferencia de Calor”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA–MDP– Descripción de Documento 05–F–01


05–F–02


05–F–03

Hornos: Quemadores.

05–F–04


05–F–05


05–F–06 05–F–07

Hornos: Generadores de gas inerte. Hornos:Incineradores (Este documento).

Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Hornos”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, son una actualización de la Práctica de Diseño “HORNOS”, presentada en la versión de Junio de 1986 del MDP (Sección 8).

2

ALCANCE Este documento tiene que ver primeramente con la fase de combustión del incinerador, pero no considera en detalle el manejo de la alimentación aguas arriba o las facilidades de tratamiento (aguas abajo) del gas de combustión o de los efluentes. Debido a que estos puntos son frecuentemente incluidos en cualquier sistema de incineración, el responsable debe tratar toda la unidad como un sistema en preparación de la especificación de servicio completo. Los problemas de interfase básicos aguas arriba y aguas abajo y las condiciones operacionales se discuten en esta subsección, pero los detalles para la preparación de la especificación del servicio debe ser obtenida de los respectivos consultores ambientales ó sus equivalentes en las respectivas filiales.

3

REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso (versión 1986) S Vol VII y VIII, Sección 12 “Instrumentación” S Vol VIII y IX, Sección 15 “Seguridad en el diseño de plantas” Manual de Ingeniería de Diseño S PDVSA–MID–B–201–PR “Hornos de fuego directo”





REVISION

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Indice norma

S PDVSA–MID–K–337: “ Furnace instrumentation “ S PDVSA–MID–L–TP–2.7 “Hornos de proceso: Requisición, análisis de ofertas y detalles de compra” S PDVSA–MID–SN–252: “Control de ruidos en equipos” Manual de Ingeniería de Riesgo S PDVSA–IR–P–01 “Sistema de paradas de despresurizacion y venteo de equipos y plantas”

4

emergencia,

bloqueo,

ANTECEDENTES 4.1

Solicitud de incinerador La mayoría de los incineradores se solicitan mediante las especificaciones de trabajo y no mediante las especificaciones de diseño. Los criterios primarios requeridos para especificar cualquier incinerador son una definición precisa de la corriente de desecho a ser oxidada y la calidad del gas efluente requerida. Los puntos normalmente cubiertos en tales especificaciones están incluidos en este documento. Los incineradores no se clasifican fácilmente, debido a que cada unidad debe generalmente manejar un tipo diferente de desecho. Cada uno requiere la integración de varios subsistemas: un sistema de alimentación, un sistema de combustión, un sistema de control y un posible sistema de control de recuperación de calor y efluente o emisión del gas de combustión. La tecnología disponible, la capacidad del vendedor y la experiencia difieren enormemente entre estos sistemas. Por ejemplo, los vendedores orientados a la combustión normalmente saben muy poco acerca de sistemas sofisticados de depuración y necesitan asistencia en esa área para cualquier incinerador de desecho requerido para controlar la emisión del gas de combustión. Debido a estas complejidades, los vendedores frecuentemente rechazan el garantizar los sistemas de incineración, excepto cuando ellos tienen experiencia con desechos similares. Hay algo de renuencia en diseñar incineradores para desechos nuevos y difíciles debido al costo involucrado de desarrollo. Con la presente tecnología, la única forma segura de comprar un incinerador para aplicaciones industriales es conseguir un vendedor que tenga experiencia operacional con unidades similares. Los análisis de demostración son una práctica común en la industria donde no existe experiencia. Si no se consiguen vendedores con experiencia para resolver un problema de desecho dado, una alternativa es desarrollar un diseño utilizando la tecnología y análisis local, preferiblemente en cooperación con el vendedor de mayor experiencia.

MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO TRANSFERENCIA DE CALOR HORNOS INCINERADORES


4.2

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Control de contaminación En todos los casos, el control de contaminación local debe ser cuidadosamente examinado, para evaluar el impacto de las leyes presentes, y las que fueron propuestas durante los primeros años de la operación del incinerador. Todas las alternativas de métodos de disposición deben ser examinados antes de tomar la decisión de construir un nuevo incinerador. Algunas de estas alternativas son discutidas más adelante.

4.3

Alternativas para construir un nuevo incinerador Debido a que las condiciones económicas varían de una ubicación a otra, cada caso debe ser revisado individualmente para evaluar las siguientes alternativas:

4.3.1

Reprocesamiento del desecho 1. El desecho puede algunas veces ser reprocesado para concentrar los contaminantes. Esto implica que se puede utilizar el equipo existente para incinerar el desecho concentrado o venderlo como se discute más abajo. Esta propuesta puede ser la más económica, especialmente en el caso de grandes volúmenes conteniendo bajas concentraciones de contaminantes. Un ejemplo serían los sedimentos de plantas de tratamiento de agua. 2. Los desechos pueden algunas veces ser reprocesados para crear un nuevo producto o un material crudo. Esta técnica requiere de considerable tiempo y no puede ser regulado como un sustituto a corto plazo para la incineración. Sin embargo, es necesario hacer algunas investigaciones de estas corrientes, las cuales son ricas en material crudo o producto, o corrientes que requieren altos costos de inversión del incinerador. Ejemplos de estos son las plantas de recuperación de cloro y azufre.

4.3.2

Combinación de corrientes en unidades existentes 1. Incineradores – Con un diseño apropiado del incinerador, más de un desecho puede ser incinerado en la misma unidad. Por ejemplo: a.

Combustión de una corriente con un alto calor de combustión para reemplazar combustible auxiliar el cual de otra forma será utilizado para quemar una corriente con un calor de combustión tan bajo que tiene características de quema pobres.

b.

La incineración de una corriente con un poder calorífico bajo para reemplazar el agua de enfriamiento o el aire en un incinerador que quema desechos con un alto poder calorífico.

c.

Pequeñas corrientes, que deben añadirse en menos del 10 ó 20% a la alimentación de una unidad existente, pueden algunas veces ser adicionadas sin alterar la operación de la unidad existente.




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2. Hornos de Procesos – En algunos casos, las corrientes de desecho de fácil manejo (menos del 10% del calor quemado), pueden ser dispuestas eficiente y económicamente de un horno de proceso. Sin embargo, sistemas de control, seguridad y distribución pueden aumentar los costos. 4.3.3

Contratación del desalojo de la corriente de desecho 1. Sistemas regionales industriales de desechos – Algunas firmas están construyendo incineradores regionales para servir a complejos industriales. Los costos varían dependiendo del transporte y tipo de desecho. Buenas muestras de este tipo de desalojo son las corrientes pequeñas de bajo volumen o corrientes tóxicas, las cuales podrían ser difíciles o costosas de manejar en un incinerador local. Por tal razón, se requiere una evaluación del contratado, para asegurar que la falla en su equipo o la deficiencia en sus facilidades de almacenaje no implicará una parada de nuestra planta. Nótese que el riesgo final generalmente depende del originador de la corriente de desecho y no del contratado. Esta tendencia es popular en países desarrollados con una legislación ambiental estricta, pero en Venezuela aún no se ha hecho presente. 2. Incineradores municipales – Algunas plantas municipales de desperdicio consideran el material industrial como un desecho. Los desechos sólidos son buenas muestras para este método, y se pueden usar desechos con alto poder calorífico en esta unidades para aumentar el poder calorífico inferior y mejorar la combustión. Sin embargo, desechos industriales volátiles pueden causar problemas en unidades diseñadas para desperdicios de bajo poder calorífico. Materiales, tales como plásticos y gomas pueden ser dispuestos en unidades municipales sólo en cantidades que no excedan el 5–10% de la carga total. Esta tendencia es popular en países desarrollados con una legislación ambiental estricta, pero en Venezuela aún no se ha hecho presente.

5

TIPOS DE INCINERADORES 5.1

Incineradores de fuego directo Este tipo de unidad utiliza contacto directo con una llama suspendida para oxidar la corriente de desecho, con o sin combustible auxiliar. Esto se lleva a cabo en una zona de combustión, o cámara, diseñada para dar un tiempo de residencia adecuado y una temperatura para la combustión de las corrientes de desechos. La incineración por fuego directo requiere que el material de desecho pueda ser atomizado adecuadamente. Este es el tipo más común de incineradores industriales para desechos líquidos y gaseosos.



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Incineradores catalíticos Este tipo de incinerador utiliza el contacto de un catalizador para convertir la corriente de desecho. Estas unidades pueden requerir algo de precalentamiento para permitir que ocurra la reacción catalítica a las temperaturas adecuadas, en cuyo caso ellas son construidas en serie con una unidad de fuego directo o un intercambiador de calor para alcanzar el precalentamiento deseado. Algunas veces los convertidores catalíticos son instalados para limpiar el gas de combustión de otro tipo de incinerador. Las unidades catalíticas son generalmente costosas y el catalizador es susceptible a desactivación o envenenamiento por los componentes del desecho de alimentación no contemplados en el diseño. Las unidades catalíticas son usadas sólo cuando ningún otro método de desalojo es aplicable.

5.3

Incineradores de lecho fluidizado Estos incineradores son usados frecuentemente para quemar desechos que contienen gran cantidad de sólidos que no pueden ser atomizados en una unidad de fuego directo. Los desechos de las facilidades de tratamiento de agua de la refinería y en algunos casos deposición de soda cáustica usada, son típicos materiales de este tipo de unidad. El material del lecho es por lo general arena, pero puede ser sales de sodio cuando está involucrada la disposición de soda cáustica. La inercia térmica del lecho evita cambios rápidos en temperatura y provee la capacidad para manejar desechos con composición y poder calorífico variables. Sin embargo, si el desecho contiene sales inorgánicas en concentraciones significativas ( 2000 mg/kg (2000 ppm)), especialmente cloruros del agua de mar, se podría formar una mezcla de sal con una baja temperatura de fusión, la cual permanecería en el lecho en fase líquida. Por aglomeración de las partículas, las sales fundidas pueden causar desfluidización del lecho, e impedir el uso del lecho fluidizado para ese desecho contaminante. También los incineradores de lecho fluidizado son costosos y requieren de equipo para remover el arrastre de partículas finas en el gas de combustión.

5.4

Intercambiadores de calor Este tipo de incinerador puede ser de llama o sin ella, pero difiere de los calentadores de fuego directo en que la corriente de desecho es calentada hasta la temperatura de conversión sin contacto directo con la llama o con los gases de combustión. Este sistema pudiera ser usado donde se requiera baja temperatura de conversión y/o la contaminación de la corriente de desecho pudiera causar otros problemas.



5.5


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Horno de calcinación rotatoria Este es un tipo especial de incinerador de fuego directo, el cual es usado para desalojar sólidos y líquidos que poseen sólidos. Este horno de calcinación crea un tiempo de residencia alto para la combustión completa de los sólidos. El contacto directo del desecho con la pared del horno restringe el uso de este tipo de horno a desechos con poder calorífico relativamente bajo con bajas concentraciones de metales contaminantes, los cuales pudieran causar daños al refractario.

5.6

Núcleos múltiples Estas unidades tienen las mismas ventajas y desventajas de los hornos de calcinación rotatoria, y usan sólo un mecanismo diferente para mover el material a través del incinerador (usualmente un brazo rotativo de arrastre).

5.7

Embalses Estos incineradores de desechos sólidos son diseñados con y sin circulación forzada de aire. En ambos diseños, el humo y las emisiones de cenizas son generalmente insatisfactorias.

6

CONSIDERACIONES BASICAS DE DISEÑO Los principales requerimientos para las especificaciones de servicio de cualquier incinerador son categorizar tan preciso como sea posible (a) las características del desecho y (b) los requerimientos deseados de la unidad de operación. Una vez que las condiciones primarias son definidas, se deben expandir las especificaciones para incluir los requerimientos específicos para el sistema de alimentación, cámara de combustión, sistema de control, sistema de control de recuperación de calor y sistema de control de efluentes.

6.1

Características de las corrientes de desecho Esta es la porción más crítica de la especificación de servicio de cualquier incinerador, debido a que las corrientes de desecho son tradicionalmente las más escasamente definidas en cualquier proceso; aun así cambios pequeños en la composición y en las propiedades puede seriamente afectar el costo y la operabilidad del sistema de incineración. Las principales consideraciones son: Lista de todos los componentes – La lista debe incluir cualquier traza de elementos o componentes que pueden causar toxicidad o arrastre de cenizas inorgánicas, o que puedan reaccionar con los metales o refractarios. Estos datos deben ser usados por el vendedor para los propósitos de análisis y diseño. También se deben suministrar las cantidades de flujo y los poderes caloríficos, de tal forma que los vendedores puedan evaluar sobre una base consistente.




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Identificar la dinámica del flujo y composición – Las corrientes de desechos de muchas refinerías típicas y plantas de procesos químicos pueden variar marcadamente en composición y en flujo durante operación no usual del proceso; es decir, arranques, paradas, ajustes, etc. Debido a que el control de contaminación incluye límites aun durante niveles de emisión de corto tiempo, el incinerador debe ser diseñado para soportar estas variables dinámicas en su alimentación. Esto es crítico especialmente en corrientes gaseosas donde es imposible retener el flujo y en corrientes líquidas que puedan estar contaminadas con sedimentos de sólidos o compuestos de alta viscosidad que no entrarían al incinerador bajo condiciones normales. Aunque no es práctico o necesario proveer controles para manejar todas las contingencias de ajustes, éstos deben ser determinados, considerados y documentados. En muchos casos, se pueden incluir opciones para solicitar al vendedor que considere tales contingencias en el diseño y que indique los costos adicionales. Cambios pronosticados en el futuro para la cantidad y calidad de las corrientes – En muchos casos, las plantas se construyen tomando en consideración expansiones futuras pero el incinerador tendrá que manejar los flujos iniciales y finales. También ocurrirán cambios en la composición del desecho como alimentación, en el producto y en el catalizador. Pronóstico potencial en el futuro para combinar corrientes de desechos – Si algunas plantas ha sido construidas simultáneamente o si algunos incineradores son diseñados para un lugar en específico, se debe tomar en consideración la combinación de las unidades, especialmente si las corrientes son compatibles. Naturalmente, se deben examinar las unidades existentes que posiblemente sean usadas en combinación.

6.2

Unidad deseada de operación Es esencial describir completamente los lineamientos de la unidad de operación deseada para cualquier instalación dada. Interface proceso/incinerador – Si la dinámica de la corriente ha sido determinada, esta parte de la especificación debe detallar los modos de operación requeridos bajo los cuales el incinerador debe funcionar. Algunos detalles a ser considerados son la capacidad líquido/sólido retenido, diluente o disponibilidad de flujo para contrarrestar las variaciones en composición durante las paradas de las corrientes y sistemas alternos de desalojo de gas durante las mismas. Operación general del incinerador – Se debe especificar algunas consideraciones de diseño con respecto a la operación deseada del incinerador. Estas incluyen: factor de servicio requerido, grado de control automático contra control manual, lista de servicios y operación intermitente contra operación continua.




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Detalles del diseño – En el caso de unidades de multi–corrientes, será necesario calcular el balance de calor de la unidad para determinar el número aproximado de quemadores, su capacidad y los requerimientos de combustible auxiliar para todos los posibles modos de operación. Los incinerador con una sola corriente no requieren estos cálculos, debido a que la operabilidad se fija para una sola corriente. El diseñador debe construir para los vendedores una matriz de todos las potenciales formas de operación de las diferentes corrientes. Generalmente, para estas unidades complejas, los vendedores tendrán que ser consultados para determinar cuales tipos de arreglos son posibles o prácticos. Por ejemplo, es posible combinar varias corrientes en un quemador o construir unidades con multi–cámaras para separar corrientes incompatibles. Especificación de la calidad del efluente – La información sobre las leyes aplicables debe ser suministrada junto con las especificaciones de servicio, incluyendo los requerimientos de efluentes del agua y aire, las limitaciones aplicables al ruido y los requerimientos de la chimenea. Si se va a usar una chimenea existente en común, se deben suministrar los detalles del diseño de la chimenea al vendedor para propósitos de cálculo. También se debe suministrar un regulador de tiro con aislamiento.

6.3

Sistema de alimentación La mayoría de los problemas del incinerador ocurren en los sistemas de alimentación, debido principalmente a problemas de interface entre el contratista y el vendedor. Algunas de las áreas con problemas que requieren consideraciones de diseño para los sistemas de alimentación se listan a continuación.

6.3.1

Definición de las variables 1. Presión disponible en el incinerador. 2. Temperatura de la corriente en el incinerador. 3. Flujo: máximo, mínimo y nominal. 4. Viscosidad de los líquidos, pesos moleculares de los gases, densidades de los sólidos. 5. Poder calorífico: Todos los posibles extremos deben ser definidos y de acuerdo a éstos diseñar el incinerador. Por ejemplo, si una corriente de humo llega a ser rica en hidrocarburos debido a problemas en la unidad, se podría sobrecalentar el incinerador y dañarse a menos que haya sido diseñado par este caso. 6. Contaminantes: Sólidos inorgánicos, reactivos químicos, elementos tóxicos (por ejemplo, contaminantes al proceso de incineración).



6.3.2


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Corrientes de desechos líquidos 1. Bombeo: Si la corriente tiene sólidos abrasivos se pueden desgastar partes de la bomba, reducir el flujo en líneas largas de baja velocidad o estancarse el flujo. 2. Medición y control del flujo: Se requieren tipos especiales de medidores para líquidos de alta viscosidad y para líquidos que contienen sólidos. 3. Fluidizar el fluido: Para manejar corrientes pesadas durante arranques, paradas, etc. 4. Flujo de recirculación: Generalmente 10–50 a 1 para corrientes de alta viscosidad. Se requieren los detalles del sistema de control. 5. Almacenaje de retención: si es posible, varios días. 6. Control térmico: Esencial en corrientes de alta viscosidad o en corrientes con variaciones grandes del poder calorífico. 7. Capacidad de purga: Para paradas en manual o en automático. Durante arranques o paradas se recomienda usar aceite en corrientes que contienen líquidos pesados o alto contenido de sólidos. 8. Pretratamiento: Despojamiento de agua, sedimentación de sólidos, espesamiento, etc. 9. Filtración: Generalmente, no se aplica debido a que muchas de las corrientes de desechos líquidos poseen alto contenido de sólidos.

6.3.3

Corrientes de desechos gaseosos 1. Se requieren atrapadores de llamas. Se requiere protección contra el retorno de la llama para aislar la cámara de combustión de los equipos del proceso. Los atrapadores de llamas son adecuados para servicios normales, pero no son efectivos en servicios con alto grado de ensuciamiento o con altas temperaturas. 2. Drenajes y separador de líquido: El condensado puede ser enviado al incinerador o al drenaje; pero debe ser especificado durante el diseño del incinerador. 3. Precalentar para vaporizar condensado y reducir los requerimientos de combustible auxiliar. 4. No siempre se requiere control de flujo y además este tipo de control es costoso.

6.3.4

Corrientes de desechos sólidos (generalmente no se queman en las refinerías) 1. Sistema de manejo: Están disponibles varios tipos; rejas, alimentadores de rosca, etc.



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2. Control de carga de alimentación: El poder calorífico del desecho varía enormemente, por lo que debe ser controlado. 3. Contenido de cenizas: Los inorgánicos pueden ser separados para eliminar los problemas de efluentes de gas de combustión. 4. Pretratamiento: Remover metales, vidrios, etc. 6.3.5

Unidades de lecho fluidizado 1. Bombas y líneas de alimentación: Se utiliza un múltiple en vez de un control individual para inyección más uniforme del desecho en el lecho. 2. Pretratamiento: despojamiento de agua y espesamiento, basado en ahorros potenciales del combustible.

6.4

Cámara de combustión La cámara de combustión consiste de un conjunto de quemador y cámara. El quemador atomiza el desecho y/o suministra combustible auxiliar de combustión para oxidar el desecho. El desecho es oxidado por permanecer en la cámara de combustión el tiempo requerido para obtener el grado deseado de conversión en los productos inocuos del gas de combustión.

6.4.1

Consideraciones de diseño para los quemadores 1. Desechos líquidos a.

Pilotos: Pueden ser intermitentes o pueden usar encendedores con un detector ultravioleta como un control primario.

b.

Combustible auxiliar: La distribución de calor es importante para las instalaciones con varios quemadores, especialmente con posiciones diferentes de inyección de desecho.

c.

Corrientes contaminadas con sólidos: Estas corrientes requieren quemadores múltiples con capacidad de reserva suficiente para un adecuado mantenimiento.

d.

Medio de atomización: Los requerimientos deben ser especificados para un uso máximo de vapor y a una presión máxima.

e.

Mantenimiento: Tanto la pistola como los quemadores deben ser fácilmente removibles.

2. Desechos gaseosos a.

Piloto: debe ser un sistema seguro y confiable. Se puede considerar a los quemadores auxiliares como el piloto para corrientes con bajo poder calorífico o para corrientes con alto contenido de agua o condensado.

b.

Mantenimiento: Debido a que por lo general la capacidad de retención de gases no está disponible, se debe utilizar el esquema del mechurrio para desviar cuando se requiera mantenimiento.



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Quemadores de rejilla: Los pilotos deben ser distribuidos a través de la rejilla y no en un solo sitio. Se deben evitar muchos orificios pequeños de gas combustible auxiliar.

3. Unidades combinadas – Nunca se debe mezclar el gas combustible auxiliar y los desechos líquidos en un mismo quemador. Utilice siempre dos o más quemadores con la llama interceptada. 4. Unidades de lecho fluidizado

6.4.2

a.

Las lanzas deben ser removibles para limpieza.

b.

El quemador de precalentamiento debe tener un sistema de control separado y debe ser removible para servicio.

Consideraciones de diseño para la cámara de combustión 1. Construcción a.

Temperatura de operación: Normalmente la temperatura máxima de operación es de 980°C (1800°F). Por encima de esta temperatura se pudiera requerir materiales especiales.

b.

Temperatura de diseño: 1540°C (2800°F) mínimo para el refractario de la cámara de combustión, en otro sitio, 1100°C (2000°F). 1650°C (3000°F) + para ladrillos refractarios donde la llama del quemador choca con las paredes.

c.

Protección contra estallidos: Es deseable instalar alivios de presión para liberar el calor, especialmente para corrientes variables a fin de limitar los daños de la unidad.

d.

Contaminantes: Los materiales de construcción deben ser chequeados para contrarrestar cualquier elemento químicamente activo que pueda ser dirigido a la cámara o a la chimenea.

e.

Visibilidad: Las mirillas deben ser colocadas para buena observación de todos los quemadores y de la cámara de combustión.

f.

Instrumentos: Indicadores de temperatura para leer las temperaturas máximas, por tal razón se recomienda no instalarlos cerca de la salida de la cámara de combustión.

g.

Distribución de calor: El aire o el agua pueden ser usados para controlar la temperatura de la cámara, pero sólo se aceptan diseños probados.

h.

Acceso: Grandes puertas de acceso al nivel del piso son recomendables para unidades que queman líquidos y que pueden necesitar de limpieza de cenizas y de otros depósitos sólidos.



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2. Dimensionamiento a.

Densidad calórica: El promedio para incineradores es de 310 kW/m3 (30000 BTU/hpie3), el rango común es de 100 a 625 kW/m3 (10000 BTU/hpie 3 a 60000 BTU/hpie3).

b.

Conversión: El tiempo a la temperatura es el criterio modelo para cada corriente, por lo que debe ser suplido por el vendedor para porcentajes de conversión específicos. Cualquier valor menor o mayor que 0.5–1.0 s a 600–815°C (1100–1500°F) debe ser cuestionado.

c.

Unidades por encima de 980°C (1800°F): Para casos especiales únicamente.

3. Control térmico

6.5

a.

Puertas de aire: Deben ser ajustables desde la plataforma.

b.

Tiro forzado: Puede ser controlado automáticamente por medio de un ventilador con paletas guías.

c.

Rociadores de agua: Pueden arruinar el refractario por choque térmico sino están en la posición adecuada o si el agua no es suficientemente atomizada.

d.

Control del efluente: Los materiales del sistema de depuración se basan frecuentemente en la temperatura del gas de combustión.

Sistema de control General – Los controles generalmente son suministrados con el incinerador. Los vendedores han desarrollado paneles y esquemas de control para sus equipos y por lo general suministran estos controles ya probados con las unidades. Por lo general, ellos son aceptados si han sido demostrados por lo menos en otra aplicación. En la mayoría de los casos, no es necesario comprobarla en una aplicación con una corriente de desecho similar, debido a que los controles son más o menos los mismos para todas las unidades, aun en unidades de diferentes tamaños. Requerimientos adicionales – La especificación de servicio por lo general estipula algunos puntos adicionales: 1. Cuales instrumentos, alarmas y controles irán en paralelo con la sala de control. 2. Algunas veces se requieren indicadores adicionales para arrancar o alinear la unidad o para asegurar que se reúnen los requerimientos de diseño. 3. Considerar si cualquier dispositivo automático extra es ventajoso. 4. Después de cualquier parada automática, se recomienda energizar nuevamente la unidad pero en manual.


PDVSA

TRANSFERENCIA DE CALOR HORNOS INCINERADORES

.Menú Principal

6.6

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Recuperación de calor Frecuentemente, los incineradores pueden usar calor recuperado para reducir sus costos de operación. Sin embargo, la recuperación de calor para suplir vapor esencial, o para cualquier proceso crítico, es riesgoso por lo que debe evitarse. El precalentamiento de la corriente de desecho para reducir requerimientos de combustible auxiliar en el incinerador es la alternativa más atractiva para sistemas de recuperación de calor.

6.6.1

Tipos de precalentadores 1. Regenerativo (Ljungstrom) 2. De tubos y carcaza 3. Módulos prefabricados 4. Fuego directo

6.6.2

Desventajas de la RECUPERACIÓN DE Calor: 1. Inversión – Generalmente, son necesarios materiales de altas temperaturas. Muchas corrientes pueden causar corrosión y ensuciamiento especialmente durante desajustes. 2. Mantenimiento – Alto, especialmente para corrientes de desechos sucios. 3. Confiabilidad – La mayoría de los incineradores diseñados para conservar energía por medio de precalentamiento de la corriente de desecho no pueden operar (excepto a carga muy bajas) si la corriente no ha sido precalentada, debido a que no son diseñadas para quemar suficiente combustible auxiliar para compensar la carga calórica. También, se deben tomar consideraciones para el arranque del calentador.

6.7

Sistema de control del efluente Este varía grandemente de un sitio a otro debido a las regulaciones del control del medio ambiente, por lo que cada proyecto en particular debe investigar cuidadosamente la legislación existente y sus posibles tendencias. Esto debe ser realizado al comienzo del proyecto, debido a que el equipo de tratamiento del gas de combustión puede duplicar los costos del sistema de incineración. Los puntos que pueden afectar considerablemente el costo y la operación de los sistemas de control de efluentes son: – Enfriamiento de los gases de escape – para reducir los requerimientos de materiales. – Ducto del incinerador por una chimenea – común para diluir los gases. (el control de temperatura es requerido para evitar excesos en los límites de la temperatura del material). – Depuración del agua – puede causar problemas de contaminación.




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– Venteo de los gases de las corrientes de desecho cuando el incinerador es parado de emergencia.

7

PREPARACION DE LAS ESPECIFICACIONES DE TRABAJO La siguiente lista de comprobación muestra los puntos cubiertos normalmente en las especificaciones de servicio del incinerador. Para detalles de cada punto refiérase a las consideraciones de diseño. 1. Características de la corriente de desecho • Incluye todas las propiedades, flujos poderes caloríficos, cenizas, contaminantes. • Para corrientes nuevas y difíciles, determine la factibilidad del incinerador antes de proceder con las especificaciones de servicio. • Defina la dinámica de las corrientes. • Pronostique cambios futuros de la calidad y cantidad de la corriente. 2. Tipo de operación requerida • Especifique operación continua vs. intermitente, manual vs. automática; especialmente se deben dar detalles de las unidades de operación compleja (multi–corrientes). 3. Calidad requerida del efluente • Proporcione información de todas las leyes de control de contaminación local. – Los límites pronosticados deben ser impuestos por la legislación competente. – Defina cual ley existente debe cumplir. • Incluya las especificaciones del agua, especificaciones del aire, especificaciones de ruido, concentraciones al nivel del piso para el diseño de la chimenea. 4. Especificaciones de servicios • Dar las características del combustible auxiliar, vapor, aire, electricidad y combustible piloto. • Especifique el sitio de área disponible. • Suministre los datos de costos de servicios para las evaluaciones económicas. 5. Interfaces entre el vendedor–suplidor • Describa las interfaces con el sistema de alimentación, servicios, chimenea, fundación, etc.




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6. Costos de instalación • Solicite que el vendedor estime los costos de instalación y suministre detalles generales de las subsecciones fabricadas. 7. Sistemas y controles de alimentación • Especifique los puntos del equipo que el vendedor va a suministrar y lo que será suministrado por el contratista. – Generalmente, se compran controles de un mismo modelo. – Por lo general, el contratista suministra el sistema de alimentación. • Indique los controles que deben ser instalados en la sala de control. • Generalmente, instale purgas automáticas durante el arranque y encendido. • Especifique la capacidad de retención para desechos líquidos. • Especifique como manejar desechos gaseosos durante paradas de la unidad (venteos, mechurrio, etc.). 8. Cámara de combustión y quemadores • Se aceptan quemadores de tiro natural o forzado. • Especifique la fácil remoción de los quemadores y pistolas para su mantenimiento sin tener que parar la unidad. • Exija suficientes mirillas a diferentes elevaciones para visualizar cada quemador y casi toda la cámara de combustión en la zona de combustión. • Los requerimientos de ruido deben cumplir con PDVSA–MID–SN–252: “Control de ruidos en equipos”. • Si se van a quemar desechos sólidos o líquidos con alto contenido de cenizas, se debe proporcionar suficiente acceso para limpiar y hacerle mantenimiento a la cámara de combustión. Es posible considerar dos cámaras. • Las compuertas de entrada del aire y los reguladores de tiro debe ser ajustados desde la plataforma. 9. Controles • El vendedor debe suministrar los dibujos de control y las instrucciones de operación detallando todas las funciones del sistema de control y seguridad. • El sistema de control debe incluir protección contra extinción de llamas similar a los requeridos por los MID de hornos y calderas. Nótese que casi todos los incineradores son construidos con tales sistemas, pero cada uno debe ser cuidadosamente revisado para ver si es compatible con MID.




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Las áreas con problemas típicos son: – Las llamas de muchas corrientes de desecho no pueden funcionar con detectores de llama de tipo ultravioleta. Por lo tanto, se pueden usar detectores del tipo infrarrojo, si se tiene cuidado de asegurar la protección adecuada de la llama. Si se utiliza calor de combustión para la generación de vapor o para la recuperación de calor del proceso, el combustor del incinerador debe cumplir todos los criterios de los MID en lo que a sistemas de extinción de llamas/seguridad se refiere. 10. Recuperación de calor • Especifique que el balance de calor de la unidad sin recuperación de calor es tal, que la unidad cumple con los límites requeridos en caso de una falla del intercambiador de calor. • Si se desea, se puede instalar un desvío en el intercambiador de calor. • Especificar la composición del gas de combustión, el porcentaje de conversión del desecho, etc. para el caso en que no haya recuperación de calor. • Para información adicional, refiérase a los MID y MDP de Intercambiadores de Calor.

8

NORMAS PARA LOS ANALISIS DE DEMOSTRACION Debido a los requerimientos únicos de cada incinerador, a la falta de uniformidad y a la carencia de experiencia del vendedor en la industria, es común exigir un análisis de demostración de cualquier diseño del incinerador antes de hacer el contrato. Para corrientes no usuales, estos análisis de demostración/confiabilidad deben hacerse tan pronto como sea posible, para tener tiempo durante el desarrollo del mismo. Los requerimientos de análisis deben ser realizados en unidades existentes, dependiendo de los objetivos. Estos objetivos son para suministrar datos que prueben la aceptabilidad de todos los otros sub–sistemas en un diseño dado del incinerador. Los vendedores cooperan en estos esfuerzos y conducen análisis a un costo nominal, con el fin de obtener negociaciones futuras. Disponibilidad de muestra de corriente de desecho En muchos casos, es difícil obtener una muestra representativa con todas las trazas contaminantes. En tales casos, será necesario simular la corriente tan precisa como sea posible y con todos los parámetros posibles. Los parámetros de interés particular son: viscosidad, contenido de cenizas, contenido de sólidos y tamaño de las partículas, poder calorífico, contenido de agua o inertes.




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Objetivos múltiples obtenidos de los análisis Por lo general, el vendedor prueba si la corriente es o no capaz de mantener la combustión a los límites deseados de conversión, con o sin combustible auxiliar en su diseño particular de la cámara de combustión. Aunque este es el primer objetivo de cualquier análisis de incineración, se deben obtener datos para el diseño del manejo de la alimentación y sistemas de emisión de control. Los datos del sistema de alimentación deben incluir rangos de temperatura, bombeo, viscosidad, presión requerida y recirculación requerida. Los controles deben ser verificados para dimensionar los orificios y los cierres de combustión. Lo más recomendable sería que todo el sistema de control pudiera ser utilizado durante el análisis. Los análisis de combustión deben suministrar datos para los requerimientos de atomización con vapor, puntas perforadas, revestimiento refractario, combustible auxiliar y conversión de la corriente (tiempo, temperatura en función del % de conversión). Finalmente, los gases de combustión deben ser muestreados por personal con experiencia o por un laboratorio independiente, para determinar los requerimientos de tratamientos del gas de combustión. Se debe hacer análisis completos a varias muestras para determinar la composición y el tamaño de la partícula.

PDVSA MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO TRANSFERENCIA DE CALOR INTERCAMBIADORES DE CALOR

PDVSA N°

MDP–05–E–01

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JUL.95

REV.

FECHA

APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

PRINCIPIOS BASICOS

116 DESCRIPCION FECHA AGO.95

PAG. REV. APROB.

APROB. APROB. FECHA AGO.95

ESPECIALISTAS



TRANSFERENCIA DE CALOR INTERCAMBIADORES DE CALOR PRINCIPIOS BASICOS Indice manual

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PDVSA MDP–05–E–01 REVISION

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4


5

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6 4.7 4.8 4.9

Definiciones y descripciones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Funciones de los intercambiadores de calor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Mecanismos de transferencia de calor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Proceso de transferencia de calor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Clasificación y aplicaciones de intercambiadores de calor . . . . . . . . . . . . Consideraciones generales de diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consideraciones de diseño para intercambiadores de tubo y carcaza . . Problemas operacionales típicos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Optimización de los sistemas de integración de calor . . . . . . . . . . . . . . . .

5 8 8 9 13 24 39 60 64

5 GUIA GENERAL PARA DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

67

5.1 5.2 5.3 5.4

Proceso de diseño de intercambiadores de calor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Criterios de selección para intercambiadores de calor . . . . . . . . . . . . . . . . Guía general para el diseño de intercambiadores de calor . . . . . . . . . . . . Programas de computación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

67 69 71 73

6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

78

7 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

80

Tabla 1 Tabla 2a Tabla 2b Tabla 3 Tabla 4 Tabla 5 Tabla 6 Tabla 7 Tabla 8 Tabla 9 Tabla 10 Figura 1 Figura 2 Figura 3

Sumario de los diferentes tipos de intercambiadores de calor . . . Información requerida para el diseño de intercambiadores de calor (unidades métricas) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Información requerida para el diseño de intercambiadores de calor (unidades inglesas) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Coeficientes globales de transferencia de calor típicos (U0) . . . . . Temperatura de diseño del agua de enfriamiento entrando . . . . . . Factores de ensuciamiento típicos ri y ro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Caída de presión típicas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Datos de tubos para intercambiadores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Conductividades térmicas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Selección de tipos de cabezales (TEMA) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Número de pasos máximo por los tubos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Hoja de especificación para intercambiadores de calor (unidades SI) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Elementos de los intercambiadores de tubo y carcaza . . . . . . . . . . Nomenclatura TEMA para intercambiadores de calor . . . . . . . . . .

81 82 84 86 93 95 100 101 102 103 104 105 106 107



Figura 4 Figura 5 Figura 6a Figura 6b Figura 6c Figura 7 Figura 8 Figura 9


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Arreglos comunes de tubos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipos de deflectores para la carcaza . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipos de carcazas comunes para intercambiadores de tubo y carcaza – carcaza de un paso (TEMA, Tipo AES) . . . . . . . . . . . . . Tipos de carcazas comunes para intercambiadores de tubo y carcaza – carcaza de flujo dividido (TEMA, Tipo AJS) . . . . . . . . . Tipos de carcazas comunes para intercambiadores de tubo y carcaza – carcaza de dos pasos (TEMA, Tipo AFS) . . . . . . . . . . . . Localización de la banda de sello . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Mecanismos de condensación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipos de intercambiadores de placa . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

108 109 110 111 112 113 114 115



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OBJETIVO El objetivo de este documento es proveer al ingeniero de proceso y diseño con un conocimiento técnico/práctico que le permita comprender y familiarizarse con los parámetros que gobiernan el diseño de los equipos para transferencia de calor. El tema “Intercambiadores de Calor”, dentro del área de “Transferencia de Calor”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA–MDP–

Descripción del Documento

05–E–01

Intercambiadores de Calor: Principios Básicos. (Este documento)

05–E–02

Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseño para para equipos de tubo y carcaza.

05–E–03

Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseño para Enfriadores de Aire.

05–E–04

Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseño para Intercambiadores de Doble Tubo. Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseño para Servicios Criogénicos.

05–E–05

Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Intercambiadores de Calor”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, son una actualización de la Prácticas de Diseño “Intercambiadores de Calor”, presentadas en la versión de Junio de 1986 del MDP (Sección 9).

2

ALCANCE Este documento presenta definición de conceptos y descripción de las metodologías involucradas en el diseño y evaluación de los equipos para intercambio de calor. En las subsecciones 4.1, 4.2, 4.3 y 4.4 se conceptualiza brevemente el proceso de transferencia de calor. La subsección 4.5 describe los diferentes tipos de intercambiadores de calor comunmente usados en la IPPCN y sus aplicaciones. En general, estos equipos se diseñan y fabrican para un servicio específico, por lo que el diseñador y/o fabricante requieren de información sobre la operación y el servicio para el cual será adquirido dicho equipo. Esta información les es suministrada por el ingeniero de proyecto o de proceso mediante una hoja de datos con todos los requisitos que el intercambiador debe cumplir, evitándose así la adquisición de un equipo inadecuado para el servicio requerido. En la Figura 1. se muestra un ejemplo de la hoja de especificación para los intercambiadores de tubo y carcaza.




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La subsección 4.6 presenta las consideraciones básicas de diseño para todos los tipos de intercambiadores de calor y la subsección 4.7 contiene las consideraciones generales para el diseño de intercambiadores de calor del tipo tubo y carcaza. Las subsecciones 4.8 y 4.9 intentan concientizar, al ingeniero responsable del diseño y/o evaluación de un intercambiador, sobre la problemática operacional y de integración energética relacionada con dichos equipos, y la importancia de considerar estos factores durante su fase de diseño y/o evaluación dado su gran impacto sobre los costos de mantenimiento, de producción y energéticos. Finalmente, en la sección 5 se describe el proceso de diseño y selección de intercambiadores de calor. Aunque en los documentos PDVSA–MDP–05–E–02 al 05 se cubre en detalle los procedimientos de cálculo. Ciertos aspectos tales como longitud del tubo, especificaciones del tipo de material, limitaciones en las dimensiones de la carcaza, etc., son normalmente especificados por el cliente; como parte de las Bases de Diseño para la instalación de una nueva refinería o, en el caso de refinerías y plantas químicas existentes, en la carta de requisición del trabajo o, en último caso, esta información puede ser generada durante las etapas iniciales del trabajo.

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REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso (versión 1986) Vols V y VI, Sección 9 “Intercambiadores de calor” Vol I, Sección 1 “Consideraciones económicas de diseño” Vol I, Sección 2 “Temperatura de diseño, presión de diseño y clasificación de bridas” Vols VII y VIII, Sección 12 “Instrumentación y control” Vol VIII, Sección 14 “Flujo de fluidos” Manual de Diseño de Proceso PDVSA–MDP–08–SG–01 “Seguridad en el Diseño de Plantas: Introducción” Manual de Ingeniería de Diseño PDVSA–MID–EA–201–PR “Equipo de carcaza y tubos para intercambio de calor” PDVSA–MID–EA–202–PR “Equipo para intercambio de calor de doble tubo” PDVSA–MID–EC–201–PR “Equipo para intercambio de calor : enfriador de aire” PDVSA–MID–EF–202–R “Torre de enfriamiento de tipo inducido” PDVSA–MID–EG–201–R “Calentadores desaereadores”


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TRANSFERENCIA DE CALOR INTERCAMBIADORES DE CALOR PRINCIPIOS BASICOS

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PDVSA–MID–L–TP–2.1 “Intercambiadores de calor requisición, análisis de ofertas y detalles de compra” PDVSA–MID–90616.1.022 “Sistemas de alivio” PDVSA–MID–90617.1.041 “Guías de ingeniería para intercambiadores de calor de carcaza y tubo” Otras Referencias Standards of Tubular Exchanger Manufacture’s Association (TEMA) API Standard 661 “Air–cooled Heat Exchangers for General Refinery Services” API Standard 660 “Heat Exchanger for General Refinery Services” API Bulletin 2516 “Evaporation loss from low–pressure tanks (R 1993)” API Bulletin 2517 “Evaporative loss from floating roof tanks third edition; Addendum – 1994” API Manual of Petroleum Measurements Standards Ch 19 – Evaporative loss measurement Section 1 – “Evaporative loss from fixed–roof tanks (Supercedes Bulletin 2518) API Bulletin 2519 “Evaporation loss from internal floating roof tanks (R 1990)” Afgan, N. H. & Schlûnder, E. U.; Heat Exchanger Theory; First Edition McGraw Hill (1974). Chemical Engineering Magazine; Process Heat Exchange; McGraw Hill (1979) Hewitt, G. F.; Shires, G. L. and Bott T. R.; Process Heat Transfer; First Edition; CRC Press, Inc. (1993)10. Kays, W.M. and London, A.L.; Compact Heat Exchanger; Second Edition; McGraw Hill (1964) Kakac, S. et All; Heat Transfer Design Method; First Edition; McGraw Hill (1974) McKetta, J. J.; Heat Exchanger; First Edition; Marcel Dekker, Inc. (1991) Schlûnder, E. U.; Heat Exchanger Design Handbook; Vols. 2 & 3; First Edition, CRC Press, Inc. (1983) Smith, G. & Patel A.; Step by Step through the Pinch; The Chemical Engineer Journal; Novembre 1987.

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Definiciones y descripciones La terminología usada en esta serie de documentos del área de Transferencia de Calor, título Intercambiadores, es la que generalmente se usa en la IPPCN. A continuación se definen y describen los términos mas comunes:




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Refrigerador Es una unidad que utiliza un refrigerante para enfriar un fluido, hasta una temperatura menor que la obtenida si se utilizara aire o agua como medio de enfriamiento. Condensador Es una unidad en la cual los vapores de proceso se convierten total o parcialmente en líquidos. Generalmente, se utiliza agua o aire como medio de enfriamiento. El término “condensador de superficie” se refiere específicamente a aquellas unidades de carcaza y tubos que se utilizan para la condensación del vapor de desecho, proveniente de las máquinas y de las turbinas a vapor. Un “condensador de contacto directo” es una unidad en la cual el vapor es condensado mediante contacto directo con el medio enfriante, eliminando la superficie de transferencia de calor que separa el medio enfriante y el vapor. Enfriador Es una unidad en la cual una corriente de proceso intercambia calor con agua o aire sin que ocurra cambio de fase. Evaporador Los evaporadores son intercambiadores de calor usados específicamente para concentrar soluciones mediante la evaporación parcial del solvente, algunas veces hasta el punto que ocurra el fenómeno de la cristalización. Son diseñados para optimizar la producción del producto liquido o solido. Intercambiador Es el nombre genérico de un dispositivo mecánico, o equipo, diseñado para transferir calor entre dos o mas corrientes de fluidos que fluyen a través del equipo. Calentador Un calentador es un intercambiador de calor que aumenta la temperatura de una corriente, sin que normalmente ocurra un cambio de fase. Como fuente de calor puede utilizarse una corriente de servicio; tal como vapor de agua, aceite caliente, fluidos térmicos o líquidos químicos (como el “Humbletherm”); o una corriente de proceso de entalpía alta; por ejemplo: la descarga de un reactor operado a alta temperatura. Existe una gran variedad de fluidos térmicos que han sido ampliamente usados y están comercialmente disponibles; por ejemplo “Dowtherm A” (mezcla de 26.5% de Difenil (C6H5)2, y 73.5% de Oxido de Difenil (C6H5)2,O, con un punto de ebullición de 257.1°C.), y “Dowtherm J” ( (C10H14), con un punto de ebullición de 181°C.).





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Rehervidor Es un vaporizador frecuentemente usado para generar un flujo de vapor que suministra el calor latente de vaporización al fondo de una columna o torre fraccionadora. Existen dos tipos generales de rehervidores, aquéllos que descargan una mezcla bifásica a la torre y los que retornan vapor solamente. Los primeros pueden operar mediante circulación natural (comúnmente llamados termosifones), o circulación forzada (Ver documento PDVSA–MDP–05–E–02 para mayor información). Los termosifones son los tipos de rehervidores más comunes. Los termosifones horizontales donde la vaporización ocurre en el lado de la carcaza son los más usados en la industria petrolera. Normalmente, en los termosifones verticales, la vaporización ocurre en el lado de los tubos y se utilizan preferiblemente en las industrias químicas. En un termosifón, se debe proveer suficiente cabezal de líquido a fin de mantener la circulación natural del líquido a vaporizar. Los rehervidores de circulación forzada requieren de una bomba para impulsar el líquido a vaporizar a través del intercambiador. Este tipo de rehervidor no se utiliza con mucha frecuencia, debido a los costos adicionales del bombeo de la alimentación al rehervidor; sin embargo, en algunos casos se requiere circulación forzada para vencer limitaciones del cabezal hidrostático y problemas de circulación. Los rehervidores que retornan solamente vapor a la torre se denominan rehervidores de marmita (Kettle Reboilers), los cuales se caracterizan por carcazas largas, donde ocurre la separación liquido–vapor. El liquido es descargado como el producto de fondo de la columna y el vapor es retornado a la columna. Quizás la mejor manera de describir la operación de estos rehervidores es comparándolas con una paila u olla hirviendo (para mayores detalles ver documento PDVSA–MDP–05–E–02). Generadores de Vapor (Calderas de Recuperación de Calor) Los generadores de vapor son un tipo especial de vaporizadores utilizados para producir vapor de agua. Como fuente de calor se utiliza generalmente el calor en exceso que no se requiere para el proceso; de allí que estos rehervidores se les llame comúnmente “Calderas de Recuperación de Calor”. Al igual que los rehervidores, los generadores de vapor pueden ser del tipo “Kettle”, de circulación forzada o termosifones. Sobrecalentador Un sobrecalentador calienta el vapor por encima de su temperatura de saturación.




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Vaporizador Un vaporizador es un intercambiador que convierte líquido a vapor. El término vaporizador se refiere normalmente a aquellas unidades que manejan líquidos diferentes al agua.

4.2

Funciones de los intercambiadores de calor La función básica de los intercambiadores es la transferencia de energía térmica entre dos o mas fluidos a diferente temperatura. El calor fluye, como resultado del gradiente de temperatura, desde el fluido caliente hacia el frío a través de una pared de separación, la cual se le denomina superficie o área de transferencia de calor. Es decir, no existe fuente de energía térmica en un intercambiador de calor. Por otro lado, si los fluidos son inmiscibles, el área física de transferencia de calor puede ser eliminada, y la interfase formada entre los fluidos puede servir como área de transferencia de calor. En resumen, las funciones típicas de un intercambiador de calor en los procesos industriales son las siguientes:

4.3

1.

Recuperación de calor: la corriente fría recupera parte del calor contenido en la corriente caliente. Es decir, calentamiento y enfriamiento de las corrientes involucradas, las cuales fluyen simultáneamente a ambos lados del área de transferencia de calor.

2.

Evaporación: una de las corrientes involucradas en el intercambio de calor cambia de fase líquida a vapor.

3.

Condensación: una de las corrientes involucradas en el intercambio de calor cambia de fase vapor a fase líquida.

Mecanismos de transferencia de calor La transferencia de calor, como se definió previamente, es una interacción entre fluidos o materiales a consecuencia de un gradiente de temperaturas entre ellos. Esta interacción ocurre mediante tres mecanismos diferentes, a saber: conducción, radiación y convección. Estrictamente hablando, solamente los primeros mecanismos pueden clasificar como operaciones de transferencia de calor, porque dependen solamente de la existencia de un gradiente de temperatura. A diferencia de ellos, el mecanismo de convección esta fuertemente influenciado por el patrón de flujo (dinámica de fluido); pero tiene asociado un intercambio de energía desde las zonas de alta hacia baja temperatura. Conducción es fundamentalmente transferencia de energía por contacto físico en ausencia de movimiento del material a nivel macroscópico. Este mecanismo puede ocurrir en solidos, líquidos o gases. Radiación es la transferencia de calor de un cuerpo a otro mediante el movimiento de ondas electromagnéticas a través del espacio, inclusive cuando exista vacío




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entre ellos. La radiación puede ocurrir a través de gases, líquidos o sólidos; pero debido a la mayor capacidad de absorción de energía de los medios densos, la radiación del calor es mas eficiente a través de los gases. Convección es transferencia de calor de un punto a otro en un fluido, gas o líquido, debido a la mezcla y movimiento de las diferentes partes del fluido. Existen dos mecanismos de transferencia de calor por convección, denominados convección forzada y convección natural. En la convección forzada, el movimiento del fluido es debido a fuerzas externas, tal como bombeo; mientras que en la convección natural el movimiento es inducido por la diferencia de densidades resultante de la diferencia de temperatura en el fluido. Cuando en la convección forzada la velocidad es relativamente baja, estos factores de diferencia de densidad y de temperatura pueden tener un efecto considerable. Los métodos de cálculo para cada uno de estos mecanismos son diferentes. El flujo de calor por conducción es proporcional al gradiente de temperatura (ley de Fourier: Q=–kA(dT/dX) ); por radiación es función del incremento de la temperatura absoluta a la cuarta potencia (ecuación de Stefan Boltzmann: Q=1.714 x 10–7εA (T14 – T24)) y por convección es proporcional a la diferencia de temperatura entre la superficie de transferencia y la masa de fluido en contacto con ella (ley de Newton Q=hA (T1 – T2)). La diferencia entre estas ecuaciones reside, básicamente, en el coeficiente de transferencia. Así, el coeficiente por conducción, denominado conductividad térmica, es una propiedad del medio de transferencia y puede ser medido directamente y el coeficiente por radiación depende de una propiedad de la superficie radiante, llamada emisividad, la cual es medida directamente. Pero el coeficiente por convección es un parámetro empírico, obtenido experimentalmente, pero no medido directamente, por lo que el cálculo de la transferencia de calor por convección es mas empírico que para los otros dos mecanismos, existiendo una gran dependencia de datos experimentales y sus correlaciones. Adicionalmente, este coeficiente incorpora elementos de dinámica de fluidos. Generalmente, en cualquier proceso de transferencia de calor se encuentran presente, simultáneamente, varios de estos mecanismos; por ejemplo la transferencia de calor por convección incorpora calor por conducción en el fluido; de hecho, si el fluido fuese no–conductor no se daría la convección, pues el movimiento sirve para poner en contacto las partes fría y calientes.

4.4

Proceso de transferencia de calor En la subsección previa se ha planteado los diferentes mecanismos de transferencia de calor, y en esta subsección se plantean como a través de estos mecanismos ocurre la transferencia de calor. El objetivo es introducir un conocimiento general sobre los procesos de transferencia de calor. Existen dos




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tipos generales de procesos; a saber: (1) Sin cambio de fase, conocida también como calor sensible y (2) con cambio de fase. El proceso sin cambio de fase o calor sensible, como su nombre sugiere, involucra operaciones de calentamiento y enfriamiento de fluidos donde la transferencia de calor resulta solamente en cambios de temperatura; mientras que en el cambio de fase, la operación se traduce en una conversión de líquido a vapor o de vapor a líquido; es decir, vaporización o condensación. Muchas aplicaciones involucran ambos tipos de procesos. A continuación se presentan descripciones generales sobre estos tipos de procesos de transferencia de calor; pero no siendo el objetivo de este MDP presentar un tratado teórico sobre el tema, le remitimos para mayores detalles a las referencias mencionadas en la sección 3. En los documentos 03/ 04/ 05, referidos a procedimientos de PDVSA–MDP–05–E–02/ diseño, se presentan las correlaciones usadas en la IPPCN en el diseño de intercambiadores. 4.4.1

Calor sensible La mayoría de las aplicaciones de los procesos de transferencia de calor sin cambio de fase involucran el mecanismo de transferencia de convección forzada, tanto dentro de los tubos como sobre superficies externas. Como se menciono previamente (subsección 4.3), el coeficiente de transferencia de calor por convección depende de parámetros de dinámica de fluido, por ejemplo la velocidad. En base al movimiento de fluido, el flujo dentro de los tubos se divide en tres regímenes de flujo, los cuales son medidos mediante un parámetro adimensional, llamado número de Reynolds, el cual es una indicación de la turbulencia del flujo (para mayores detalles ver documento PDVSA–MDP– (Pendiente) (Consulta MDP versión 1986, Sección 14). Los regímenes de flujo son : 1.

Flujo laminar: número de Reynolds menor que 2.100.

2.

Flujo de transición: número de Reynolds entre 2.100 y 10.000.

3.

Flujo turbulento: número de Reynolds mayor que 10.000.

Para cada uno de estos regímenes de flujo han sido desarrollados ecuaciones semi–empíricas las cuales son usadas para describir y predecir adecuadamente la transferencia de calor en la región en consideración. Aunque los coeficientes de transferencia de calor para flujo Laminar son considerablemente mas pequeños que para flujo Turbulento, en algunas casos se prefiere el flujo Laminar para reducir costos de bombeo. El mecanismo de transferencia de calor en este régimen de flujo es básicamente por conducción. En la región de Transición, el flujo puede ser inestable y fluctuaciones en la caída de presión y en la transferencia de calor han sido observadas. Existe una gran




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incertidumbre en cuanto al comportamiento de los parámetros de transferencia de calor y de fricción del flujo; en consecuencia es aconsejable evitar el diseño de los equipos de intercambio de calor para operar dentro de esta región. En cuanto al fenómeno de transferencia de calor por convección forzada sobre superficies externas, es importante mencionar que el proceso de transferencia de calor esta íntimamente relacionado con la naturaleza del flujo; por ejemplo, la transferencia de calor sobre un haz de tubos depende del patrón de flujo y del grado de turbulencia; es decir, es función de la velocidad del fluido y del tamaño y arreglo de los tubos. Debido a la complejidad del flujo en estos casos de transferencia calor sobre superficies externas dificulta su tratamiento analítico, las ecuaciones disponibles para el cálculo del coeficiente de transferencia de calor se han desarrollado completamente en base a datos experimentales. 03/ 04/ 05, referidos a En los documentos PDVSA–MDP–05–E–02/ procedimientos de diseño, se presentan las correlaciones usadas en la IPPCN en el diseño de intercambiadores sin cambio de fase. 4.4.2

Condensación Condensación, una de las operaciones de transferencia de calor mas importantes, es un proceso convectivo, mediante el cual el vapor es convertido en liquido cuando el vapor saturado entra en contacto con una superficie a temperatura mas baja. Este proceso ocurre en una gran variedad de aplicaciones y equipos (por ejemplo: sobre/dentro de tubos verticales/horizontales). El condensado se forma sobre la superficie fría y, bajo el efecto de la fuerza de gravedad fluye hacia abajo, sobre dicha superficie, en diferentes maneras, las cuales se describen a continuación: Si el líquido condensado humedece la superficie formando una película continua de líquido, sobre la superficie, el proceso se denomina Condensación tipo película, la cual se muestra en la Figura 8.b. La película actúa como un material aislante de la superficie y representa una resistencia o barrera a la transferencia de calor. Este tipo de condensación es la que usualmente se asume en el diseño de condensadores y es la base teórica del procedimiento de diseño para condensadores presentado en el documento PDVSA–MDP–05–E–02. Si por el contrario el líquido condensado no humedece la superficie, se forman gotas de liquido las cuales crecen lo suficiente para moverse al azar sobre la superficie por efecto de la gravedad. Este proceso se denomina Condensación por gotas y se muestra en la Figura 8.a. En este proceso, porciones de superficie están directamente expuestas al vapor, no existiendo resistencia al flujo de calor, por lo que se experimenta ratas de transferencia de calor mas elevadas que en la condensación tipo película. Por esta razón, la condensación por gotas prodría ser preferida a la tipo película; pero es una opción impráctica dada la




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dificultad de mantenerla en el tiempo. La mayoría de las superficies tienden a la formación de película después de ser expuestas al vapor condensado durante un largo período de tiempo. Se ha intentado fomentar la condensación por gotas mediante el uso de aditivos al vapor y tratamiento de la superficie (por ejemplo, revestimiento), sin éxito, debido al incremento de costos operacionales, a su inefectividad en el tiempo y al ensuciamiento de la superficie, entre otros. Si las gotas de condensado se forman en la masa de la corriente de vapor, en lugar de sobre la superficie, el proceso se denomina Condensación homogénea, la Esta situación puede ocurrir en cual se muestra en la Figura 8.d. condensadores parciales o en corrientes de vapor con gases incondensables, cuando el vapor o la mezcla gas–vapor es enfriado por debajo del punto de rocío. Este tipo de condensación puede resultar en la formación de una niebla de gotas de liquido en el vapor, las cuales por ser muy pequeñas son difíciles de separar por métodos convencionales y pueden ser arrastradas en el venteo de condensador, presentando posibles problemas de contaminación ambiental. Cuando el vapor condensa produciendo dos fases liquidas ( por ejemplo, una mezcla de vapores de agua e hidrocarburos), el proceso se conoce como Condensación de líquidos inmiscibles. En estos casos, el patrón de condensación es variable. Un enfoque conservador supone la presencia de dos películas de condensado y el calor se transfiere a través de ambas películas en serie. Otro enfoque supone condensación tipo película para una de las fase, mientras que la otra forma gotas sobre la superficie de la película, como se ilustra en la Figura 8.c. 4.4.3

Vaporización La vaporización puede ser definida como la adición de calor a una masa líquida, en tal magnitud, que ocurre la generación de vapor. Es un proceso convectivo que involucra cambio de fase de líquido a vapor. Esta subsección intenta describir a continuación, solo a título informativo, los modos de transferencia de calor en el proceso de vaporización, y en el documento PDVSA–MDP–05–E–02 se presentan las correlaciones prácticas usadas en el diseño de intercambiadores, con vaporización. La vaporización ocurre cuando una superficie es expuesta a un liquido y mantenida a la temperatura de saturación de ese líquido, dependiendo el flujo de calor de la diferencia de temperatura entre la superficie y la condición de saturación. Si la superficie esta sumergida en una piscina estática de líquido, al proceso se le denomina Piscina de vaporización (“Pool Boiling”). Inicialmente no se forman burbujas o gotas de vapor y la transferencia de calor se da por convección natural. En el área cerca de superficie caliente, el líquido absorbe un pequeño sobrecalentamiento y es subsecuentemente evaporado en la medida que se mueve hacia la superficie del líquido. Seguidamente, comienzan a




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formarse burbujas en la superficie de transferencia, las cuales inicialmente desaparecen por condensación en la masa de líquido, al desprenderse de la superficie. A medida que la diferencia de temperatura se incrementa, crece el número de burbujas y solo alguna de ellas desaparecen en la superficie del líquido. Este régimen se le denomina Vaporización por nucleación. Eventualmente las burbujas se forman tan rápidamente y alcanzan a ser tan numerosas que se aglutinan, formando una película continua de vapor sobre la superficie caliente, y finalmente el vapor es descargado desde la película, en forma de burbujas regularmente espaciadas. Este régimen se denomina Vaporización por película, donde la transferencia de calor es por conducción y convección a través de la película y, a medida que la temperatura de la superficie se incrementa, por significativa radiación; siendo la transferencia de calor menos eficiente. Si la temperatura del líquido es menor que su temperatura de saturación, el proceso se llama Vaporización subenfriada o local. Si el liquido es mantenido a su temperatura de saturación, al proceso se le conoce como vaporización saturada. En este último caso, las burbujas formadas se desprenden hacia el centro de la masa liquida. Estos dos últimos modos de vaporización se encuentran presente cuando la vaporización ocurre en tubos verticales y se le conoce como Vaporización convectiva forzada.

4.5

Clasificación y aplicaciones de intercambiadores de calor Los intercambiadores son diseñados para satisfacer requerimientos específicos, existiendo en el mercado una gran diversidad de tipos que difieren en tamaño y forma. Estos tipos son clasificados de acuerdo a diferentes criterios, tales como procesos y mecanismos de transferencia de calor, grado de compacticidad de la superficie, patrón de flujo, número de fluidos, geometría y tipo de construcción. Este último criterio engloba un amplio rango de intercambiadores usados en la industria petrolera, los cuales se describen a continuación. Por supuesto, existen otros tipos de intercambiadores de calor a los cuales no se hace referencia, pero éstos no se utilizan con frecuencia en la industria petrolera.

4.5.1

Intercambiadores del tipo tubo y carcaza Este es el tipo de intercambiador que se utiliza comúnmente en las refinerías. No es caro, es fácil de limpiar y relativamente fácil de construir en diferentes tamaños y puede ser diseñado para presiones desde moderadas a altas, sin que varíe sustancialmente el costo. Mecánicamente resistente para soportar las tensiones a la cual es sometido durante la etapa de fabricación, el envío, montaje e instalación en sitio; y los esfuerzos externos e internos en las condiciones normales de operación, debido a los cambios en temperatura y presión. Fácil de mantener y reparar (aquellas partes sujetas a fallas frecuentes, tubos y empacaduras, son fáciles de reemplazar). Adicionalmente, la disponibilidad de




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buenos procedimientos de diseño, de experticia y de facilidades de fabricación, aseguran el diseño y construcción exitoso de este tipo de intercambiadores, convirtiéndoles en la primera opción a seleccionarse para un proceso de transferencia de calor. El intercambiador de tubo y carcaza consiste de un haz de tubos paralelos encerrados en un estuche cilíndrico llamado carcaza. En la Figura 2. se muestran las diferentes partes de este tipo de intercambiadores. Hay tres tipos básicos de intercambiadores de tubo y carcaza, dependiendo del método utilizado para mantener los tubos dentro de la carcaza. El primero es el de tipo fijo o intercambiadores de placa de tubos fija o de cabezal fijo. En este caso, el equipo tiene tubos rectos, asegurados en ambos extremos en placas de tubos soldados a la carcaza. En este tipo de construcción, algunas veces es necesario incorporar en la carcaza una junta de expansión o una junta de empaques, debido a la expansión diferencial de la carcaza y los tubos. Esta expansión se debe a la operación del equipo a diferentes temperaturas y a la utilización de diferentes materiales en la construcción. La necesidad de esta junta es determinada tanto por la magnitud de la expansión diferencial como del ciclo operativo esperado. Cuando no se requieren estas juntas o empacaduras, el equipo ofrece el máximo de protección contra la fuga del liquido contenido en la carcaza. El haz de tubos no puede ser removido para inspección y limpieza, pero el cabezal en el lado de los tubos, las empacaduras, la cubierta del canal, etc. son accesibles para mantenimiento y reemplazo de las partes. La carcaza puede ser limpiada por retrolavado o químicamente. Los intercambiadores de cabezal fijo son usados en servicios donde el fluido de la carcaza es un fluido limpio, como vapor de agua, refrigerante, gases, cierto tipo de agua de enfriamiento, etc. El segundo tipo de intercambiadores de tubo y carcaza utiliza tubos en forma de U, con ambos extremos de los tubos sujetados a una placa de tubos simple, eliminándose así los problemas de expansión diferencial porque los tubos pueden expandirse y contraerse libremente, la forma de U absorbe estos cambios. A estas unidades se les denomina intercambiadores con tubos en U. El haz de tubos puede ser removido de la carcaza para inspección y limpieza; pero la limpieza mecánica interna de los tubos y su reemplazo es difícil, por lo que este tipo de intercambiadores es usualmente aplicable en servicios limpios o cuando la limpieza química es efectiva. El costo de estas unidades a presión baja es aproximadamente igual al de las unidades de cabezal fijo, pero a presión alta es significativamente mas barato, por lo que es muy usado en este tipo de aplicación. El tercer tipo de intercambiadores de tubo y carcaza, al igual que las unidades de cabezal fijo, presenta dos placas de tubos, pero con solo una de ellas soldada a la carcaza y la otra moviéndose libremente, y así evitando los problemas de expansión diferencial. A este diseño se le conoce como intercambiadores de cabezal flotante. El haz de tubos de este tipo de intercambiador puede




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removerse para mantenimiento y para la limpieza mecánica de la carcaza y los tubos, también, pueden ser limpiados mecánicamente tanto en su exterior como en su interior. El diseño de cabezal flotante es mas caro (aprox. en un 25%) que el diseño de cabezal fijo, y es apropiado para servicios asociados a altas temperatura y presiones, pero limitado a aquellos servicios donde la fuga del fluido contenido en la carcaza es tolerable. Para mayor información sobre el diseño de este tipo de intercambiadores, refiérase a la Subsección 4.7 y al documento PDVSA–MDP–05–E–02. Resumiendo, los tipos de intercambiadores de tubo y carcaza, en orden de incremento de costos, para rango de presiones desde moderadas a altas, existentes son: 1.

Intercambiador de cabezal fijo.

2.

Intercambiador con tubos en U.

3.

Intercambiador de cabezal fijo con junta de expansión o junta de empaques.

4.

Intercambiador de cabezal flotante.

El diseñador debería elegir el tipo de intercambiador menos costoso, que sea aplicable al caso en estudio. En la Tabla 9 se presentan los tipos de cabezal fijo y flotante de la TEMA. Las boquillas de entrada y salida del fluido contenido en la carcaza son generalmente secciones de tubos estándares soldadas a la carcaza; aunque diseños especiales pueden ser requeridos en casos de baja caída de presión, distribución uniforme del fluido o protección por erosión. (Por ejemplo, deflectores de choque, cuando flujo bifásico o vapor saturado es admitido en la carcaza). La cubierta del canal es asegurada por pernos o atornillada al canal para permitir la inspección de la placa de tubos y de los tubos sin perturbar la operación del equipo. Alternativamente, para el fluido por los tubos pueden usarse casquetes con boquillas bridadas o conexiones roscadas. Otra de las partes importantes en la mayoría de los intercambiadores es el arreglo de los deflectores transversales, cuya función principal es el soporte de los tubos contra las vibraciones y deformaciones. Otra función es definir la trayectoria del flujo alrededor de los tubos, mejorando la transferencia de calor, pero incrementando la caída de presión. Los deflectores mas usados son los de corte segmentado. Otras partes importantes en la construcción de estos equipos son las barras tirantes, los espaciadores, las bandas de sellos y, por supuesto, las empacaduras. Todas esta partes son discutidas en las subsecciones 4.6 y 4.7.


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Los intercambiadores de carcaza y tubos se diseñan y fabrican de acuerdo a los estándares de la Asociación de Fabricantes de Intercambiadores Tubulares (Tubular Exchanger Manufacturers Association “TEMA”), con las modificaciones indicadas en el MID–EA–201–PR. De acuerdo a los patrones de TEMA existen tres clases estándares de construcción mecánica de intercambiadores: R, C y B. De éstas sólo se considerarán las clases R y C. (La Clase B es muy similar a la Clase C). El equipo que se fabrica de acuerdo a los patrones de la Clase R, cumplen con todos los requisitos para los servicios que involucran una transferencia de calor elevada. Sin embargo, existe una cantidad numerosa de aplicaciones que no requieren este tipo de construcción. Estas se caracterizan por bajas tendencias a la corrosión y ensuciamiento, requiriendo factores de ensuciamiento que no exceden de 0.00035 m2°C/W (0.002 hpie2°F/BTU) y límites permisibles de corrosión que no excedan 3.0 mm (1/8 pulg), para la unidad que se esté considerando. Este tipo de unidades pueden ser consideradas como equipos cuya frecuencia de mantenimiento es baja. En esta categoría se encuentran los intercambiadores de servicio agua/agua, enfriadores de aire, y aplicaciones similares de corrientes que no sean hidrocarburos; también se incluyen algunos servicios de hidrocarburos livianos, tales como: intercambiadores para fracciones livianos de crudo, calentadores de aceite lubricante y algunos calentadores de tanques de succión. Para estos servicios, se debería considerar la construcción Clase C. Aunque las unidades que se fabrican de acuerdo a la Clase R o a la Clase C, cumplen con todos los requisitos de los códigos pertinentes, (ASME u otros códigos nacionales); las unidades Clase C se diseñan para lograr una mayor economía, pudiéndose conseguir un ahorro en costos de hasta el 5% con respecto a las unidades Clase R. 4.5.2

Enfriadores de aire Los enfriadores de aire consisten de uno o más ventiladores de flujo axial, velocidades relativamente bajas y diámetros grandes, que forzan o inducen al aire a fluir a través de un banco de tubos, generalmente con aletas. La configuración básica de una unidad es un banco de tubos aleteados montado sobre una estructura de acero con una cámara de pleno y un anillo vénturi, un motor y otros accesorios como persianas, guardaventilador, alambrado e interruptores de vibración. La selección entre enfriadores de aire o intercambiadores convencionales de tubos y carcaza, depende del balance económico, el cual debe considerar en la inversión inicial, los costos de las facilidades requeridas dentro y fuera del área, para la instalación de los equipos y los costos de operación de los mismos. En general, los enfriadores de aire resultan especialmente atractivos en aquéllas localidades donde el agua escasea o requieren un tratamiento costoso como una torre de enfriamiento, donde las leyes de contaminación ambiental establezcan




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requisitos estrictos para los efluentes de agua, donde la expansión de los sistemas de agua de enfriamiento sea necesaria, o donde la naturaleza del medio enfriante cause taponamientos frecuentes o problemas de corrosión. En resumen, estas unidades requieren una inversión inicial mas alta que los enfriadores de agua pero los costos de operación y mantenimiento son menores. Estos equipos se utilizan con frecuencia en combinación con enfriadores de agua, cuando se requiere remover una gran cantidad de calor. En este caso los enfriadores de aire remueven primero la mayor parte del calor y el enfriamiento final se consigue con los de agua. también pueden utilizarse como enfriadores de emergencia en caso de requerirse un bombeo rápido de una corriente de proceso. Estas unidades aún con el ventilador apagado, son capaces de remover por convección natural entre 15 y 35% del calor de diseño, dependiendo del rango de temperatura de la corriente de proceso entrando al enfriador. Los enfriadores de aire ocupan un área relativamente grande. Por lo tanto, estas unidades se instalan normalmente encima de los tendidos de líneas y de los equipos de proceso, tales como tambores e intercambiadores. Para los criterios de seguridad aplicados, ver el documento PDVSA–MDP–08–SG–01. Cuando se considere la instalación de enfriadores de aire, se debería tomar en cuenta el efecto que puedan tener las pérdidas de calor de los equipos circundantes, en la temperatura de entrada del aire. El documento PDVSA–MDP–05–E–03 presenta una descripción detallada y el procedimiento de diseño para los enfriadores de aire. 4.5.3

Intercambiadores de doble tubo Los intercambiadores comerciales de doble tubo consisten de uno o más tubos, encerrados dentro de otro tubo en forma de U u “horquilla” que hace el papel de carcaza. Aunque algunas secciones de los intercambiadores de doble tubo tienen tubos lisos, la mayoría tienen aletas longitudinales en la superficie externa de los tubos. Son unidades de costos relativamente bajos, resistentes y se pueden desmantelar fácilmente para limpieza, removiendo la tapa colocada en el extremo en U del tubo externo, desmontando ambos cierres frontales y retirando el elemento de transferencia de calor. Estos intercambiadores se encuentran disponibles como unidades de fabricación estándar. Las secciones de doble tubo permiten un flujo en contracorriente y corriente verdadero, lo cual puede ser particularmente ventajoso cuando se requieren temperaturas de aproximación pequeñas o rangos de temperaturas grandes. Además, las unidades de doble tubo encajan muy bien en aquellas aplicaciones que involucran presiones altas y/o flujos bajos, debido a que estas unidades son de diámetros relativamente pequeños. Esto permite el uso de bridas pequeñas y paredes delgadas, si se las compara con los equipos de carcaza y tubo convencionales. Las secciones de doble tubo han sido diseñados para presiones




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de 16500 kPa man. (2400 psig), inclusive, en el lado de la carcaza, y 103400 kPa man. (15000 psig), inclusive, en el lado de los tubos. Las juntas de metal a metal, juntas de anillo o anillos tipo O se utilizan en los cierres terminales frontales a presiones bajas. Los intercambiadores de doble tubo simple se encuentran disponibles en el mercado en diferentes tamaños. El diámetro nominal de la carcaza oscila entre 50 y 100 mm (2 a 4 pulg) y el de los tubos internos entre 20 y 65 mm (3/4–2 1/2 pulg). Estos intercambiadores pueden ser justificados económicamente cuando la superficie equivalente de la carcaza y el tubo interno que se requiere, sea menor de 30 metros cuadrados (300 pie2). Los intercambiadores de doble tubo múltiples contienen hasta 64 tubos dentro del tubo exterior o carcaza. Los tubos internos, los cuales pueden ser lisos o con aletas, se encuentran disponibles en diámetros externos entre 16 mm y 22 (5/8 a 7/8 pulg). Sin embargo, en aquellas secciones que contengan más de 19 tubos, sólo se utilizan normalmente tubos lisos. Los tamaños nominales de la carcaza varían entre 100 mm y 400 mm (4 y 16 pulg) de diámetro nominal. Para mayor información acerca de los intercambiadores de doble tubo, ver documento PDVSA–MDP–05–E–04. 4.5.4

Intercambiadores de superficie extendida En los tubos lisos, usualmente, la relación entre la superficie externa y la interna se encuentra en el rango de 1.1 a 1.5, dependiendo, por supuesto del diámetro y el espesor de pared. Aquellos tubos con una mayor relación de superficies, en el rango 3 a 40, se les conoce como tubos de superficie extendida; y por antonomasia, los intercambiadores construidos con este tipo de tubos se les denomina Intercambiadores de superficie extendida. Los tubos de superficie extendida presentan aletas, normalmente, transversales o longitudinales; aunque otros tipos de aletas, como espigas (“peg”), espinas (spines) o helicoidal pueden ser usadas. Las aletas longitudinales, para diseños de flujo paralelo a los tubos, son especialmente aplicables en servicios donde la caída de presión es pequeña y el fluido en el lado de las aletas es limpio. Las aletas transversales son generalmente para diseños de flujo perpendicular a los tubos. Este tipo de superficie se emplea cuando, debido a las propiedades de transferencia de calor de un fluido, existe una resistencia alta para el flujo de calor, mientras que las propiedades del otro fluido permiten una resistencia baja. El fluido con la resistencia alta al flujo de calor se pone en contacto con la superficie de las aletas. En los documentos PDVSA–MDP–05–E–02/ 03 se presentan las guías para la utilización de las superficies extendidas en los intercambiadores de carcaza y tubos.



4.5.5


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Intercambiadores de placas Desde 1930 los intercambiadores de placa han sido usados en la industria química y de alimentos. Actualmente su uso se ha extendido considerablemente hacia la industria petrolera, especialmente cuando se requiere un sistema de intercambio de calor compacto y flexible en rangos de temperatura por debajo de 250 °C (482 °F) y 2533 kPa man. (368 psig). En estas unidades, la superficie de transferencia de calor es construida de planchas de metal en lugar de tubos. Estas planchas pueden ser de superficie lisa, corrugada o canalizada. Dependiendo del tipo de superficie de la plancha y de la configuración de la unidad, se conocen cuatro (4) tipos de intercambiadores de placa, a saber : (1) intercambiadores de placas en espiral (Spiral Plate), (2) intercambiadores de placas con empacadura (Plate–and–Frame Exchanger), (3) intercambiadores de placas con aletas (Plate–and–Fin Exchanger) y (4) intercambiadores de laminas repujadas (Patterned Plates). Dada la poca experiencia existente en estos tipos de intercambiadores, tanto en la IPPCN como en la compañías de ingeniería, este manual recomienda que el diseño de estas unidades sea realizado por los vendedores o fabricantes de estas unidades, dada su experiencia en dicha área. 1.

Intercambiadores de placas en espiral (Spiral Plate).– Estas unidades consisten, esencialmente, de dos planchas paralelas, enrolladas en espiral y soldados, adecuadamente, los extremos alternos de las planchas adyacentes para formar un par de canales concéntricos. Las planchas son separadas por protuberancias abollonadas en una de las planchas. Un fluido entra en el centro del espiral y fluye hacia afuera; mientras el otro entra en la periferia y fluye hacia el centro, en contracorriente. Debido a la trayectoria en espiral de los fluidos, estas unidades presentan un coeficiente global de transferencia de calor más alto que las unidades convencionales y una reducción de la formación de depósitos de sucio. En la mayoría de los servicios no presentan problemas de expansión térmica y son relativamente fáciles de limpiar. Son utilizables en el manejo de fluidos viscosos o con contenido de solidos, y como condensadores o reboilers. En la Figura 9.a se muestran versiones de este tipo de equipos.

2.

Intercambiadores de Placas con Empacadura (Plate–and–Frame Exchanger).– En la Figura 9.b se muestra un intercambiador típico de placas. Estas unidades consisten en un conjunto de planchas de metal muy delgadas y corrugadas, mantenidas juntas en un bastidor y selladas en sus bordes, para prevenir fugas hacia afuera, por una empacadura compresible, formando así una serie de pasadizos estrechos e interconectados, a través de los cuales son bombeados los fluidos. El fluido caliente y el frío siguen pasadizos alternos y el calor es transferido a través de las planchas con una resistencia térmica relativamente baja. El bastidor es una estructura rígida




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formado por una placa fija en un extremo y una columna de soporte en el otro, conectados ambos en el tope por una barra de sustentación y en el fondo por un riel guía. Estas unidades resultan atractivas para su uso en lugares confinados o sensibles al peso, como barcos o plataformas costa afuera (por ejemplo, plataformas de producción en el Lago de Maracaibo), debido a que las superficies de transferencia son relativamente compactas y livianas. Pueden ser fabricadas con cualquier metal, aunque acero al carbono es poco usado porque el equipo no sería competitivo con las unidades de tubo y carcaza. Los rangos de temperatura y presión son limitados a valores relativamente bajos, debido al material de la empacadura y de construcción. 3.

Intercambiadores de placas con aletas (Plate–and–Fin Exchanger).– Los intercambiadores de placas con aletas representan la forma mas compacta de superficie de transferencia de calor, por lo menos en el caso usual donde los fluidos deben mantenerse separados. El peso también es mantenido al mínimo. La presión de diseño puede alcanzar hasta 4826 kPa man. (700 psig.) y la temperatura en el orden de los 800°C (1472°F), inclusive temperaturas mas altas pueden usarse, si se utiliza como material de construcción, cerámica. Usualmente, el material de construcción es aluminio y las condiciones máximas de diseño son 4100 kPa man. (600 psig) y 67°C (150°F). Estas unidades son construidas de múltiples capas de hojas de metal corrugadas (aletas), formando una especie de matriz porosa o corrugada, colocada entre láminas planas de metal que sirven como tabiques separadores, como se muestra en la figura 9.c. El fluido entrando y saliendo de de la matriz corrugada es controlado por distribuidores, con una barra lateral solida usada para prevenir que un fluido entre en los canales del otro fluido. Mas de un fluido puede ser manejado en una sola unidad, mediante el arreglo adecuado de los distribuidores. El conjunto de matriz corrugada, laminas planas y barras laterales es soldado con una soldadura fuerte, resultando en una estructura resistente y rígida con una densidad volumétrica del área de transferencia de calor muy alta. Sin embargo, estas unidades presentan limitaciones en cuanto a su tamaño, materiales de construcción y limpieza. Siendo esta última su limitación mas generalizada, puesto que el tipo de construcción (completamente soldada y estrechos pasadizos) no permite el acceso para una limpieza mecánica, y el uso de químicos no resulta completamente satisfactorio dada la dificultad de penetración del fluido de limpieza. Por lo tanto, este tipo de unidades son especificadas para servicios de fluidos limpios, siendo el área mas común de aplicación los procesos criogénicos, tales como producción de gas natural liquido, purificación de hidrógeno etc., y actualmente se usan en las plantas de etileno.

4.

Intercambiadores de láminas repujadas (Patterned Plates).– En estas unidades las superficies de transferencia de calor son construidas con dos planchas de metal, una de las cuales o ambas son repujadas, unidas con




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soldadura normal o de latón de tal manera que forman canales parecidos a un serpentín. Un fluido circula a través de dichos canales y el otro alrededor de la superficie externa de las planchas. Estas unidades son poco costosas, livianas y fáciles de limpiar en el lado externo. Su aplicación principal es el enfriamiento y calentamiento de tanques. Las unidades conocidas como los Intercambiadores Lamella o Ramen son construidos soldando estas superficies de transferencia en una placa de tubos para formar un haz de tubos que es colocado en una carcaza. Aunque generalmente se construyen para presiones hasta 1724 kPa man. (250 psig), pueden ser diseñadas para presiones tan altas como 10342 kPa man. (1500 psig). 4.5.6

Intercambiadores de tipo espiral (“Hampson Coil”) Los intercambiadores de tubos en forma de espirales consisten de un grupo de serpentines concéntricos enrollados en forma de espiral, los cuales están conectados a placas o cabezales de tubos. Entre sus características se pueden mencionar las siguientes: son económicos, de fácil instalación y limpieza; se utilizan para flujo en contracorriente, no tienen problemas de expansión diferencial, son compactos y pueden ser usados para el intercambio de calor de dos o más fluidos. Estas unidades se utilizan normalmente en las aplicaciones criogénicas, donde la presión de proceso es 4500 kPa man. (650 psig) o mayor; siendo particularmente útiles en el manejo de fluidos viscosos y aplicables como condensadores o rehervidores. El documento PDVSA–MDP–05–E–05 estas unidades.

4.5.7

presenta detalles adicionales sobre

Otros tipos de intercambiadores de calor La mayoría de los tipos de intercambiadores se describieron previamente en las subsecciones precedentes, pero ello no significa que se ha agotado la disponibilidad de dispositivos para transferencia de calor; muchas otras configuraciones especiales se encuentran disponibles en el mercado. A continuación se describen brevemente algunos tipos de intercambiadores que se utilizan en la IPPCN bajo consideraciones especiales de proceso y/o materiales. Para mayor información sobre estos intercambiadores, consulte las referencias 7, 8, 9, y 13 mencionadas en la sección 3. Adicionalmente, cuando se requiere utilizar este tipo de intercambiadores, se especifica normalmente el calor a transferir dejándole el diseño a los fabricantes de este tipo especial de equipos, quienes disponen de metodología de diseño, datos, experticia y garantizan la operabilidad de los mismos. 1.

Intercambiadores tipo superficie raspadora (Scraped–Surface).– Los intercambiadores tipo superficie raspadora tienen un elemento rotatorio provisto de una cuchilla sujeta a un resorte, la cual sirve para limpiar la superficie de transferencia de calor. Estos equipos pueden ser de baja (15




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a 150 rpm) y alta velocidad (200 a 2000 rpm) y ambos se utilizan generalmente en plantas donde el fluido es muy viscoso o tiene tendencia a formar depósitos, como en las plantas de extracción de parafinas (por ejemplo: La Refinería de San Roque, CORPOVEN, S. A.). Las unidades de alta velocidad son especialmente usadas en aquellos servicios donde se requiere un corto tiempo de residencia para prevenir la formación de depósitos y la cristalización. Estos intercambiadores son de construcción tipo doble tubo. El tubo interno, el cual lleva las cuchillas, se encuentra disponible en diámetros nominales de 150, 200 y 300 mm (6, 8 y 12 pulg, respectivamente). El tubo externo, el cual forma un pasadizo anular por donde fluye el medio enfriante o refrigerante se dimensiona de acuerdo a las necesidades del caso en cuestión. El arreglo más común consiste en un máximo de 10 secciones horizontales de 300 mm (12 pulg) de diámetro o un máximo de 12 secciones horizontales de diámetro menor, conectadas en serie o series/paralelo formando dos filas verticales sobre una estructura adecuada. Este tipo de arreglo se denomina soporte (“Stand”). Motores y cadena, o engranajes, más los protectores apropiados complementan el soporte (“Stand”). La secuencia normal de procesamiento incluye uno o más intercambiadores de soporte, seguidos de uno o más enfriadores de soporte en servicio refrigerante. 2.

Intercambiadores tipo bayoneta.– Un intercambiador tipo bayoneta consiste de un par de tubos concéntricos, con el tubo externo soldado en uno de sus extremos. El tubo interno o bayoneta sirve únicamente para suplir el fluido al ángulo localizado entre el tubo externo o funda y el interno. La transferencia de calor ocurre solamente a través del tubo externo, el cual está hecho normalmente de una aleación muy costosa y el interno de acero al carbono. Son unidades de gran utilidad cuando existe una diferencia extremadamente alta entre el fluido del lado de la carcaza y el del lado de los tubos, ya que todas las partes sujetas a expansión diferencial, se mueven libre e independientemente una de la otra; se utilizan en servicios con cambio de fase donde no es deseable tener un flujo bifásico en contra de la gravedad; son adecuadas en servicios en vacío, debido a su baja caída de presión y algunas veces se coloca en tanques y equipos de proceso para calentamiento y enfriamiento. Los costos por metro cuadrado para estas unidades son relativamente altos, ya que solamente el tubo externo transfiere calor al fluido que circula por la carcaza.

3.

Enfriadores de película vertical descendente.– Los intercambiadores de película vertical descendente son del tipo de cabezal de tubos fijo. El agua se controla mediante un instrumento de medición de la entrada de cada tubo y fluye por el interior de éstos, formando una película densa.

4.

Enfriadores de serpentín (Worm Coolers).– Estos enfriadores consisten en serpentines sumergidos en un recipiente con agua. Aunque estos




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enfriadores son de construcción simple, son extremadamente costosos por metro cuadrado de superficie. Se utilizan solamente por razones especiales, por ejemplo, cuando se requiere un enfriamiento de emergencia y no existe otra fuente de agua disponible. La caja contiene agua suficiente para enfriar el líquido en caso que ocurra una perturbación en la unidad y el agua de enfriamiento falle. Cuando se decide instalar estos equipos, los mismos deberían utilizarse regularmente como parte del circuito de enfriamiento de la unidad. 5.

Condensadores de contacto directo (Barométricos).– Un condensador de contacto directo consiste en una torre pequeña, en la cual el agua y el vapor circulan juntos. El vapor condensa mediante el contacto directo con las gotas de agua. Su nombre se deriva del término “cola de tubería larga” (“Long Tailpipe”) o “pata barométrica” (“Barometric Leg”), la cual se requiere cuando es necesaria una descarga de condensado continua. Las unidades de contacto directo se utilizan solamente cuando las solubilidades del medio enfriante y del fluido de proceso, son tales que no se crean problemas de contaminación del agua o del producto. Las pérdidas del fluido de proceso en el medio enfriante también deben evaluarse.

6.

Enfriadores de cascada.– Un condensador de cascada está constituido por una serie de tubos colocados horizontalmente uno encima del otro y sobre los cuales gotea agua de enfriamiento, proveniente de un distribuidor. El fluido caliente generalmente circula en contracorriente respecto al flujo de agua. Los condensadores de cascada se utilizan solamente donde el fluido de proceso es altamente corrosivo, tal como sucede en el enfriamiento de ácido sulfúrico. Estas unidades también se les conoce con el nombre de enfriadores de trombón (“Trombone Coolers”), enfriadores de gotas o enfriadores de serpentín.

7.

Intercambiadores de grafito impermeable.– Los intercambiadores de grafito impermeable se utilizan solamente en aquellos servicios que son altamente corrosivos, como por ejemplo, en la extracción de isobutano y en las plantas de concentración de ácidos y dímeros. Estas unidades se construyen en diferentes formas: a.

Los intercambiadores de grafito cúbico consisten de un bloque cúbico central de grafito impermeable, el cual es agujereado para proveer pasadizos para los fluidos de proceso y de servicio. Los cabezales están apernados a los lados del cubo de manera de distribuir el fluido. Los cubos se pueden interconectar para proveer área adicional de transferencia de calor.

b.

Los intercambiadores de grafito tipo bloque consisten de un bloque de grafito impermeable encerrado en una carcaza cilíndrica. El fluido de proceso (lado de los tubos) fluye a través de pasadizos axiales en el


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bloque, y el fluido de servicio (lado de la carcaza), circula por pasadizos transversales en el bloque. c.

4.6

Los intercambiadores de grafito de carcaza y tubos son iguales a los intercambiadores corrientes de carcaza y tubo, excepto que los tubos, las hojas de tubos y cabezales están construidos de grafito impermeable.

Consideraciones generales de diseño

4.6.1

Generalidades La velocidad de transferencia de calor de un fluido a otro, a través de una pared de metal es proporcional al coeficiente global de transferencia de calor, el área de la pared y a la diferencia de temperatura entre el fluido caliente y el frío: (Ec. 1)

Q + U o x A x DTMe

donde:

ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ En unidades SI


W

BTU / h

Q

=

Velocidad de transferencia de calor

Uo

=

Coeficiente global de transferencia de calor basado en el área externa de la superficie del metal

W / m2 °C

A

=

Area externa de la superficie del metal a través de la cual ocurre la transferencia de calor

m2

pie2

Diferencia de temperaturas medias logarítmicas entre los fluidos caliente y frío

°C

°F

DTMe =

BTU / hpie2 °F

Cuando se especifica un intercambiador de calor, el diseñador casi siempre conoce o puede calcular sin mucha dificultad, los términos Q y DTMe para las condiciones de proceso dadas. Para obtener el valor apropiado del área de transferencia de calor requerida, se necesita evaluar solamente el coeficiente Uo. Desafortunadamente, Uo es función del diseño y de las velocidades de ensuciamiento. Por esta razón, el diseño de un intercambiador de calor requiere un cálculo de ensayo y error (tanteo).




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El procedimiento general utilizado en el diseño de intercambiadores de calor se describe en la sección 5. 4.6.2

Coeficiente global de transferencia de calor (U0) Esta disertación teórica sobre los coeficientes globales de transferencia de calor es aplicable a todos los tipos de intercambiadores, excepto los de contacto directo. Cuando el calor fluye desde un fluido que circula por un lado de un tubo a otro fluido que circula por el otro lado del tubo, dicho calor debe vencer las resistencias siguientes: – Rio, la cual es la resistencia de la película laminar del fluido en el interior del tubo, referida al área externa del tubo. – rio, la cual es la resistencia (factor de ensuciamiento) del material extraño depositado en el interior de tubo, referida al área externa del tubo. – rw, la cual es la resistencia de la pared del tubo. – ro, la cual es la resistencia (factor de ensuciamiento) del material extraño depositado en el exterior del tubo. – Ro, la cual es la resistencia de la película laminar del fluido en el exterior del tubo. La suma de estas cinco resistencias se denomina resistencia total Rt y se define como: Uo + 1 Rt

(Ec. 2)

Los factores de ensuciamiento rio y ro se estiman basados en la experiencia o utilizando los valores típicos que se muestran en la Tabla 5. El término rw se calcula a partir del espesor y la conductividad térmica del metal. Rino y ro son funciones de la velocidad másica y de las propiedades físicas del fluido, y se evalúan a partir de las correlaciones dadas en las subsecciones siguientes. Estas correlaciones están dadas en términos de hio y ho, donde 1/Ro = hi y 1/Rio = hio. Los términos “h” se denominan “coeficientes de película”. Los términos de resistencia se expresan por unidad de área (m2 o pie2). El área se refiere a los metros cuadrados (pie2) de superficie, donde ocurre la resistencia. Como las resistencias se suman para obtener una resistencia total, cada resistencia debe estar referida a una misma área en lugar de a su propia área. Esto racionaliza los términos y hace posible que puedan adicionarse. Es práctica común utilizar el área externa de los tubos, como base para los cálculos y la especificación de los intercambiadores. Esto se indica normalmente con el subíndice “io”, como se mostró anteriormente. Por ejemplo, “hio” es el “coeficiente interno” basado en el área externa del tubo. Para un tubo, hio = hi (di/do), donde hi es el “coeficiente interno” basado en el área interna del tubo. Este factor ya ha sido incluido en las correlaciones presentadas en este manual.




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La hoja de especificación de intercambiadores de calor, que se muestra en la Figura 1., indican que dos coeficientes totales de transferencia de calor deberían ser calculados; se debería calcular un coeficiente limpio y otro sucio (La hoja de especificación de los enfriadores de aire se muestra en el documento El coeficiente limpio (“Commercially Clean PDVSA–MDP–05–E–03). Coefficient”) es el coeficiente total que puede esperarse cuando un intercambiador nuevo se pone por primera vez en servicio. Este coeficiente se calcula de la manera siguiente: 1 + R ) R ) R ) r ) F w c o 1 io Uc

(Ec. 3)

El factor F1 (F1 = 0.0002 m2 °C/W = 0.001 h.pie2 °F / BTU) es una resistencia que se estima por el ensuciamiento de un intercambiador nuevo debido a los lubricantes utilizados durante la expansión (Tube Roller Lubricants) de los tubos, la corrosión causada por la prueba hidrostática del equipo, etc. Se supone que esta resistencia se divide uniformemente entre las superficies del lado de la carcaza y del lado de los tubos. 4.6.3

Temperaturas de operación Las temperaturas de operación de un intercambiador son establecidas por las condiciones del proceso. Sin embargo, en ciertos casos, el diseñador del intercambiador puede establecer las condiciones de operación, pero estas en ningún caso pueden ser menores que las mínimas requeridas por el proceso. A continuación se presentan criterios para la selección de la temperatura de operación: 1.

Temperatura de las corrientes a almacenaje – La temperatura máxima de una corriente enviada a un almacenaje abierto a la atmósfera, se establece generalmente de acuerdo a criterios de seguridad, aspectos económicos o consideraciones especiales del proceso (Ver documento PDVSA–MDP–08–SG–01): a.

Criterios de seguridad – Una corriente enviada a un tanque situado a nivel del mar y abierto a la atmósfera, no debería exceder la temperatura a la cual su presión de vapor verdadera sea 89.6 kPa abs. (13 psia). Este valor se reduce 11.3 kPa, por cada 1000 m (0.5 psi por cada 1000 pie) de elevación. Para las corrientes pesadas cuya presión de vapor verdadera es difícil de determinar, la temperatura máxima a almacenaje debería ser el valor más bajo entre 28°C (50°F) por debajo del punto inicial de ebullición ASTM y 8°C (15°F) por debajo del punto de inflamación mínimo. Las corrientes no deberían enviarse a almacenaje a temperaturas superiores de 90 a 120°C (200 a 250°F). Si se opera en este rango de temperatura o por encima de él, el agua




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remanente en el tanque podría evaporarse ocasionando un derramamiento del tanque. b.

Aspectos económicos – La selección de la temperatura óptima de una corriente enviada a un tanque de techo cónico, se basa generalmente en un balance económico entre el costo en que se incurre al aumentar la superficie del enfriador y el consumo de agua de enfriamiento, y el ahorro que se produce al reducir las pérdidas por vaporización del producto enviado a almacenamiento. El método para determinar las pérdidas por vaporización se presentan en los Boletines API siguientes: • API Bulletin 2516 “Evaporation loss from low–pressure tanks (R 1993)” • API Bulletin 2517 “Evaporative loss from floating root tanks third edition; Addendum – 1994” • API Manual of Petroleum Measurements Standards Ch 19 – Evaporative loss measurement Section 1 – “Evaporative loss from fixed–roof tanks (Supercedes Bulletin 2518). • API Bulletin 2519 “Evaporation loss from internal floating roof tanks (R 1990)”. Como las pérdidas en un tanque de techo flotante son despreciables, la temperatura óptima es la máxima que se permita por razones de seguridad (Consulte al respecto el Manual de Ingeniería de Riesgos de PDVSA).

c.

Consideraciones especiales – La oportunidad para optimizar la temperatura de una corriente que va a almacenaje es mayor para los productos intermedios. Sin embargo, se requieren consideraciones especiales para los casos siguientes: c.1. Corrientes que se almacenan antes de un proceso que requiere la refrigeración de la alimentación. c.2. Corrientes cuyas propiedades se degradan permanentemente a temperaturas altas de almacenamiento. c.3. Corrientes que se almacenan antes de ser mezcladas. Las temperaturas de almacenaje de estas corrientes deberían elegirse después de considerar las propiedades y la temperatura de la mezcla, suponiendo que no exista pérdidas de calor en el almacenaje intermedio.




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Además de la alimentación mencionada anteriormente, la temperatura de una corriente que va al almacenaje final, está limitada normalmente a un máximo de 57°C (135°F), si el producto tiene que ser transportado por barco o tanquero. Sin embargo, algunas veces se utilizan temperaturas superiores a los 65°C (150°F), pero el procedimiento de operación a temperaturas elevadas tiene que ser aprobado por el personal de embarque. 2.

Temperatura del agua de enfriamiento – Las temperaturas de salida máximas permitidas para el agua de enfriamiento (determinadas por consideraciones de ensuciamiento), en enfriadores que no sean recipientes llenos de agua son las siguientes (Box Coolers): • Agua Salada 48°C (120°F) • Agua Salobre 51°C (125°F) • Agua Dulce 54°C (130°F) La temperatura máxima de operación utilizada para un proyecto debería verificarse con el cliente, ya que ésta tiene una influencia importante en la determinación de la superficie. Otro criterio igual o más importante, es el de la máxima temperatura permitida para la película del agua de enfriamiento. Esta es la temperatura de película promedio a la salida del agua. Los límites son los siguientes: • Agua Salada 60°C (140°F) • Agua Dulce 65°C (150°F) Para los intercambiadores tipo serpentines sumergidos en recipientes con agua, la temperatura de salida máxima del agua de enfriamiento es 65°C (150°F), tanto para el agua salada como el agua dulce. Si se permite que las temperaturas de película del agua excedan los valores anteriores, puede ocurrir un ensuciamiento catastrófico. En aquellos casos donde la temperatura de salida de la corriente caliente es igual o menor que la temperatura de salida máxima permitida del agua de enfriamiento, se requiere hacer un pequeño estudio económico para determinar la temperatura óptima de salida del agua. Este estudio consiste en comparar superficie versus requerimientos de agua de enfriamiento, para diferentes valores de temperatura de salida del agua. Sin embargo, para este caso la temperatura de salida del agua se determina diseñando el intercambiador de manera tal que el factor de corrección de la diferencia de temperaturas media logarítmica (Fn) sea igual al valor mínimo permitido (0.8). Se debe mantener presente la posibilidad de utilizar una unidad de dos pasos en la carcaza o dos carcazas en serie, para estas situaciones.




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Algunas veces, un condensador o un enfriador puede diseñarse utilizando una gran cantidad de agua de enfriamiento con una temperatura de salida relativamente baja. Cuando este sea el caso, se debería tener presente la posibilidad de reutilizar esta agua en otros enfriadores, donde la temperatura de salida del agua sea igual a la máxima permitida. Los intercambiadores tipo serpentín sumergido en recipiente con agua operan con agua que ha sido utilizada previamente. En la Tabla 4 se presenta una lista de las temperaturas de entrada del agua de enfriamiento, que se recomienda utilizar en el diseño de acuerdo a la ubicación de la refinería y al tipo de agua. 3.

4.6.4

Temperatura de aproximación– La selección del arreglo óptimo de una serie de intercambiadores (tren de intercambiadores), requiere de un estudio económico más complejo debido al gran número de variables que se tienen que considerar. En muchos casos, no solamente el calor total requerido se debe distribuir entre los intercambiadores y un horno (o vapor), sino que se debe tener en cuenta que este calor puede ser suministrado por otras corrientes de diferentes niveles de entalpía, que se encuentren disponibles. Se deben considerar los costos de inversión de los intercambiadores, enfriadores y el horno (o calentador a vapor). Los costos de operación de estos equipos también deben incluirse. Es posible transferir mucho calor al extremo frío de un tren de intercambiadores de calor o requerir un área excesiva en un punto más distante donde la corriente que se calienta ha aumentado su temperatura. También, cuando se desea obtener la mayor cantidad de calor que sea posible, la temperatura de aproximación (diferencia de temperatura entre las temperaturas de salida de las corrientes) que se utilice debe ser pequeña, de manera tal que el diseño resulte económico. En aquellos casos donde el costo del combustible es alto (mayor de $1.40 por millón kJ (1.5$ por millón de BTU)), es muy importante efectuar un análisis crítico a la parte económica. Para mayores detalles ver subsección 4.9.

Diferencia efectiva de temperatura A.

Sin cambio de fase

La diferencia de temperatura efectiva, DTMe, entre los fluidos caliente y frío es la fuerza motora del mecanismo de transferencia de calor. Esta temperatura se calcula a partir de la diferencia de temperatura media logarítmica en contracorriente, la cual se corrige mediante factores, los cuales toman en consideración el arreglo de flujo que se vaya a utilizar. B.

Con cambio de fase

En el caso de condensación o vaporización, la relación entre Q y la temperatura del fluido no es lineal. En este caso, se hace necesario dividir el intercambiador en




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zonas de manera tal que Q sea aproximadamente lineal con las temperaturas para cada zona. Basadas en las diferencias de temperaturas media logarítmicas y los calores transferidos en cada una de las zonas, se obtiene un DTMe total para todo el intercambiador. Los métodos que se utilizan para obtener el DTMe se presentan en los documentos que tratan sobre cambio de fase (PDVSA–MDP–05–E–02 / 03). 4.6.5

Factores de ensuciamiento Las resistencias a la transferencia de calor debidas al ensuciamiento son causadas por sedimentos, polímeros y otros depósitos que se forman en las paredes internas y externas de los tubos de los intercambiadores de calor. Los valores que se utilizan en el diseño toman en cuenta las resistencias que se esperan durante la operación normal del equipo y un tiempo de servicio razonable entre los períodos de limpieza. Los factores de ensuciamiento se representan con los símbolos rio y ro. En la Tabla 5 se presentan los factores de ensuciamiento normales para diferentes tipos de servicio, basados en las recomendaciones de la Asociación de Fabricantes de Intercambiadores Tubulares (TEMA) y en la experiencias pasadas de la IPPCN. Observe que estos factores aplican a la superficie sobre la cual el ensuciamiento ocurre. Aunque parece algo ridículo ajustar un valor de poca precisión a un área de referencia, este paso se requiere para los cálculos por computadora y se hace durante los cálculos manuales con el propósito de ser consistente. Los factores de ensuciamiento tabulados pretenden evitar que el intercambiador transfiera menos calor que el requerido por el proceso, durante un período aproximado de un año a un año y medio. Sin embargo, esta tabla es solamente una guía, ya que cuando exista información que pueda ser utilizada para determinar con precisión el factor de ensuciamiento para un servicio en particular, este factor debería utilizarse en lugar de los valores que se presentan en la Tabla 5. La importancia de los factores de ensuciamiento depende del valor del coeficiente de transferencia de calor limpio, Uc; mientras mejor sea este coeficiente más importante es el factor de ensuciamiento. Después de un cálculo preliminar de Uc, es fácil determinar el efecto que tiene el doblar (o disminuir a la mitad) los factores de ensuciamiento que se han supuesto sobre el tamaño del intercambiador. Si este efecto es pequeño (5% o menos), no se justifica determinar un factor de ensuciamiento más preciso. Sin embargo, muchas veces el Uc es tan grande que el tamaño del intercambiador depende exclusivamente del valor del factor de ensuciamiento. En estos casos, se debería examinar minuciosamente los datos de planta que se encuentran disponibles. Para el diseño de intercambiadores es muy importante considerar los criterios siguientes sobre ensuciamiento:


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4.6.6

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1.

El ensuciamiento no es usualmente severo por debajo de los 120°C (250°F).

2.

El ensuciamiento es más severo cuando los hidrocarburos se calientan que cuando se enfrían. Esto se cumple particularmente para los crudos que contienen sales disueltas en el agua y sólidos suspendidos. El tren de precalentamiento de crudo de las unidades de destilación, muchas veces incluye un desalador o un tambor vaporizador para remover el agua antes que el crudo alcance la temperatura de evaporación del agua. De esta manera, se reduce el ensuciamiento de los intercambiadores de crudo causado por las sales.

3.

La vaporización en un intercambiador puede causar ensuciamiento severo, debido a la concentración, de depósitos en el líquido remanente hasta el punto de sobresaturación.

4.

Altas velocidades tienden a reducir el ensuciamiento. Esto se cumple especialmente en los casos de agua de enfriamiento que contiene sal, crudo con arena y gases con partículas.

5.

La alimentación a los hidrofinadores, reformadores catalíticos y plantas de desintegración catalítica, muchas veces se ve afectada por un proceso de ensuciamiento severo debido a las reacciones orgánicas con oxígeno, que ocurren mientras la alimentación se encuentra almacenada en los tanques. Este proceso de ensuciamiento puede reducirse estableciendo una atmósfera de gas inerte en los tanques de almacenamiento.

6.

Los fondos de una torre de destilación de crudo, aunque son pesados y se encuentra a una temperatura elevada, no ocasionan normalmente mucho ensuciamiento (siempre y cuando la temperatura de la zona de vaporización instantánea no sea excesiva).

Caída de presión La caída de presión en un intercambiador es producto de tres tipos de pérdidas: las pérdidas por fricción debido al flujo, las pérdidas debidas a cambios en la dirección del flujo y las pérdidas causadas por la expansión y contracción en las entradas y salidas de las boquillas y tubos. El método para calcular la caída de presión es diferente para cada tipo de intercambiador y se discutirá en las subsecciones correspondientes. En la tabla 6 se presentan valores típicos de caída de presión en intercambiadores. El diseño de un intercambiador de calor esta basado usualmente en un balance económico entre el costo de la superficie del intercambiador y el costo de las bombas o compresores. El costo de un servicio, como por ejemplo el agua, se incluye con frecuencia en este balance económico. Velocidades másicas altas a través del intercambiador permiten un coeficiente de transferencia mayor y un área menor, pero se requiere una caída de presión mayor. Esta situación requiere




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de una instalación con costos de inversión y operación de la bomba o el compresor mayores y un costo de inversión del intercambiador menor. En algunas ocasiones, un sistema en particular puede tener una caída de presión excesiva, la cual debería ser utilizada para minimizar el costo del intercambiador. En general, la necesidad de hacer un balance económico detallado entre la caída de presión y el área del intercambiador, puede determinarse observando el efecto que tiene el coeficiente de película individual sobre el coeficiente total de transferencia de calor. Poco se gana especificando una caída de presión mayor para un fluido en un intercambiador, si el otro fluido tiene un coeficiente de película significativamente bajo. Para tales casos, un balance económico detallado es innecesario. No es deseable tener altas caídas de presión, ya que éstas contribuyen a la erosión, requiriendo el uso de internos de espesor excesivo y de válvulas, accesorios o tuberías de una clasificación mayor en el circuito del intercambiador. 4.6.7

Temperatura y presión de diseño Los criterios presentados en el documento PDVSA–MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 2) (Temperatura de diseño, presión de diseño y clasificación de bridas) deberían ser seguidos al fijar las condiciones de diseño. C.

Presión de diseño

Las presiones de diseño de los lados caliente y frío de un intercambiador se determinan independientemente en base a las condiciones de operación., según los siguientes criterios (para mayores detalles ver el documento PDVSA–MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 2). 1.

La presión de diseño debe ser igual a la máxima presión de operación esperada mas el mayor valor entre un 10% de dicha presión y 172 kPa man. (25 psig).

2.

La mínima presión de diseño debe ser 207 kPa man. (30 psig). Ocasionalmente, uno de los pases internos de un intercambiador puede fallar. Entonces el lado de presión alta podría ejercer su presión sobre el lado de presión baja. Si la presión de diseño del lado de presión baja es mayor o igual a los dos tercios de la presión de diseño del lado de presión alta, no se requiere ninguna consideración adicional en caso que alguno de los internos falle. Los intercambiadores se prueban hasta por lo menos 150% de la presión de diseño y pueden utilizarse satisfactoriamente bajo esta presión por períodos cortos de tiempo. Si la presión de diseño del lado de presión baja es menor que dos tercios de la presión de diseño del lado de presión alta, se debe examinar el sistema para ver que pasaría cuando ocurra un flujo rápido a través de un pase interno que haya fallado. Si existe un camino adecuado de escape para el




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fluido de alta presión o si una válvula de control automática abre de manera de proveer una vía de escape adecuada, no es necesario tomar en cuenta consideraciones adicionales. Pero si la vía de escape puede ser bloqueada, o es inadecuada, el diseñador debería establecer la presión mínima por falla interna (presión de equilibrio bajo condiciones de una falla interna) que se requiere para manejar esta emergencia (Ver los siguientes documentos: sobre Seguridad en el Diseño de Planta; PDVSA–MDP–08–SG–01 PDVSA–MID–90616.1.022, PDVSA–MDP–08–SA–01/ 02/ 03/ 04/ 05 sobre Sistemas de Alivio. Una vez que esta presión haya sido establecida se debería considerar los siguientes aspectos: 1.

Aún cuando la presión mínima de diseño de la caracaza, debido al espesor de la misma, puede obtenerse por las ecuaciones típicas del código ASME, los estándares TEMA indican (párrafo RCB–7.163), que existe una presión efectiva de diseño, la cual se cálcula conociendo detalles de contrucción, y que toma en cuenta que la carcaza no es un recipiente, sino que tiene espejos de tubos, banda de sellon, etc. Debido a que esta información, la mayoría de las veces, no está disponible para el diseñador de procesos cuando trabaja en el diseño de un equipo nuevo, no será incluída en este manual. Ver estándares TEMA, errata de 1990 a la 7ma. edición de 1988. Cuando se este trabajando con un equipo existente, se recomienda consultar a los grupos mecánicos para obtener el valor de presión efectiva de diseño de la carcaza.

2.

3.

Si la presión de diseño mínima real es menor que la presión mínima de diseño, se debe utilizar la más económica de las alternativas siguientes: a.

Especificar una válvula de seguridad en el lado de presión baja.

b.

Especificar la presión mínima por falla interna, como la presión de diseño del lado de baja presión.

En otros tipos de intercambiadores, el cálculo del espesor mínimo de los componente requiere un estudio similar al que se hace para los intercambiadores de tubo y carcaza; pero en estos casos, los espesores mínimos de los componentes pueden estar determinados por limitaciones de diseño o fabricación, por la disponibilidad del material o por espesores estándar. En un proyecto, el grupo de equipos de transferencia de calor debería ser consultada para que dé asistencia en determinar los espesores mínimos de los componentes para estos casos. En ocasiones el lado frío de un intercambiador puede ser bloqueado manualmente, mientras que el fluido caliente circula por el otro lado, produciéndose una expansión térmica del fluido frío. Esta expansión podría




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ocasionar la rotura de uno de los componentes. Sin embargo, esta situación puede no requerir el uso de una válvula de seguridad. (Ver documento PDVSA–MDP–08–SG–01, Seguridad en el Diseño de Plantas). Si el lado frío de un intercambiador puede ser bloqueado debido a la falla de una válvula automática, como por ejemplo, en el circuito de precalentamiento de crudo, entonces una válvula de alivio térmico en el lado frío deberá ser prevista. D.

Temperatura de diseño

Las temperaturas de diseño de los lados caliente y frío de un intercambiador se determinan independientemente en base a consideraciones de proceso y usando, normalmente, los siguientes criterios: 1.

Para intercambiadores que operan a temperaturas entre 0°C (32°F) y 399°C (750°F), la temperatura de diseño debe definirse como la máxima temperatura de operación esperada mas 14°C (25°F).

2.

La mínima temperatura de diseño debe ser 66°C (150°F) para intercambiadores operando por encima de 0°C (32°F).

3.

Para intercambiadores que operan a 0°C (32°F) y a menores temperaturas, la temperatura de diseño debe definirse como la mínima temperatura de operación esperada.

4.

Cuando exista la posibilidad de exponer a los tubos, la placa de tubos y el cabezal flotante a la temperatura de entrada del fluido caliente, como resultado de la perdida del medio enfriante, estos componentes deben ser diseñados para la máxima temperatura de operación esperada del fluido caliente.

En el documento PDVSA–MDP– (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 2) (Temperatura de Diseño, Presión de Diseño y Clasificación de Bridas) se presentan mayores detalles sobre el procedimiento a seguir para definir esta condición de diseño. En ocasiones un enfriador está localizado inmediatamente después de un intercambiador, el cual ha sido provisto de un desvío. En esta situación, la temperatura y presión de diseño del enfriador deberán basarse en las condiciones de proceso, que prevalecerán cuando el desvío del intercambiador se encuentre completamente abierto. Una situación similar puede presentarse con intercambiadores colocados en series. Para sistemas nuevos de agua de enfriamiento se debe utilizar una presión y temperatura de diseño de 690 kPa man. (100 psig) y 66°C (150°F), respectivamente, a menos que existan otras instrucciones al respecto. En el caso de sistemas existentes, se debe mantener consistencia. Estos valores son normalmente lo suficientemente altos para cubrir diferentes condiciones sin




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afectar considerablemente el costo. Si la presión de diseño de la carcaza es muy baja, la presión de diseño de los tubos (agua en el lado de los tubos) debería ser reducida, si es posible tomando en consideración la presión de descarga de la bomba y la distribución de las pérdidas. De esta manera, se evita un incremento en la presión de diseño de la carcaza. 4.6.8

Arreglo de las corrientes Los intercambiadores de carcaza y tubo, múltiples, se conectan usualmente en serie debido a la ventaja que se obtiene en la diferencia de temperatura efectiva, DTMe. La única razón para tener arreglos de unidades múltiples en paralelo es evitar exceder la caída de presión permitida. Los arreglos en paralelo se requieren frecuentemente en servicios de vapor, tales como condensadores de tope. Es deseable minimizar el número de carcazas conectadas en paralelo, ya que se evitan problemas de distribución, especialmente en aquellos servicios donde ocurre vaporización.

4.6.9

Tamaño de las boquillas y clasificación de bridas A.

Tamaño de las boquillas

Las boquillas de los intercambiadores que no sean de fabricación estándar, como por ejemplo los intercambiadores de doble tubo, son del mismo tamaño de la línea a la cual están conectadas. Debido a consideraciones de velocidad y caída de presión, el tamaño de las líneas y boquillas es usualmente más crítico en los servicios de vapor que en los de líquido. También se debería verificar el ∆P a través de las boquillas en los servicios de caída de presión baja. No se deberían utilizar boquillas de diámetro mayor que 1/2 el diámetro del intercambiador por razones mecánicas. Los sistemas de tuberías alrededor de los intercambiadores, los cuales incorporan válvulas múltiples, especialmente aquéllos con válvulas de control de ∆P alto, deberían examinarse de manera crítica. En tales casos, se puede lograr un ahorro sustancial reduciendo el tamaño de las boquillas del intercambiador y de las válvulas. Sin embargo, el tamaño de las boquillas no debería reducirse hasta el punto en que la caída de presión a través de las boquillas sea excesiva o ocurran problemas de golpeteo (Impingement Problems). B.

Clasificación de las bridas

Las bridas se clasifican de acuerdo a la temperatura y presión de diseño de cada uno de los lados del intercambiador y tomando en consideración la información que se presenta en el documento PDVSA–MDP– (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 2). Las clases de bridas de entrada y salida pueden ser diferentes en un mismo intercambiador, si ocurre un calentamiento o enfriamiento suficiente dentro del mismo.


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4.6.10

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Disposición de las unidades, localización de las boquillas y tuberías A.

Disposición de las unidades

Normalmente, los intercambiadores de calor se colocan horizontalmente. Sin embargo, éstos se pueden colocar verticalmente cuando se minimiza la de posición de sólidos (como por ejemplo, en los intercambiadores para gases de chimenea) y en el caso de los termosifones verticales, donde la vaporización ocurre en el lado de los tubos. B.

Localización de las boquillas

Se sugiere utilizar las siguientes reglas como una guía para localizar las boquillas de los intercambiadores: 1.

Las corrientes que se calientan o vaporizan deberían fluir desde el fondo al tope, independientemente que circulen por el lado de los tubos o de la carcaza.

2.

Las corrientes que se condensan deberían fluir desde el tope al fondo, independientemente de que circulen por el lado de los tubos o de la carcaza.

3.

La dirección de flujo de las corrientes que se enfrían está de terminada por el costo de las tuberías.

C.

Tuberías

La información sobre tuberías y válvulas en los enfriadores de agua o condensadores se presenta en el documento PDVSA–MDP– (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 14). 4.6.11

Desvíos y válvulas de bloqueo Los desvíos y las válvulas de bloque se utilizan en un intercambiador debido a una o más de las razones siguientes; 1.

Control de proceso.– Cuando sea necesario controlar la transferencia de calor en un intercambiador, se debe utilizar uno de los siguientes esquemas : a.

Un desvío simple y 2 válvulas

b.

Un desvío y una válvula de tres vías (o dos válvulas mariposa), la cual divide el flujo entre le desvío y el intercambiador. Vea el documento PDVSA–MDP– (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Subsección 12F) para más detalles al respecto. Una válvula de tres vías es necesaria cuando la caída de presión a través del intercambiador es tan pequeña, que la cantidad de fluido que pasa a través del desvío es insuficiente aún con el desvío completamente abierto. 2.

Filtraciones.– En el caso de que las filtraciones en uno de los lados del intercambiador pudieran ocasionar una contaminación intolerable del otro




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fluido (tal como un intercambiador de vapores de cabecera/alimentación de una torre de destilación), se debería instalar válvulas de bloqueo y ciegos que permitan aislar la unidad que tiene filtraciones del resto del sistema. Además, se debería considerar la utilización de tubos soldados a la hoja de tubos u hojas de tubos dobles. 3.

Mantenimiento.– Se pueden instalar válvulas de bloqueo y ciegos en ambos lados del intercambiador (lado de la carcaza y de los tubos) que permitan remover temporalmente la unidad para mantenimiento.

Cuando se conocen las velocidades de ensuciamiento, y la limpieza es lo único que se considera para mantenimiento, la decisión de utilizar válvulas de bloqueo y desvío depende de un balance económico entre el incremento en área del intercambiador (o costo del tiempo que el intercambiador esté fuera de servicio) y las instalaciones requeridas para desvíos. El haz de tubos del intercambiador puede ser limpiado sin sacarlo de la carcaza o removiéndolo. El tiempo de limpieza y los costos se reducen cuando los depósitos pueden removerse mediante acción o solución química. (Consultar y PI–20–01–00 Manual de Inspección de PDVSA, documento PI–10–01–02 /01 /02 /03 ). Cuando se emplea limpieza química, se requieren conexiones de 50 mm (2 pulg) (Consultar PDVSA–MID–EA–201–PR). Estas conexiones deberían ser previstas en las boquillas del intercambiador. Para la limpieza mecánica se necesita desmantelar la unidad; en el lado de los tubos, esto involucra remover el canal o la tapa del mismo, en el lado de la carcaza se requiere remover la tapa de la carcaza y el cabezal flotante, cuando se utilicen herramientas rotatorias para la limpieza. Cuando se utiliza un chorro de agua a alta presión solamente se requiere remover el extremo del canal. El interior de los tubos puede limpiarse mecánicamente una vez que el haz haya sido removido de la carcaza. La limpieza mecánica del exterior del haz de tubos puede realizarse solamente fuera de la carcaza. El tipo de mantenimiento a ser utilizado debe ser colocado en la hojas de especificación del intercambiador, ya que esto afecta el diseño mecánico del equipo. 4.6.12

Requisitos especiales 1.

Corrientes de cáustico.– Cuando un intercambiador maneja corrientes alcalinas, se debe indicar la concentración en la hoja de especificación. Esto se requiere para determinar la necesidad de someter las soldaduras a tratamiento térmico. Para mayor información, refiérase al Manual de Ingeniería de Diseño PDVSA, en lo referente a consideraciones de soldaduras y metalurgia.

2.

Localización del condensador en el piso.– La localización de un condensador a nivel más bajo que el tambor de destilado (condensador




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“sumergido”), reduce la cantidad de acero que se requiere para la estructura y simplifica el mantenimiento. Sin embargo, en el caso de un tambor de destilado a presión constante, el condensador sumergido causa un aumento en la presión del sistema con respecto a los condensadores elevados; esto se debe al cabezal estático de fluido en la línea que conecta al condensador con el tambor de destilado. Este incremento de presión determina un punto de ebullición más alto. Esto puede ser significativo en torres que operan a presiones bajas, en unidades que manejan materiales degradables con la temperatura y en torres con rehervidores, cuya temperatura de aproximación es baja, o que operan a una temperatura cercana a la crítica en el fondo de la torre. 3.

Condensadores totales.– Todos los condensadores totales deberían estar localizados a nivel de piso, si el incremento en temperatura debido a la sumersión no es objetable. Cada intercambiador de carcaza y tubos sumergido requiere de un venteo de 25.4 mm (1 pulg) (con válvula), conectado al área de vapor del tambor de destilado. Este venteo se utiliza para purgar los incondensables que puedan acumularse en la carcaza del condensador, cubriendo el área de transferencia de calor.

4.

Condensadores parciales.– El aumento de presión que se produce como consecuencia de la sumersión de algunos condensadores parciales es despreciable. Esto se debe a que la densidad del efluente es baja. Sin embargo, la línea que conecta el condensador al tambor de destilado debería diseñarse para flujo bifásico anular o tipo atomizado (Spray) (Ver documento PDVSA–MDP– (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 14). La operación de un condensador a diferentes condiciones trae como resultado flujos de vapores diferentes a la salida del condensador. Esto puede ocasionar condiciones de flujo y presión inestables en la línea del efluente. En aquellos sistemas donde estas unidades se utilizan para condensar los vapores de cabecera de una torre de destilación, la inestabilidad de flujo y presión puede causar una mala operación de la torre, especialmente si ésta tiene platos perforado o tipo chorro (“jet”). Por esta razón, se recomienda sumergir el condensador parcial solamente en aquellos casos donde el flujo y composición del efluente del condensador, durante todas las operaciones posibles, no varíe hasta el punto en que el flujo en la línea de salida del condensador sea inestable. Para todos los otros casos donde el condensador parcial se utiliza en una torre fraccionadora, se debería elevar el condensador por encima del tambor de destilado. Los condensadores parciales en sistemas en los cuales los vapores se generan por otros medios que no sean una torre de destilación, tales como un reactor, se deberían ubicar por debajo del tambor de condensado, a menos que las condiciones inestables de flujo y presión en la línea del efluente del condensador causen problemas al proceso.


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5.

4.7 4.7.1

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Condensadores sin tambor de destilado.– Debido a que estos condensadores no utilizan tambores de destilado para la separación líquido–vapor, existen requerimientos especiales de diseño necesarios para la operación adecuada de estas unidades. Estos requerimientos de diseño afectan el tamaño del condensador y la línea de succión de la bomba. En el documento PDVSA–MDP–05–E–02, se presenta información específica sobre el diseño de estos equipos.

Consideraciones de diseño para intercambiadores de tubo y carcaza Número de carcazas El número total de carcazas necesarias para un intercambiador es generalmente fijado por la magnitud de la diferencia que existe entre la temperatura de salida del fluido caliente y la temperatura de salida del otro fluido. Esta diferencia es conocida como “la extensión del cruce de temperatura”. El “cruce”, además de otras variables que se discuten en la Subsección 4.6, determinan el valor de Fn, denominado factor de corrección de temperatura; este factor debe siempre ser igual o mayor que 0.80. (El valor de Fn disminuye lentamente entre 1.00 y 0.80, pero luego decrece rápidamente hasta alcanzar un valor cercano a cero. Un valor de Fn menor que 0.80 no puede predecirse con exactitud a través de la información que frecuentemente se usa en diseño de procesos). En un intercambiador de una sola carcaza, Fn es por lo menos 0.80 cuando la diferencia de temperatura es 0°C (0°F). Incrementar el número de carcazas permite aumentar la extensión del cruce y/o el valor de Fn. El número total de carcazas también depende de la superficie total requerida, debido a que el tamaño del mismo está usualmente limitado con respecto al manejo de fluidos. Si no hay restricciones locales debido a la capacidad en el manejo del haz de tubo o del equipo de limpieza, el área máxima por carcaza está usualmente limitado a una unidad con una carcaza de un diámetro interno de 1219 mm (48 pulg) o un haz de tubo de 13.6 t (15 short tons). (Estas limitaciones no se aplican necesariamente a intercambiadores de lámina de tubo fijos). La limitación del diámetro de la carcaza resulta en la siguiente aproximación del número de tubos (NT) y el área por carcaza (As), para un intercambiador de 4 pases por los tubos con cabezal flotante fijo y tubos sencillos:


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ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ Diámetro Externo de tubos DE mm 19.05 25.4 38.1

NOTA:

PDVSA MDP–05–E–01

Arreglo Triangular de Tubos NT

1570 1020 440

As, 4.88 m As, 6.10 m 444 385 247

553 478 307

Arreglo Cuadrado de tubos NT

1850 1170 510

As, 4.88 m As, 6.10 m 523 441 288

650 550 355

Para llevar mm a pulg, dividir por 25.4 Para llevar m a pie dividir por 0.3048

En casos especiales, como rehervidores e intercambiadores de placa de tubos fija, se usan, ocasionalmente, grandes áreas por carcaza. (áreas hasta de 2300 m2 (25000 pie2) han sido usados en intercambiadores de placa de tubos fija). Para estos casos se debería consultar individualmente con las refinerías o el cliente particular, para ver si éstas están equipadas para manipular carcazas y haces de tubos de gran tamaño. 4.7.2

Selección de los Tubos 1.

Tipos.–Comúnmente, los tubos para intercambiadores están disponibles con superficie lisa o aleteada. (Existe una gran variedad de tubos especiales disponibles, pero estos tubos especiales son raramente usados, por consiguiente no son discutidos en este documento). La selección de la superficie está basada en la aplicación, disponibilidad y economía del sistema. Los intercambiadores convencionales de tubo y carcaza usan tubos de superficie lisa. Estos están disponibles en cualquier tipo de material usado en la fabricación de intercambiadores y vienen en una gran diversidad de espesores. Este tipo de tubos es apropiado para todo tipo de intercambiadores de tubo y carcaza. En el caso de tubos con aletas pequeñas, las aletas incrementan 2 1/2 veces el área del tubo liso. Los tubos aleteados deben ser usados donde éstos sean económicos para aquellos servicios con un factor de ensuciamiento en el lado de la carcaza de 0.00053 m2°C/W (0.003 hpie2°F/BTU) o menos. Esta limitación debe ser impuesta hasta que se tenga experiencia adicional con el “ensuciamiento de las aletas”, en los casos que se espere un mayor ensuciamiento. Las aletas pequeñas nunca deben ser usadas en servicios donde la tasa de corrosión exceda 0.05 mm/año (2 mils/año); puesto que la vida de las aletas se reducirá a 3 años o menos. Debido a que los tubos aleteados cuestan entre 50 y 70% más que los tubos lisos (tomando la misma longitud y espesor de pared), se requiere que el cociente entre la resistencia total interna sea de 3 veces ó más, basado en tubos lisos, para justificar los




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tubos aleteados. Esta relación frecuentemente se presenta en rehervidores calentadores, enfriadores de agua y condensadores operando con fluidos orgánicos. Para una relación menor que 3, los tubos aleteados pueden ser una buena selección económica, si ésta implica el requerimiento de menor número de carcazas que el utilizar tubos lisos. Los tubos aleteados son también particularmente útiles para eliminar cuellos de botellas, expansiones utilizando carcazas existentes, y en casos donde el satisfacer el mínimo Diámetro del haz de tubo es de mayor interés que el costo mismo. Los métodos para el cálculo de los coeficientes de transferencia de calor y las caídas de presión, aplicables a tubos aleteados, se presentan en el documento PDVSA–MDP–05–E–02. 2.

Longitud.– La selección de la longitud del tubo es afectada por la disponibilidad y el costo del mismo. Mundialmente las longitudes de tubo no mayor de 7.3 m (24 pie) son fáciles de obtener. Tubos más largos (hasta de 12.2 m (40 pie) para acero al carbono y 21.3 m (70 pie) para aleaciones de cobre) pueden encontrarse en los Estados Unidos. Sin embargo, 6.1 m (20 pie) de longitud de tubo es la medida comúnmente preferida en las refinerías de la IPPCN. El costo del área superficial del intercambiador depende sobre todo de la longitud del tubo. Mientras más largo sea el tubo, el diámetro del haz de tubo decrece para la misma área considerada. El ahorro resulta en la disminución del costo de las bridas de la carcaza, con un incremento nominal en el costo por una carcaza más larga. En los límites prácticos, la longitud del tubo no tiene penalidades en el costo a menos que ésta exceda de 7.3 m (24 pie) para acero y 9.1 m (30 pie) para aleaciones de cobre. Una desventaja del uso de tubos largos en unidades (como condensadores) colocadas en estructuras, es el incremento en el costo por requerimientos de plataforma más grandes y estructuras adicionales. Haces de tubos más largos también requieren mayor área para el lado de éstos, y por consiguiente esto aumenta el área requerida para la planta.

3.

Diámetro y espesor de pared.– Los tubos de intercambiadores son suministrados sobre la base de un mínimo o un promedio de espesor de pared y un diámetro nominal. para los tubos de intercambiadores, el diámetro nominal del tubo es el diámetro externo, el cual es fijo. El diámetro interno varía con el espesor nominal de la pared del tubo y la tolerancia del espesor de pared. El mínimo espesor de la pared del tubo debe tener sólo tolerancias positivas, por consiguiente, el mínimo espesor es el espesor nominal de la pared del tubo. En el caso que la base sea el espesor promedio de la pared del tubo, la tolerancia puede ser positiva o negativa, por tanto el espesor real de la pared puede ser mayor o menor que el espesor nominal. La tolerancia





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permisible varía en función del material del tubo, Diámetro, y el método de fabricación de éste. En la Tabla 7 se presentan los datos de tubos de intercambiadores y en la Tabla 8 la conductividad térmica de tubos de intercambiadores. Usualmente se compra intercambiadores de calor en base a un promedio o a un mínimo de espesor de pared de tubo. Sin embargo, el espesor de pared, incluyendo tolerancia, no debe ser el más delgado que el espesor especificado en la hoja de especificación del intercambiador. El efecto del espesor sobre la caída de presión se discute en la parte de “caída de presión” en esta subsección, en el punto 4.7.7. Los siguientes diámetros y espesores son los preferidos en intercambiadores fabricados mediante el laminado de tubos dentro de placas de tubo, para los servicios indicados. a.

Servicio de agua – Tubos no ferrosos: 19.05 mm (3/4 pulg) DE con 1.65 mm (0.065 pulg) de espesor de pared.

b.

Servicio de aceite – Tubos ferrosos:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ DE

Severidad del servicio

mm

pulg

mm (1)(2)

pulg

Limpio o sucio (<0.00053), levemente corrosivo

19.05

3/4

2.11

0.083

Limpio o sucio (<0.00053), corrosivo

19.05

3/4

(3)

(3)

Extremadamente sucio (0.00053), levemente corrosivo

25.40

1

(3)

(3)

Extremadamente sucio (0.00053), corrosivo

25.40

1

(3)

(3)

c.

Servicios generales – Tubos de aleaciones:

Sucio o limpio (<0.00053) Extremadamente sucio (0.00053)

NOTAS:

Espesor mínimo de pared

19.05 25.40

3/4 1

1.65 2.11

0.083 0.083

1. Cuando se especifican tubos aleteados, se requiere tener el diámetro externo (DE) de la porción que no tiene aletas y el espesor de la pared de la sección que tiene aletas. A pesar que el espesor


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del tubo en la porción de aletas es de un espesor nominal estándar, el efecto de la tolerancia en su fabricación puede dar resultado a una pared más delgada. Este es un mínimo de espesor de pared. 2. Los tubos pueden ser suplidos en base al promedio o al mínimo espesor de pared, sin embargo, los espesores de pared tabulados representan el espesor mínimo aceptado. 3. Ver documento PDVSA–MID–EA–201–PR de corrosión y servicio.

para el espesor mínimo en función de la velocidad

Diseños con diámetros pequeños (16 a 25 mm (5/8 a 1 pulg.)) son mas compactos y mas económicos que aquellos con con diámetros mayores, aunque estos últimos podrían ser apropiados en casos donde se requieren bajas caídas de presión. En la IPPCN, el diámetro de tubo mas pequeño y normalmente usados es 19 mm (3/4 pulg.), reservándose los tubos de 25 mm (1 pulg) para servicios muy sucios, con gran tendencia a la formación de depósitos, porque tubos mas pequeños resultarían imprácticos para limpiarlos mecánicamente. En los intercambiadores de película descendentes y vaporizadores, generalmente, se usan tubos de 38 a 50 mm (1 1/2 a 2 pulg.). Algunas refinerías pueden sugerir excepciones a esta lista por duplicar unidades existentes o por afectar las períodos de limpieza de intercambiadores. 4.

4.7.3

Insertado de tubos.– Los insertados de tubos son piezas cortas incrustadas en el borde de la entrada del tubo. Estas son usadas para evitar la erosión del tubo causada por la turbulencia formada a la entrada de éste, especialmente cuando se trabaja con fluidos que contienen sólidos. Cuando es definitivo que los tubos van a estar sometidos a la erosión por sólidos en el lado interno de los mismos, los insertados de tubos deben ser especificados. El material de construcción, la longitud y el espesor deberían ser dados. También los insertados de tubos son ocasionalmente usados en servicio de agua de enfriamiento, para prevenir el ataque de oxígeno a la entrada o salida del tubo. Los insertados deben ser cementados en sitio. Estos no deben ser utilizados si se va a usar contrafuego.

Tipos de cabezal Refiérase a la Figura 3., para una ilustración de los tipos más comunes de cabezales TEMA. La Tabla 9 presenta los criterios de selección para varios tipos de cabezales. 1.

Cabezal fijo o anterior.– El cabezal anterior fijo de intercambiadores de tubo y carcaza es comúnmente llamado canal. A continuación se indican los tipos más comunes de cabezales fijos TEMA y sus aplicaciones: a.

Tipo A – Este tipo de cabezal presenta un canal removible con una plancha de cubierta también removible. El cabezal es usado con placa de tubo fija, tubos en U y con diseños de intercambiadores de haz




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removible. Este tipo de cabezal es el más común entre los cabezales fijos.

2.

b.

Tipo B – Este tipo de cabezal presenta un canal removible con una cubierta integral. El cabezal es usado con placa de tubo fija, tubo en U y con diseños de intercambiadores de haz removible. Este tipo de cabezal es normalmente usado sólo cuando el factor de ensuciamiento en el lado del tubo es menor que 0.00035 m2°C/W (0.0020 hpie°F/BTU) con limpieza química específica.

c.

Tipo C – El canal con cubierta removible es integral con la placa de tubo. Existen dos variedades de cabezales tipo C disponibles. En una, el canal viene pegado a la carcaza con una conexión de brida y es usada para tubos en U y haces removibles. En la otra, el canal es integral con la carcaza y es usada con diseños de placa de tubo fija. El uso de cabezales tipo C con tubos en U y haces removibles no es recomendable, pues el canal es integral con el haz de tubo y esto complica su mantenimiento.

d.

Tipo D – Este tipo de cabezal es especial para presiones altas, se usa cuando la presión de diseño en el lado de los tubos excede 6900 kPa man. (1000 psig), aproximadamente. El canal y la placa de tubo tienen construcción forjada integral. La cubierta del canal está sujeta por tornillos especiales de alta presión.

Cabezal posterior.– La nomenclatura TEMA de cabezales posteriores define el tipo de haz de tubo del intercambiador. Los cabezales posteriores más comunes son: a.

Tipo L – Este tipo de construcción es similar al cabezal anterior fijo tipo A. Es usado en intercambiadores de placa de tubo fijo, cuando se requiere limpieza mecánica de los tubos.

b.

Tipo M – Este tipo de construcción es similar al cabezal anterior fijo tipo B. Es usado en intercambiadores de placa de tubo fijo.

c.

Tipo N – Este tipo de construcción es similar al cabezal anterior fijo tipo C. Es usado en intercambiadores de placa de tubo fijo.

d.

Tipo P – Este tipo de cabezal es llamado cabezal flotante empacado externamente. Este diseño es integral y está formado por un canal posterior y placas de tubo con empaquetamiento sellador de juntas contra la carcaza. Este cabezal no se usa normalmente debido a que las juntas con empacaduras tienen tendencia a gotear. Este nunca debe ser usado con hidrocarburos o con fluidos tóxicos en el lado de la carcaza.


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e.

Tipo S – Este modelo es construido con una placa de tubo flotante entre un anillo dividido y una cubierta de placa de tubo. El ensamblado de la placa de tubo se puede mover libremente dentro de la cubierta de la carcaza. (La cubierta de la carcaza debe ser de diseño removible para permitir el acceso al ensamblado del cabezal flotante). A menos que las filiales de PDVSA prefieran un cabezal diferente, este tipo de cabezal posterior es recomendable para uso con diseño de haces de tubos removibles.

f.

Tipo T – Este tipo es construido con placa de tubos flotante atornilladas a la cubierta de la placa de tubo. Este tipo puede ser usado con cubierta de carcaza integral o removible (común). Muchas filiales prefieren este tipo de cabezal posterior con diseños de haces de tubos removibles debido a la facilidad en el alado del haz para hacerle mantenimiento.

g.

Tipo U – Este tipo de cabezal indica la construcción del haz de tubo con tubos en U.

h.

Tipo W – Este es un diseño de cabezal flotante el cual utiliza junta con empacadura con el fin de separar el fluido del lado del tubo y el fluido del lado de la carcaza. El empaquetamiento es comprimido contra la placa de tubo por los tornillos de las juntas que sostienen la cubierta de la parte posterior de la carcaza. Este diseño no es usado normalmente porque las juntas de empaquetamiento tienen tendencia a gotear. Este cabezal nunca debe ser usado con hidrocarburos o con fluidos tóxicos en los tubos o en la carcaza.

Haces de tubos 1.

Tipos.– Los haces de tubos son designados con la nomenclatura TEMA usada para cabezales posteriores. Refiérase a la Figura 3., para una ilustración de los tipos más comunes de cabezales posteriores TEMA. Diseño de placa fija de tubo (Cabezal Posterior TEMA, tipos L, M o N) – Los intercambiadores de placa fija de tubos tienen las dos placas de tubos pegadas directamente a la carcaza y son los intercambiadores más económicos para diseño de baja presión. Este tipo de construcción de intercambiadores debe ser considerado cuando la limpieza del lado de la carcaza o inspección de esta no es requerida, o cuando la limpieza química es posible. El diferencial de expansión térmica entre los tubos y la carcaza, limita la aplicación a diferencias moderadas de temperaturas (Una junta de expansión puede ser requerida cuando exista una diferencia de más de 28°C (50°F) entre la temperatura promedio del metal del tubo y la temperatura promedio del metal de la carcaza). Para aquellos servicios que requieran de una junta de expansión, los haces de tubo tipo U pueden ser más económicos.




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En algunos casos, las placas de tubo fijo soldado no pueden ser usadas en construcción debido a posibles problemas con la soldadura entre la placa de tubo y la carcaza. Por esta razón algunas combinaciones de materiales, tales como acero al carbón con aluminio o con cualquier aleación alta de cobre, eliminan el uso de placas de tubo fija. Diseño de tubos en U (Cabezal posterior TEMA, tipo U) – Los intercambiadores de tubo en U representan el diseño más simple, requiriendo sólo una placa de tubo y no juntas de expansión de sellos. Este diseño permite la expansión térmica de los tubos. Los intercambiadores de tubo en U son las unidades menos costosas para diseños, que envuelvan servicios de alta presión en el lado del tubo. El haz de tubos puede ser removido de la carcaza, pero reparar o substituir uno de estos tubos (excepto los que están en la parte de afuera del haz) es imposible. La superficie externa del haz de tubo se limpia mecánicamente; pero la limpieza interna de los tubos puede ser mecánica o química, dependiendo del factor de obstrucción. Cuando el lado del tubo tiene un factor de obstrucción que excede 0.000176 m2°C/W (0.0010 hpie2°F/BTU) se prefiere la limpieza química. Sin embargo, es posible la limpieza mecánica con terminales de mecha flexible. Construcciones de tubos en U no son usadas (excepto en enfriadores de agua) cuando el factor de ensuciamiento del lado del tubo excede 0.00035 m2°C/W (0.0020 hpie2°F/BTU). A pesar de que la porción de codos en U en el haz de tubo provee área para la transferencia de calor, esta no es efectiva si la comparamos con la superficie de área provista en la parte recta del tubo. Por esta razón cuando se calcula el área efectiva de transferencia de calor para haces de tubo en U, sólo se considera la superficie de área de las porciones rectas del tubo. Diseño de cabezal flotante con haz de arrastre continuo (Pull–through Floating Head Design, Cabezal posterior TEMA, tipo T) – Los intercambiadores de cabezal flotante con haz de arrastre continuo tienen una placa de tubo fija en el final del canal y una placa de tubo flotante con un cubierta en la parte posterior. El haz puede ser removido fácilmente de la carcaza desarmando sólo la parte delantera de la cubierta. La brida del cabezal flotante y el diseño del perno requieren, entre el haz y la carcaza, un espacio muerto relativamente grande, el cual aumenta a medida que la presión de diseño aumenta. Debido a este espacio muerto, el haz de tubo de arrastre continuo tiene menos tubos por carcaza que otros tipos de construcción. El espacio muerto entre el haz y la carcaza decrece la capacidad de transferencia de calor de la carcaza; por esta razón, éste debe ser bloqueado por bandas de sello o válvulas inactivas para reducir la comunicación lateral del fluido en la carcaza. La limpieza mecánica del lado del tubo y de la carcaza es posible de hacer.




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Diseño de cabezal flotante de anillo divisorio (Split–Ring Floating Head Design, Cabezal posterior TEMA tipo S) – Un intercambiador con cabezal flotante de anillo divisorio tiene placa de tubo fijo en el final del canal y una placa de tubo flotante que está entre un anillo divisorio y una cubierta separada. El ensamblado del cabezal flotante se mueve dentro de la cubierta de carcaza, la cual tiene un Diámetro mayor que el de la carcaza. Para sacar el haz de la carcaza, las partes anterior y posterior de las cubiertas de carcaza y la placa de tubo flotante deben ser retiradas. Este requerimiento es la desventaja más grande del diseño de anillo divisorio, pues esto aumenta considerablemente el requerimiento de horas–hombre para sacar el haz de tubo. La limpieza mecánica de la carcaza y del lado del tubo es posible de hacer. Los diseños de cabezal flotante de anillo divisorio son una compra magnífica, cuando se considera hacer todas las reparaciones del haz en el campo. Diseño de cabezal flotante empacado externamente (Outside Packed Foating Head Design, Cabezal posterior TEMA, tipo P o W) – Existen dos variaciones de diseño de cabezal flotante empacado externamente. Una tiene anillo de cierre hidráulico, TEMA W, y la otra caja de estopa, TEMA P. En el diseño TEMA W, el cabezal flotante se desliza contra el empaque del anillo hidráulico el cual está comprimido a su vez entre la brida de la carcaza y la cubierta de ésta. El diseño TEMA P es similar al tipo de diseño TEMA W, excepto que el sello se hace contra una extensión de la placa de tubo flotante y la cubierta está pegada a la extensión de la placa de tubo por un anillo divisorio. Ninguno de estos diseños son especificados normalmente por las refinerías de la IPPCN debido a que la empacadura tiene tendencia a gotear, permitiendo así el escape de fluido a la atmósfera. Este tipo de diseño nunca debería ser usado con hidrocarburos o fluidos tóxicos. 2.

Arreglos de tubos (Tube Layout).– Existen cuatro tipos de arreglos de tubos con respecto a la dirección transversal entre los bordes de los deflectores en el lado de la carcaza: cuadrado (90°), cuadrado rotado (45°), triangular (30°) y triangular rotado (60°). Estos 4 tipos están ilustrados en la Figura 4. del apéndice. El arreglo triangular de 60° es poco usado, debido a que sus características de transferencia de calor son bajas comparado con la alta caída de presión. Sin embargo, ocasionalmente algunos proveedores siguen usando este arreglo. Para todos los intercambiadores (excepto rehervidores con flujo de calor mayor que 19000 W/m2 (6000 BTU/hpie2) con un factor de ensuciamiento de 0.00035 m2°C/W (0.002 hpie2°F/BTU) o menor, se prefiere el uso de arreglos triangulares de 30°, suponiendo que el sucio acumulado se pueda limpiar con químicos. Un intercambiador con arreglo triangular cuesta menos por metro cuadrado y transfiere más calor por metro cuadrado que uno con





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arreglo de tubo cuadrado a 90° ó 45°. Por esta razón, cuando se puede aplicar, el arreglo triangular es el preferido. Los arreglos de tubos cuadrados y en cuadrado rotado deberían ser especificados para todos los intercambiadores que tengan un factor de ensuciamiento en el lado de la carcaza mayor de 0.00035 m2°C/W (0.002 hpie2°F/BTU), cuando la limpieza mecánica del lado externo de los tubos es requerida o exigida por la refinería; y cuando exista un flujo de calor, en rehervidores, mayor de 19000 W/m2 (6000 BTU/hpie2). Arreglos de tubos en cuadrado rotado son preferidos cuando existe flujo laminar, debido a que el coeficiente de transferencia de calor es incrementado por la turbulencia inducida presente en el arreglo. Cuando existe flujo turbulento, especialmente para casos limitados por la caída de presión, el arreglo de tubos en cuadrado son preferibles, debido a que el coeficiente de transferencia de calor es equivalente al del arreglo en cuadrado rotado, pero con menos caída de presión. El arreglo de tubos para haces removibles pueden ser en cuadrado (90°), en cuadrado rotado (45°) o triangular (30°). Haces no removibles (intercambiadores de placa de tubo fija) usan siempre arreglos triangular (30°C). 3.

Espaciado de tubos (Tube Pitch).– El espaciado de los tubos (PT) es la distancia de centro a centro entre tubos adyacentes (Ver Figura 4.). Los espaciamientos comúnmente usados se calculan como 1.25 veces el diámetro externo del tubo, así tenemos :

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Recomendación del mayor espesor de

Triangular

Cuadrado

mm

mm

pulg

pulg

1. 19.05 mm DE de 23.81 15/16 los tubos 2. 19.05 mm DE de los tubos

25.40

1

pared

mm

pulg

2.41

0.095

2.77

0.109

3. 25.4 mm DE de los 31.75 tubos

1 1/4 31.75 1 1/4

3.40

0.134

4. 38.1 mm DE de los 47.63 tubos

1 7/8 47.63 1 7/8

4.19

0.165





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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Recomendación del mayor espesor de

Triangular

Cuadrado

mm

mm

pulg

pulg

pared

mm

pulg

5. Para tubos con el diámetro externo mayor que 38.1 mm (1 1/2 pulg), use 1.25 veces el diámetro externo.

6. En rehervidores de tipo marmita donde la presión es menor que 345 kPa manométricas (50 psig) y el flujo de calor es mayor que 31500 W/m2 (1 BTU/hpie 2) use 9.5 mm (3/4 pulg) de espaciamiento entre los tubos.

Los arreglos triangulares de tubos de 19.05 mm DE (3/4 pulg), deberían tener un espaciado de 23.81 mm (15/16 pulg), a menos que está limitado por el espesor de pared requerido. La columna “Recomendación del mayor espesor de pared” está basada en la máxima distorsión permisible de la placa de tubo; resultante del rotamiento del tubo indicado hacia la placa de tubo la cual tiene el mínimo ancho de ligamento permitido en los espaciados correspondientes. El ligamento es aquella porción de la placa de tubo entre dos huecos de tubos adyacente.

4.

Deflectores (Baffles).– La trayectoria del fluido contenido en la carcaza depende del tipo y arreglo de los defectores. En algunos casos el patrón de flujo afecta considerablemente la transferencia de calor, mientras que en otros carece de importancia, por ejemplo en intercambiadores con condensación o cuando el valor del coeficiente de transferencia de calor del lado de la carcaza excede consideradamente al correspondiente del lado de los tubos. La mayoría de los deflectores cumplen con dos funciones: (1) direccionar el flujo según la trayectoria deseada y (2) soportar los tubos y prevenir vibración. Los tipos de deflectores mas conocidos son: transversales, longitudinales y de ventana; los cuales se describen a continuación. a.

Deflectores transversales (Crossflow Baffles)– Los deflectores transversales soportan a los tubos, restringen la vibración de éstos por choque con el fluido y direccionan el flujo, en el lado de la carcaza, transversalmente al haz de tubos (perpendicular al eje de los tubos); proporcionando un alto grado de turbulencia y un alto coeficiente de transferencia de calor, pero incrementando la caída de presión. Dentro de este tipo de deflectores el mas conocido y eficiente es el de segmento. Este tipo de deflector se muestra en la Figura 5. El corte del deflector es la porción del deflector “cortada” para permitir el flujo a través del deflector. El tamaño de este corte afecta el coeficiente de transferencia de calor y la ciada de presión. Para los




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deflectores de segmento, esta porción es expresada en porcentaje y viene dada como el cociente entre la altura del corte y el Diámetro de la carcaza. Usualmente, los cortes de los deflectores de segmento son de aproximadamente 25% de su área, aunque el máximo corte práctico para los soportes de tubos es aproximadamente 48%. Trabajos realizados (en una sola fase) por Heat Transfer Research Inst. (HTRI) en deflectores de segmento, indican que el rango de corte óptimo es de 15 a 30%, con 25%. como el óptimo. Un corte mayor resultaría en una pobre distribución de flujo con espacios muertos detrás del deflector y disminución de la ciada de presión y del coeficiente de transferencia. Un corte menor se traduciría en una alta velocidad del fluido en el corte con incremento de la caída de presión, e igualmente existirían espacios muertos y remolinos detrás del deflector. El espaciado del deflector, es el espacio longitudinal entre deflectores con una precisión hasta de 6 mm (1/4 pulg). A menor espaciado del deflector, mayor coeficiente de transferencia y mayor caída de presión; por lo que esta distancia debe definirse de manera tal que permita una alta velocidad y un alto coeficiente transferencia dentro de los limites permisibles de caída de presión; es decir, hacía un diseño óptimo del intercambiador. El espaciado máximo del deflector no debe exceder al diámetro de la carcaza y debe ser adecuado para proporcionar soporte a los tubos y prevenir la posible vibración de los mismos. Esta dimensión es definida en el TEMA como máximo tramo sin soporte (“maximum unsoported span”); siendo los valores recomendados una función del tamaño del tubo y, para flujos sin cambio de fase, del diámetro de la carcaza. Si no existe cambio de fase en el fluido del lado de la carcaza, el espaciado de deflector no debe exceder el diámetro interno de la carcaza; de otra manera el fluido tendría que fluir paralelo a los tubos, en vez de perpendicular, produciendo así un coeficiente de transferencia de calor mucho más bajo. Cuando se tiene condensación o vaporización, el máximo espaciado de deflectores es solamente función del diámetro del tubo. El mínimo espaciado de deflectores, requerido para mantener una buena distribución de flujo, es el 20% del Diámetro interno de la carcaza pero no menor de 50 mm (2 pulg). Un espaciado de deflector muy pequeño obliga al fluido en la carcaza a desviarse, produciendo así una disminución en el coeficiente de transferencia de calor. La orientación de los cortes del deflector depende del tipo de fluido, del arreglo de tubos y del servicio. Cuando el arreglo de tubos es cuadrado o cuadrado rotado se deben tomar en consideración los siguientes aspectos:




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• En condensadores, vaporizadores y unidades que contengan fluidos con sólidos suspendidos, la orientación del corte debe ser vertical. En esta forma se minimiza la formación de “bolsas”, las cuales actuarían como trampas de vapor o sedimentos, reduciendo así el área de transferencia de calor. • La orientación de los cortes del deflector debe ser horizontal cuando el fluido en el lado de la carcaza no tiene sedimentos y está siendo enfriado sobre un rango amplio de temperatura (100 a 175°C (200–300°F)) en una sola carcaza. Esto evita la estratificación del fluido. • La orientación de los cortes del deflector puede ser también a un ángulo de 45° con respecto al nivel del suelo. Esta posición es conocida como “on the bias”. En arreglos triangulares de tubos (30°), la orientación de los cortes del deflector se define en base a: • Cuando el fluido libre de sedimentos en el lado de la carcaza está siendo enfriado sobre un amplio rango de temperatura (100 a 170°C (200–300°F)) en una sola carcaza, la orientación de los cortes debe ser horizontal para así evitar estratificación del fluido. • Para cualquier otro servicio el corte debe ser vertical. b.

Deflectores longitudinales– Este tipo de deflectores son usados para dividir la carcaza en dos o mas secciones, creando carcazas multipasos. Deben usarse soldados a la carcaza y a la placa de tubos para evitar que el fluido filtre a través del collado entre el deflector y la carcaza, lo cual disminuiría la eficiencia de la operación de transferencia de calor. Debido a las dificultades encontradas para realizar un buen proceso de soldadura, cuando se requieren carcazas multipasos resulta mas económico usar carcazas separadas por cada paso; a menos que el diámetro de la carcaza sea lo suficientemente grande que permita soldar con facilidad el deflector a la carcaza.

c.

Deflectores de ventanas– Cuando en un intercambiador se requiera baja caída de presión en la carcaza, por ejemplo en el manejo de gases, el uso de deflectores de flujo transversal resulta impráctico. En este caso deben usarse deflectores de flujo paralelo, conocidos como deflectores de ventana. La función principal de los deflectores de ventana es soporte de los tubos mientras permiten al fluido fluir paralelo a los tubos. Dentro de este tipo de deflectores el mas conocido y eficiente es el de segmento




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doble (llamado también disco modificado o corona), el cual se muestra en la Figura 5. Adicionalmente, los deflectores de círculo lleno son usados ocasionalmente para soportar los tubos en los rehervidores tipo marmita. El corte de los deflectores de segmento doble es expresado en porcentaje y viene dado con el cociente entre el área de la ventana del deflector y el área de la sección transversal del intercambiador. Normalmente, las áreas de los huecos centrales en los deflectores dobles son iguales y cubren 40% del área de la sección transversal del intercambiador. Esto permite un solapamiento de deflectores de aproximadamente 10% del área de la sección transversal en cada lado del intercambiador. Sin embargo, el solapamiento debe ser suficiente para que por lo menos una fila de tubos sea soportada por segmentos adyacentes. El espaciado de este tipo de deflectores es aproximadamente igual al espaciado máximo permisible. Espaciamientos menores resultarían en flujo transversal, lo cual sería contrario al objetivo de este tipo de deflectotes. Igualmente, para carcazas grandes (mayores de 1016 mm (40 pulg.)), el deflector es dividido en tiras para reducir el flujo transversal. 5.

Banda de sello.– Las bandas de sello son planas y de metal. Estas extienden el largo de la carcaza para prevenir que el fluido de la carcaza fluya a través del espacio entre el haz de tubo y la cara interna de la carcaza. La banda de sello está ubicada entre los bordes de deflectores adyacentes, en el espacio entre el haz y la carcaza. La Figura 7. muestra una banda de sello típica. Normalmente, las bandas de sello son instaladas en par, una banda de cada lado del haz. Las bandas de sello normalmente son instaladas en haces de arrastre continuo debido que el espacio entre el haz de tubo y la carcaza es bastante grande (50 a 125 mm (2 a 5 pulg)). también son instalados en otros tipos de haces de tubo cuando el espacio entre los tubos de afuera y la carcaza exceden la mitad del espaciado de tubo. Las bandas de sello no son usadas en rehervidores de tipo marmita o en unidades con condensación isotérmica en el lado de la carcaza.

6.

Boquilla de entrada y deflector de choque.– Los deflectores de choque son requeridos en las boquillas de entrada del lado de la carcaza, para proteger el haz contra el choque del fluido cuando: (a) se está condensando, (b) es una mezcla de vapor y líquido, (c) es material abrasivo continuo, o (d) está entrando a alta velocidad. Adicionalmente, TEMA requiere protección de choques para el haz cuando los valores de ρV2 (densidad del fluido, kg/m3, por la velocidad al cuadrado m2/s2) excede:


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a.

2250 kg/ms2 (1500 lb/pie.s2) para fluidos no corrosivos, no abrasivos y de una sola fase.

b.

750 kg/ms2 (500 lb/pie.s2) para otros tipos de fluidos, especialmente para fluidos en su punto de ebullición.

Para flujo bifásico, la densidad se calcula como la densidad homogénea gas–líquido. También, el área mínima de entrada del haz debe ser igual o exceder el área de la boquilla de entrada, y no debe producir un valor de ρV2 mayor que 6000 kg/ms2 (4000 lb/pie.s2) (TEMA). Para poder mantener la cuenta máxima de tubos, la placa de choques está algunas veces ubicada en la abertura de las boquillas en forma cónica o en el domo arriba de la carcaza. El material de la placa de choque debe ser por lo menos tan bueno como el de los tubos. 7.

Intercambiabilidad de haces de tubos.– En cualquier proyecto existe un incentivo para estandarizar los diseños de haz de tubo, de esta manera se reducen los gastos de la refinería en mantener inventario de repuestos de haces y otras partes de intercambiadores. A pesar que se desea la estandarización, no es fácil de controlarla de proyecto a proyecto debido a que la fabricación de los intercambiadores pueden no ser hechas por el mismo fabricante. No se considera deseable sobre diseñar un intercambiador de calor por el sólo hecho de tener intercambiabilidad de haz, a menos que el área superficial requerida sean aproximadamente iguales (dentro del 5%) y las presiones y temperaturas de diseño sean similares. Los haces de tubos deben ser del mismo diseño general y deben tener el mismo diámetro de las placas de tubo para ser físicamente intercambiables. Las placas de tubo deben también tener la misma ranura para las particiones del paso, a pesar de que las dos unidades están diseñadas para diferentes número de pasos. De la misma manera los espaciados de deflectores no necesitan ser iguales a menos que esto se desee, para mantener así la intercambiabilidad térmica o para mantenerse dentro del rango de caída de presión permisible.

4.7.5

Diseño de carcaza 1.

Carcaza de un paso (TEMA E).– La carcaza de un paso es la construcción más comúnmente usada para intercambiadores de tubo y carcaza. Las boquillas de entrada y de salida están ubicadas en extremos opuestos o adyacentes de la carcaza, dependiendo del número y tipo de deflectores usados. En la Figura 6.a se ilustra un intercambiador típico de deflectores segmentados horizontalmente y carcaza de un paso.

2.

Carcaza de dos pasos (TEMA F).– Una carcaza de dos pasos requiere el uso de deflectores longitudinales para dirigir el flujo de la carcaza. En la Figura 6.c se muestra este tipo de intercambiador, donde puede observarse




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que las boquillas de entrada y salida están adyacentes a la placa de tubo fija. Para evitar un espesor excesivo en los deflectores longitudinales, las carcazas de dos pasos no deben ser usadas cuando la caída de presión sea mayor de 69 kPa (10 psi) ( Preferiblemente, 35 kPa (5.1 psi)). También se deben evitar rangos de temperatura mayores de 177°C (350°F), debido al hecho de que altos rangos de temperatura ocasiona un excesivo escape de calor a través de los deflectores, y tensión térmica tanto en los deflectores como en la carcaza y placa de tubos. Los deflectores longitudinales pueden ser de diseño removible o soldado. Debido a que existen diversos diseños y penalidades en el costo de éstos, asociados con el uso de deflectores soldados en intercambiadores de cabezal flotante; este tipo de diseño debe ser usado sólo con unidades de placa de tubo fija que no requieren juntas de expansión. Si un deflector longitudinal va a ser usado con un intercambiador de cabezal flotante, éste debe ser de diseño removible. Deflectores longitudinales removibles requieren el uso de bandas de sello flexibles que deben ser livianas o un dispositivo de empaque entre el deflector y la carcaza para reducir la fuga de fluido de un lado a otro. Una unidad de dos pasos puede ser usada cuando el factor de corrección de la MLDT, Fn es menor de 0.8 para una carcaza de un paso. Una unidad de dos pasos por la carcaza con deflectores longitudinales soldados es satisfactoria si Fn para dos pasos por la carcaza es igual o mayor que 0.85 y una unidad con deflectores removibles es satisfactoria si Fn de dos pasos por la carcaza es 0.90 ó mayor. Esta limitación de Fn es el resultado de pérdida de calor a través de los deflectores longitudinales y, en el caso de deflectores removibles, fuga de fluido alrededor de éstos. 3.

Carcaza de flujo dividido (TEMA J).– Una carcaza de flujo dividido tiene una boquilla central de entrada y dos de salida, o viceversa. Un intercambiador de flujo dividido es ilustrado en la Figura 6.b. Típicamente, este tipo de carcazas es usado para reducir la caída de presión en servicios donde ocurre condensación. Generalmente, para todos los diseños, los deflectores de segmento doble son usados con carcaza tipo J y, en los intercambiadores de flujo dividido, normalmente tienen corte vertical. Este arreglo de deflector requiere que el número total de deflectores sea impar, pero también debe haber número impar de deflectores en cada extremo de la carcaza. El deflector central para este arreglo, normalmente es similar al deflector central usado con el corte de deflectores de segmento. Los deflectores de cada lado del deflector central y el último deflector en los extremos de la carcaza tienen el centro sólido con recorte en los bordes.



4.7.6


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Fluido a través de los tubos/carcazas En la determinación de la localización de los fluidos tanto en la carcaza como en los tubos deben considerarse los siguientes factores: 1.

Corrosión.– Colocar el fluido mas corrosivo en los tubos resulta mas económico, pues los costos por requerimiento de aleaciones y revestimiento son menores.

2.

Ensuciamientos.– La localización en los tubos del fluido con mayor tendencia a la formación de depósitos se traduce en una reducción del ensuciamiento del área de transferencia ya que este arreglo permite un mejor control de la velocidad. A mayor velocidad menor ensuciamiento. Los tubos rectos se pueden limpiar mecánicamente sin remover el haz de tubos y la limpieza química normalmente es mejor en el lado de los tubos. Los tubos con aletas y en arreglo cuadrado pueden limpiarse fácilmente por medios físicos; pero usualmente la limpieza química no es efectiva en la carcaza.

3.

Temperatura.– Para servicios de alta temperatura, requiriendo materiales (aleaciones) costosos, es recomendable colocar el fluido caliente en los tubos.

4.

Presión.– Colocar la corriente de mayor presión en los tubos requerirá menos componentes de alta presión, lo cual se traduce en una reducción de costos.

5.

Caída de presión.– A igual caída de presión, mayor coeficiente de transferencia de calor es obtenido en los tubo; por esta razón, el fluido con menor caída de presión permisible debería colocarse en los tubos.

6.

Viscosidad.– Mayores ratas de transferencia de calor son obtenidas colocando un fluido viscoso en la carcaza.

7.

Características tóxicas y letales.– Generalmente, el fluido tóxico debe colocarse en los tubos, usando una placa doble de tubos para minimizar la posibilidad de fugas. En cuanto a fluidos con características letales, referirse al Código ASME y cumplir con los requerimientos establecidos para este tipo de servicios.

8.

Rata de flujo.– Colocar el fluido con menor rata de flujo en la carcaza, usualmente, resulta en un diseño mas económico. La razón de ello radica en el hecho que en la carcaza el fluido experimenta un mayor turbulencia a menor velocidad que en el tubo. En resumen y a manera de guía, cualquiera de los fluidos que aparezca de primero en la lista siguiente será, normalmente, el que va por los tubos:

1.

Agua de enfriamiento.

2.

Fluidos corrosivos o un fluido propenso al depósito de coque, sedimentos y otros sólidos.


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3.

Fluidos con alto factor de obstrucción.

4.

El menos viscoso de los 2 fluidos.

5.

El fluido de mayor presión (para presiones extremadamente altas, 6900 kPa (1000 psi) manométricas, puede ser económico tratar este punto como número 1 en esta lista.

6.

El fluido más caliente.

7.

El líquido de menor volumen.

Varias excepciones a esta lista son:

4.7.7

1.

Los vapores condensables son normalmente colocados en la carcaza.

2.

El vapor de agua es colocado normalmente en el interior de los tubos.

3.

Si el cambio de temperatura de un fluido es muy grande (mayor que aproximadamente 167 °C a 195 °C (300–350°F)) y se requiere el uso de más de un paso de tubo, entonces este fluido va usualmente en la carcaza, en vez de por tubos. Esta distribución de los fluidos minimiza los problemas causados por la expansión térmica. También, para evitar problemas con la tensión térmica, los fluidos con cambio de temperatura mayor que 195°C (350°F) no pueden ser pasados a través del lado de una carcaza de 2 pasos.

4.

Si uno de los fluidos es limpio (factor de ensuciamiento de 0.00018 m2°C/W (0.001 hpie2°F/BTU) o menor) y sólo es levemente corrosivo al material seleccionado, este fluido es el que se coloca en los tubos. Las construcciones de tubos en U son usados donde resulten económicas.

Caída de presión Las consideraciones generales aplicables a intercambiadores de tubo y carcaza vienen dadas en el párrafos siguientes. 1.

Corrección para el área reducida de flujo.– Para el lado de los tubos, se requiere de los suplidores de intercambiadores el suministro de tubos con un espesor en todo punto no menor que el especificado. Por esta razón, el diámetro interno actual es siempre más pequeño que el diámetro estándar. Esta desviación del diámetro estándar es mayor para el acero al carbono que para tubos de aleaciones de cobre. Para el lado de la carcaza, hay que incluir un factor que considera el ensuciamiento en el lado de afuera de los tubos. Este ensuciamiento reduce el área libre para flujo y de esta manera incrementa la caída de presión.

2.

Consideraciones económicas de caída de presión.– La caída de presión de diseño a ser usada, normalmente, es determinada por un balance económico entre (1) el alto costo de bombear y de ciertos componentes del intercambiador y (2) la reducción de área superficial. A medida que el número




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de pases del tubo es incrementado o el espaciado de deflectores es reducido, la velocidad del fluido aumenta, produciendo así un aumento en la caída de presión y en el coeficiente de la película. Otra ventaja del incremento de la velocidad es que la medida del ensuciamiento decrece. Para corrientes presurizadas, la caída de presión debe ser maximizada. Cuando no existe información o restricciones de proceso sobre la velocidad máxima, una limitación razonable para líquidos es cerca de 3 a 5 m/s (10 a 15 pie/s). Para gases y vapores, velocidades hasta de 30 m/s (100 pie/s) son comunes. Para corrientes bombeadas, a menos que están limitadas de otra manera, la caída de presión preliminar de diseño es la requerida para copar completamente la fuerza motriz de la bomba. La caída de presión debe ser determinada chequeando el retorno incrementar de la inversión, comparando el caso preliminar con uno usando un tamaño más grande de motor, ya sea completamente copado o la extensión permitida por las limitaciones de velocidad. Factores a ser considerados en la comparación son un posible cambio en la selección de líneas o en el tipo de bomba. 3.

Número de pasos en el lado del tubo.– Para enfriadores y condensadores usando agua, se especifica el suficientes número de pasos de tubo para maximizar la utilización de la caída de presión disponible, siempre y cuando el material de construcción del tubo lo permita. La velocidad máxima y mínima de agua varía con el material del tubo y el tipo de agua. Para servicios con hidrocarburos, se especifica el suficientes número de pasos de tubo para obtener una alta velocidad en los tubos, previendo así el flujo laminar o de transición. En algunos casos las condiciones terminales del intercambiador pueden ser tales, que el tipo de flujo puede cambiar de laminar a turbulento (o viceversa) dentro de la unidad. Esta situación debe evitarse, debido a que la transferencia de calor en la región de transición no es predecible. Para algunos servicios, como combustible pesado, este problema se puede solucionar usando fluidización con un fluido apropiado, que tenga una densidad más baja. Normalmente, no menos de dos o más de ocho pasos de tubo son usados. Con más de ocho y menos de dos, la construcción se complica y los costos de fabricación tienden a ser excesivos. Note que los arreglos de 2, 4 u 8 pasos de tubo son fácilmente intercambiables. Sin embargo, en casos especiales, 1 paso o más de 8 pasos pueden algunas veces ser justificados. Ver Tabla 10 para el máximo número de pasos de tubo normalmente usados por varios diámetros de carcaza. Restricciones sobre los arreglos de pasos de tubo para diseños particulares de intercambiadores son como siguen:



4.


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a.

Para intercambiadores de placa fija de tubos es posible usar cualquier número de pasos de tubo, impar o par. Los arreglos más comunes son de un paso o un número par de pasos múltiples.

b.

Para intercambiadores de tubos en U, cualquier número de pasos de tubo es posible, pero normalmente el máximo recomendado es 6, debido a consideraciones de construcción.

c.

Para intercambiadores de cabezal flotante con anillo dividido y arrastre continuo, cualquier número de pasos de tubo es posible. Esto se debe a que los diseños de un sólo paso de tubo, a pesar de no ser generalmente usados, requieren expansión especial o juntas empacadas.

d.

Para intercambiadores de cabezal flotante empacado externamente con anillo de cierre hidráulico, sólo arreglos de un solo paso o dos son posible en este tipo de construcción.

e.

Para intercambiadores de cabezal flotante empacado externamente de caja de estopas, cualquier número par o impar de pasos de tubo es posible.

Consideraciones para el lado de la carcaza.– Las características de los deflectores y de las boquillas y el número de pasos en la carcaza son elementos de un intercambiador que afectan considerablemente la caída de presión. Asi: a.

Número de pasos en la carcaza – Los intercambiadores pueden tener más de un paso en la carcaza (un paso es el más común). Pasos múltiples en la carcaza requieren el uso de deflectores longitudinales de diseño removible o soldado (Ver la discusión sobre carcazas de 2 Pasos, en la subsección 4.7.5). En casos especiales de requerimientos de grandes superficies, especialmente en servicios requiriendo carcazas en series para satisfacer los requerimientos de Fn, unidades de carcaza con pasos múltiples empleando deflectores longitudinales son la selección más económica. Sin embargo, es bastante difícil estimar con precisión el costo de intercambiadores usando deflectores longitudinales. Es por esto que es recomendable por el momento, que para aquellos casos donde la construcción sea aplicable, el intercambiador se especifica como una unidad de un paso por carcaza. Luego, se solicita una alternativa para unidades de pasos múltiples, basado en el tipo de deflector deseado.




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b.

Deflectores transversales – Normalmente se especifican los deflectores de segmento con un espaciado de deflectores hasta el máximo permisible de acuerdo al TEMA (“maximum unsoported span”), a menos que la caída de presión en el lado de la carcaza sea excesiva; en cuyo caso, deflectores de segmento doble deben ser usados, porque ellos resultan en una caída de presión más baja, con solo un pequeño descenso en el coeficiente de transferencia de calor en el lado de la carcaza.

c.

Boquillas – Use dos boquillas de salida (una en cada extremo de la carcaza) y una boquilla de entrada en el centro, o viceversa, si otra manera de reducir la caída de presión resulta inefectiva. Este tipo de arreglo de las boquillas determina el uso de la carcaza conocida como “Carcaza de flujo dividido” (TEMA J). Para condensadores u otros intercambiadores usando vapor, una sección alargada en la boquilla de entrada de la carcaza (“cinturón de vapor”) es usado algunas veces. Los cinturones de vapor son recomendados si la boquilla de vapor es grande comparada con el diámetro de la carcaza. Estos evitarán el tener que quitar tubos para proveer el área de flujo requerida entre la carcaza y el deflector de choque, permitiendo así la distribución del vapor entrando al haz.

4.7.8

Carcazas superpuestas La decisión de superponer carcazas o no, depende de la necesidad de mantenimiento, como también de la cantidad de terreno disponible. Las carcazas superpuestas requieren un área de terreno menor y frecuentemente de menos tuberías. Normalmente, las carcazas no están superpuestas a una altura de más de 2 veces la altura de ésta. Sin embargo, el mantenimiento de intercambiadores de calor superpuestos es más costoso debido a la dificultad al acceso a ellos. Si no existe suficiente área de terreno disponible, la decisión de superponer carcazas se debe regir por la siguiente lista: 1.

Si los fluidos son de servicio limpio y no corrosivo, las carcazas deben ser usualmente superpuestas.

2.

Si los fluidos son de servicio moderadamente limpio o levemente corrosivo, las carcazas deben ser superpuestas.

3.

Si los fluidos son de servicio muy sucio o corrosivo, las carcazas no deben estar superpuestas para permitir facilidad en el mantenimiento. Cuando las carcazas múltiples son especificadas, el arreglo de la superposición debe ser indicado en la hoja de especificación del intercambiador.



4.8


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Problemas operacionales típicos La meta del diseño de un intercambiador es diseñar una unidad que satisfaga los requerimientos de proceso especificados y tenga la capacidad de operar libre de problemas por largos períodos de tiempo, al mínimo costo para el usuario. Para cumplir esta meta, el diseñador debe considerar los posibles problemas presentes en la operación de la unidad y diseñar para evitarlos o minimizarlos. Así, cuando los fluidos involucrados en el proceso son corrosivos debe seleccionarse un material resistente a la corrosión. también se debe diseñar para reducir el derrame de fluidos entre el lado de los tubos y la carcaza, causado por la ruptura de los tubos o por el desprendimiento de un tubo de de la placa de tubos. Así mismo, en servicio sucio donde el(los) fluido(s) tienen tendencia a la formación de depósitos, se debe diseñar para minimizar su efecto en la transferencia de calor. Las subsecciones 4.6 y 4.7 de este documento se han enfocado con base en estos problemas. Sin embargo, dada la importancia de esta problemática, se ha considerado necesario dedicar una subsección a este tema con el propósito de proporcionarle al ingeniero responsable del diseño mas detalles al respecto. En las referencias se encontrará más información teórica y académica al respecto.

4.8.1

Vibración El diseño de un intercambiador no puede ser completo sin considerar un análisis vibracional, especialmente cuando se trata de unidades grandes, altas ratas de flujo o altas velocidades en la carcaza, puesto que la vibración es la causa mas seria y frecuente de falla de los intercambiadores. La vibración puede ser transmitida mecánicamente, por ejemplo durante el embarque de la unidad; o a través del fluido como en forma de pulsaciones provenientes de un compresor reciprocante; o puede ser inducida dentro del intercambiador por un flujo perfectamente estable. Esta última es preocupante por el desconocimiento que se tiene tiene al respecto, a pesar que se ha trabajado mucho en los últimos años, tanto teóricamente como experimentalmente, por aclarar este fenómeno. En la mayoría de los casos de vibración inducida por flujo, se asume que es causada por el desprendimiento de vórtices desde la corriente en el lado de los tubos, aguas abajo de la unidad. Como consecuencia de la presencia de estos vórtices el patrón de flujo, y por ende la distribución de presión, cambia, resultando en oscilaciones de la magnitud y en la dirección de las fuerzas ejercidas por la presión del fluido sobre el tubo. Si la frecuencia de estas oscilaciones y la frecuencia natural del tubo son aproximadamente iguales, el tubo vibra con gran amplitud y eventualmente fallara, causando la dispersión de un fluido en otro. En la etapa de diseño pueden incluirse ciertas opciones para evitar o reducir el problema de la vibración de tubos, tales como: 1.

Evitar diseño de unidades con carcazas mayores de 1016 mm (40 pulg).





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2.

Usar un espaciado del deflector menor o igual al máximo tramo sin soporte. Ver subsección 4.7.4.

3.

Minimizar los espacios muertos entre el tubo y el deflector.

4.

Reducir la velocidad del fluido contenido en la carcaza, ya sea disminuyendo la rata de flujo o cambiando el espaciado o el arreglo de tubos.

Cada una de estas opciones modifica la frecuencia natural del tubo o la velocidad transversal del fluido (2,3) o la frecuencia de las oscilaciones (4,1). Otras opciones disponibles para evitar los problemas por vibración son cambios en el tipo de deflector preliminarmente seleccionado o reducción del corte del deflector, las cuales modifican la frecuencia natural del tubo, o uso del deflector de choque, lo cual afecta la frecuencia de las oscilaciones (ver subsección 4.7.4). 4.8.2

Ensuciamiento El ensuciamiento (“fouling”) en las unidades de transferencia de calor puede definirse como depósitos de material indeseado sobre la superficie de transferencia de calor, causando degradación en la operación del equipo en un orden del 80% y, algunas veces puede causar, falla o suspensión total de la operación. Este problema es considerado en el diseño de la unidad mediante la incorporación de una resistencia térmica denominada Factor de Ensuciamiento. Ver subsección 4.6.5 para mayores detalles. La solución obvia a este problema de formación de depósitos en intercambiadores es eliminar los agentes de ensuciamiento de las corrientes, lo cual es a menudo imposible en corrientes de proceso, porque el fluido por si mismo es un agente de ensuciamiento, por ejemplo en las reacciones de coquificación y polimerización. Lo que, indudablemente, si pude hacer el diseñador y el usuario del equipo es controlar el ensuciamiento en cierto grado. En la subsecciones 4.7.6 y 4.6.5 se presentan formas de controlarla en la etapa de diseño. Formas que se traducen en la reducción de costos de mantenimiento: 1.

La localización del fluido sucio en los tubos permite la limpieza de la unidad sin incurrir en el alto costo de remover el haz de tubos.

2.

El uso de una cubierta del canal plana y fácilmente removible facilita la limpieza física, si esta fuese requerida frecuentemente.

3.

La orientación horizontal de la unidad es probablemente preferida porque evita los costos de andamio, usualmente requerido para la limpieza de unidades verticales

4.

Velocidades en los tubos entre 3 y 4.6 m/s (10 y 15 pie/s) reduce la frecuencia de limpieza del equipo.


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Adicionalmente, el ensuciamiento debido a sedimentación puede reducirse usando unidades de un solo paso. Por ejemplo, si el área de transferencia requerida no es muy grande, puede seleccionarse un intercambiador de placas en espiral en lugar de una unidad multipasos de tubo y carcaza; para evitar la decantación de los sólidos suspendidos en la carcaza o en el fondo de los canales en lado de los tubos. Otras técnicas para prevenir el ensuciamiento son:

4.8.3

1.

El diseño de la carcaza debe ser tal que evite zonas muertas y de remolinos donde los sólidos puedan acumularse.

2.

Las conexiones de entrada y salida deben colocarse en el fondo y el tope de la carcaza y los tubos para evitar crear zonas muertas y áreas no purgables.

3.

El uso de metales apropiados que eviten la acumulación de material producto de la corrosión, especialmente con agua de enfriamiento.

Corrosión y erosión Una de las causas mas frecuentes de falla de los intercambiadores son los daños a los tubos por la corrosión y la erosión. Las fallas por corrosión no son posibles siempre eliminarlas completamente, a pesar de las precauciones que se tomen en la etapa de diseño; debido a que las condiciones de operación no son estáticas; razón por la cual es necesario una revisión periódica del equipo y mejoramiento de los sistemas de control de la corrosión. Sin embargo, en servicios corrosivos, para minimizar los efectos de la corrosión se recomienda: 1.

Pretratamiento de las superficies metálicas.

2.

Uso de inhibidores de corrosión.

3.

Tratamiento del agua, cuando este fluido este involucrado en la operación.

4.

Uso de material anticorrosivo o revestimiento (lining o cladding).

5.

Selección de unidades fáciles de reparar, por ejemplo unidades de tubo y carcaza con haz de tubos removibles.

6.

Especificación de unidades con componentes estandarizados, por ejemplo el tamaño y material de los tubos para un proceso en particular.

Erosión es la perdida de material de construcción debido a alta velocidad y/o cambios abruptos en la dirección del flujo; usualmente esta asociada a flujo bifásico y se encuentra, principalmente, en la entrada de los tubos y en la superficie externa de los tubos situados debajo de la boquilla de entrada a la carcaza. Los factores que determinan la presencia de la erosión son la velocidad y fase del flujo, las propiedades del fluido y el material de construcción; por lo que para


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prevenir los efectos de la erosión es necesario eliminar, evitar o controlar dichos factores. Una forma segura de minimizar la erosión es reduciendo la velocidad del flujo; pero ello tiene implicaciones negativas en la transferencia de calor. Otras técnicas utilizadas son: 1.

Filtración del fluido.

2.

En una corriente gaseosa, reducir la cantidad de gotas presentes pasando la corriente por un absorbente o calentándola para vaporizar dichas gotas.

3.

Usar deflectores de choque.

4.

Usar tubos plásticos, a manera de forro, dentro de los tubos.

Puestos que 1 y 2 resultan en caídas de presión y costos significativos, normalmente se utilizan 3 y 4. Es importante observar que la selección del material es de sumo interés en la prevención de estos fenómenos de corrosión y erosión, por lo que la experiencia del diseñador en los tipos de fallas producida por estos fenómenos es tan relevante como la información referente a las propiedades y ratas de corrosión del metal. 4.8.4

Derrame de fluidos En un intercambiador, el derrame de un fluido en otro puede ocasionar grandes perdidas de producción o altos costos de operación o mantenimiento; por lo que en la etapa de diseño, basado en su conocimiento y experiencia en el proceso, el diseñador puede recomendar una unidad que elimine o minimice las posibilidades de un derrame y/o sus efectos. Por ejemplo, el uso de enfriadores de aire en lugar de enfriadores con agua de mar. Las causas de un derrame de fluido son que la unidad este sometida a ciclos térmicos frecuentes, diferencial de expansión térmica y vibración de tubos. Esta ultima causa fue discutida previamente, en el punto 4.8.1. En la etapa de diseño, para minimizar y/o evitar los derrame de fluido por ciclos o expansión térmica, se debe considerar lo siguiente: 1.

Restringir el uso de placas de tubo fijas a aquellos casos donde la diferencia entre la temperatura media del metal del tubo y la de la carcaza no exceda a los 28°C (50°F), Ver subsección 4.7.4.

2.

En operación por carga o en aquellos casos donde son frecuentes las paradas y arranques de planta, se recomienda el uso de un cabezal flotante o tubo en U.

Es importante indicar en la hoja de especificación del intercambiador la existencia de ciclos térmicos.



4.9



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Optimización de los sistemas de integración de calor En cualquiera planta grande existen un número de corrientes de procesos que necesitan ser calentadas o enfriadas de cuerdo a los requerimientos del proceso. En general se pueden usar vapor u otro medio de transferencia de calor para calentar las corrientes frías; y aire o agua de enfriamiento para enfriar las corrientes calientes. Sin embargo, si las corrientes que necesitan ser enfriadas transfieren su calor o energía hacia las corrientes que requieren ser calentadas, se reducirían en gran magnitud los costos de capital de inversión y de operación; debido a la reducción de los requerimientos de servicios (vapor, agua de enfriamiento) y del número de equipos de transferencia de calor. Esta integración o combinación de unidades, las cuales trabajando al unísono mantienen la planta en operación, es lo que se denomina sistemas de integración de calor (SIC) o redes de intercambiadores de calor (“heat exchanger network”). La optimización de tales sistemas, llamada optimización de los sistemas de integración de calor o optimización de redes de intercambiadores de calor (“heat exchanger network” optimization), consiste en encontrar la combinación óptima de unidades, la cual permita reducir al mínimo, tanto el número de intercambiadores y como la cantidad de servicios requeridos por el proceso en consideración. Las ventajas de esta integración térmica son: 1.

Mínimos costos de capital y de operación, puesto que se reduce el número de equipos. También se cortan los gastos por mantenimiento, fundación, etc.

2.

Reducción en los consumo de energía externa en término de vapor.

3.

Reducción de las perdidas de energía hacia el agua de enfriamiento o el aire.

Los puntos 2 y 3 son muy importantes dado la preocupación existente en los últimos años sobre los costo de la energía. Como todo proceso, los SIC presentan sus desventajas, a saber: 1.

En plantas grandes, algunas corrientes pueden estar localizadas a distancias considerablemente grandes. Acercarlas para intercambiar calor puede requerir modificación de la disposición de los equipos en planta, tendidos de tuberías largos y potencia de bombeo alta, lo cual no resultaría económico.

2.

La entremezcla de dos fluidos, debido al derrame de un fluido en otro, puede ser peligrosa en algunos casos.

3.

La interconexión entre varias corrientes afecta las operaciones de arranque y parada de planta, la respuesta a situaciones de emergencia y a cambios bruscos en las condiciones de operación,y la confiabilidad y control de la planta. Generalmente, este tipo de optimización es mas factible en plantas nuevas que en plantas existentes.



4.


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Las técnicas de optimización existentes parten de una serie de supuestos respecto al coeficiente global de transferencia de calor, tipo de unidades, etc., los cuales restringen la confiabilidad en los resultados finales obtenidos. Por lo que se impone una revisión detallada y análisis de cada unidad, independientemente.

Para llevar a cabo la optimización de los SIC están disponibles varios métodos en la literatura, tales como el desarrollado por Nishida (1977) y por Linnhoff y Flower (1978). La idea básica es igualar la capacidad de las corrientes calientes de ceder energía con la necesidad de recibir energía de las corrientes frías. Así que se calculan los cambios de temperatura mas altos posibles que satisfaga los requerimientos definidos. Si la temperatura final requerida no es alcanzada, entonces se usa vapor y agua de enfriamiento como medio para alcanzarla. También existen programas de computación, como HEXTRANTM de Simulation Sciences, que permiten optimizar los SIC. Para mayores detalles ver el Manual de Usuario de HEXTRAN. Es importante apuntar que no necesariamente cada uno de los intercambiadores en la red resultante es también un óptimo, ya que las técnicas de optimización actualmente disponibles suponen: 1.

El coeficiente global de transferencia de calor es el mismo para cualquier tipo de unidades, o sea, todos los intercambiadores tienen un solo valor de este coeficiente, todos los enfriadores tienen un solo valor y todos los calentadores tienen un solo valor, aunque el valor para los enfriadores puede ser diferente al de los calentadores o de los intercambiadores de calor. Este supuesto no es cierto, porque los coeficientes de transferencia de calor dependen de las propiedades, las temperaturas y las ratas de flujo de los fluidos involucrados.

2.

El costo es definido como una función exponencial del área de la unidad, lo cual es razonable como una primera aproximación si todas las unidades tienen las mismas características y materiales de construcción. Sin embargo, las condiciones de operación, el diferencial de expansión térmica, la carga de calor, etc., determinan el tipo de construcción a usarse; y la corrosión y las tendendencias a la formación de depósitos, junto con otros factores, determinan el material de construcción. Así que no todas las unidades en una misma clase de servicio tienen que ser similares.

Por lo tanto, después que la optimización del SIC se ha completado es necesario mirar a cada unidad individualmente y realizar su diseño óptimo con las temperatura de entrada y salida obtenidas por dicha técnica para cada unidad. Durante la optimización individual de cada unidad se deben considerar los puntos arriba mencionados, bajo el nombre de desventajas, con el propósito de obtener unidades viables y asegurar un apropiado funcionamiento de la planta.




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En esta subsección se ha presentado una breve introducción al vasto tópico de la dinámica y optimización de los intercambiadores de calor. En la medida que se incrementan los costos de la energía, mayor es el énfasis que debe ponerse en estos estudios de los SIC.

5

GUIA GENERAL PARA DISEÑO 5.1

Proceso de diseño de intercambiadores de calor La característica crítica del proceso de diseño es la estructura lógica y básica de un procedimiento de diseño, la cual es la misma si se usa un método de cálculo manual o computarizado. La diferencia radica en sustituir la lógica del pensamiento humana por la de un programa de computación, rápida pero inflexible. Esta estructura consiste en cuatro etapas, a saber: 1.

Identificación del problema.– El problema debe ser definido lo mas completo y claro posible; no solamente desde el punto de vista de la información requerida, sino de cuestiones tan importantes como que debe hacerse o cual es el requerimiento real a satisfacer; lo cual es responsabilidad del ingeniero de proceso. La subsección 5.3, pasos 1 y 2, presenta mas información sobre esta etapa.

2.

Selección del tipo de intercambiador.– Una vez definido los requerimientos y con la información disponible se debe decidir sobre el punto mas simple e importante del proceso: Cual es la configuración básica del intercambiador a utilizarse. En algunas aplicaciones el ingeniero de proceso decide al respecto, sin embargo es recomendable considerar la experticia y conocimiento del diseñador. En la subsección 5.2 se desarrolla esta idea.

3.

Procedimiento de cálculo.– Definido el problema y decidido el tipo de unidad a usarse, la próxima decisión es sobre el método de diseño: manual o computarizado.

El uso de métodos manuales sigue siendo una alternativa válida de diseño por lo menos en un 50%, y quizás en un 90%, de los casos. Sin embargo se recomienda evitar el uso de métodos manuales en el diseño de rehervidores tipo termosifón, dado la complejidad del caso. Si la decisión es el uso de métodos computarizados, entonces se debe seleccionar el nivel de dicho método: corto o detallado. Generalmente se usa el método corto cuando se requiere un orden de magnitud o un diseño preliminar. Debido a que PDVSA ha adquirido la información de HTRI (Ver 5.4.2) acceso a un grupo de programas reconocidos como el estándar de facto en el diseño de intercambiadores de calor, además de manuales de diseño de intercambiadores, donde presenta las bases teóricas de los programas, y métodos manuales lo suficientemente prescisos para entregar diseños de calidad. Esto se traduce en




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que los documentos adicionales del tema “Intercambiadores de calor”, no presentarán procedimientos detallados de diseño, sino que hará referencia al programa HTRI correspondiente y/o al procedimiento manula de diseño presente en los manuales de diseño del HTRI. Sólo los temas correspondiente a intercambiadores de doble tubo y a intercambiadores en servicio criogénico (PDVSA–MDP–05–E–04), (PDVSA–MDP–05–E–05), serán tratados en profundidad en los documentos antes mencionados. En la subsección 5.3 se presenta una guía general de diseño para el procedimiento manual de cálculo. Para aquellos servicios o unidades no documentadas en el MDP, se recomienda especificar los requerimientos de proceso y dejar al fabricante de este tipo de unidades su diseño, ya que el posee el conocimiento, la experticia y garantiza la operabilidad del mismo. 4.

Diseño mecánico y costos.– Una vez aceptado el diseño térmico e hidráulico encontrado en las etapas previas, el proceso de diseño continua con el diseño mecánico detallado, planos de fabricación, requerimiento de material, estimación de costos, etc. Esta etapa no se encuentra dentro del alcance del MDP. Es importante observar que un intercambiador rara vez trabaja a las condiciones para las cuales fue diseñado por lo que es altamente recomendable un estudio de sensibilidad respecto aquellos parámetros que puedan estar fuera de las condiciones de diseño. Por ejemplo, si el factor de ensuciamiento considerado es muy conservador, la unidad, probablemente, estará considerablemente sobrediseñada en la etapa inicial de operación, y en consecuencia, la temperatura de salida será diferente a la especificada, con posibles efectos aguas abajo del proceso. Por otro lado, los procedimientos modernos de aseguramiento de calidad requieren, con carácter de obligatoriedad, de un cuidadoso chequeo de la unidad entregada versus la especificación original del diseño (tolerancia, tamaño de tubos, material de construcción, material de las empacaduras, etc.).

5.2

Criterios de selección para intercambiadores de calor Para la IPPCN, tradicionalmente la selección automática ha sido intercambiadores de tubo y carcaza, para los cuales están muy bien establecidos los códigos para el diseño mecánico y existe una gran experiencia operacional. Sin embargo con la necesidad de obtener una mejor eficiencia térmica y minimizar los costos de capital se ha ampliado el rango de intercambiadores usados. Por lo que el proceso de selección de intercambiadores adquiere mayor relevancia. Este proceso debe tomar en consideración una serie de factores relacionados con la aplicación específica (no existe una regla general). Estos factores pueden resumirse en los siguientes criterios:




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1.

Requerimientos térmicos e hidráulicos.– El problema central del proceso de diseño de un intercambiador es crear una unidad capaz de satisfacer los requerimientos de proceso; es decir, lograr los cambios térmicos de las corrientes dentro de los límites permisibles de caída de presión, aun en presencia de ensuciamiento de la superficie de transferencia y capaz de operar hasta la próxima parada programada por mantenimiento. Para asegurarse una razonable probabilidad de éxito en la creación de esta unidad es pertinente disponer de conocimiento y experticia en el tipo seleccionado. Y se debe disponer de una metodología probada en un contexto donde las propiedades físicas de los fluidos rara vez se conocen con un alto grado de precisión, las condiciones estimadas de operación y las características de la corriente varían frecuentemente, existen limitaciones de tamaño y los datos sobre factores de ensuciamiento son prácticamente inexistentes y en todo caso varían con el tiempo.

2.

Compatibilidad con los fluidos y las condiciones de operación.– La unidad seleccionada debe ser capaz de resistir la corrosión debida a las corrientes de proceso y servicios y al medio ambiente, lo cual cual es básicamente un problema de selección de un material de construcción capaz de contener los fluidos sin una excesiva corrosión. Es deseable que resista el ensuciamiento, por lo que la tendencia a ello debe ser tazada apropiadamente para que la unidad sea capaz de operar en el tiempo requerido. Debe ser diseñada y construida para resistir la tensión o fatiga producto de la presión del fluido y de la diferencia de temperatura (fatiga Térmica).

3.

Mantenimiento.– En base a las características de las corrientes se debe determinar los requerimientos de limpieza (mecánica o química) y el reemplazamiento periódico total o parcial de la unidad. Este requerimiento puede limitar la orientación (vertical horizontal) del intercambiador y puede afectar la disponibilidad de espacio libre alrededor de él. La facilidad de modificaciones puede ser un factor importante, si las condiciones de proceso son eventualmente cambiables.

4.

Disponibilidad.– El tiempo de ejecución de un proyecto puede dictaminar el uso de unidades estándar con tiempos de entrega cortos. La fecha de entrega dada por el fabricante debe ser considerada bajo la visión de su récord de cumplimiento. Otro factor a considerarse es si existen limitaciones en cuanto a la disponibilidad de los métodos de diseño.

5.

Factores económicos.– El costo debe ser tan bajo como sea posible, pero sin sacrificar los requerimientos previamente establecidos y respetando los requisitos especiales que el cliente haya establecido. El costo de instalación puede ser, a menudo, significante. La mejor evaluación del verdadero costo de un intercambiador es él determinado considerando la magnitud de las perdidas económicas si la unidad se para prematuramente por limpieza o




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mantenimiento o si ella representa un cuello de botella en la rata de producción de la planta. En la subsección 4.5 y en la Tabla 1 se presenta una lista de las unidades mas usadas en IPPCN. Para una aplicación particular ambas deben ser consultadas para identificar por lo menos un tipo, y probablemente varios tipos, de intercambiadores adecuados a dicha aplicación, a partir de la siguiente información:

5.3

1.

Máxima presión.– Muchos tipos de intercambiadores pueden ser solamente usados a bajas presiones, por lo que deben considerarse fuera de aplicación cuando la presión es muy alta.

2.

Rango de temperatura.– Muchos tipos de intercambiadores pueden ser solamente usados en un rango limitado de temperaturas, nuevamente, esto saca fuera de consideración a un determinado número de tipos de intercambiadores

3.

Limitaciones de fluidos.– Esto se refiere a la compatibilidad entre el fluido y los materiales de construcción. Por ejemplo, el material de las empacaduras en un intercambiador de placas puede no ser compatible con el fluido o con el rango de temperaturas de operación esperado. Otro factor importante esta relacionada con las consecuencias de una falla, esta situación puede ocasionar problemas de mezcla de corrientes o de derrame de un fluido hacia el medio circundante. Obviamente, en el caso de fluidos tóxicos o inflamables, la consecuencia de una falla es mas significante y es un importante factor a considerar en la decisión sobre el tipo de unidad.

4.

Rango de tamaños disponibles.– Evidentemente, siempre es posible superar el obstáculo de la limitación de máximo tamaño, mediante el arreglo de varias unidades en paralelo, aunque se incurriría en costos adicionales por instalación y tuberías; también, en algunas ocasiones, se presentarían problemas por mala distribución de flujo entre las unidades en paralelo.

5.

Cruce de temperaturas.– Esta consideración está relacionada con el patrón de flujo. Si hay cruce de temperaturas se requiere una unidad de flujo en contracorriente pura o unidades multipasos en serie. En caso contrario, unidades de flujo mixto son adecuadas.

Guía general para el diseño de intercambiadores de calor A continuación se presenta la metodología a ser utilizada como una guía general para el diseño de cualquier tipo de intercambiador. Paso 1.–

Obtención de la información de proceso (por ejemplo, propiedades de las corrientes) y mecánica (por ejemplo, arreglo de tubos) y de la función de la unidad o servicio dentro del proceso (por ejemplo, condensador). De acuerdo a los procedimientos


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que se presentan en los documentos previamente mencionados, se requiere obtener la siguiente información mínima de proceso: 1. Fase y naturaleza del flujo: líquido, vapor, gas, bifásico, vapor de agua, agua, hidrocarburos, etc. 2.

Flujos totales (entrando y saliendo de la unidad, mínimo por un lado): másico o volumétrico, especificado por fase cuando se trata de flujo bifásico.

3.

Propiedades de los fluidos: calor específico, calor latente, conductividad térmica, viscosidad, peso molecular o gravedad específica o densidad.

4.

Condiciones de operación: temperatura y presión a la entrada y/o salida de la unidad

5.

Caídas de presión permisibles: máxima permitida en cada lados

6.

Factores de Ensuciamiento: preferiblemente basados en experiencias operacionales.

7.

Condiciones de Diseño: temperatura y presión en cada lado de la unidad.

8.

Características de los fluidos: corrosivas y/o tóxicas y/o inflamables.

9.

Existencia de ciclos térmicos: frecuencias de paradas y arranque, si es una operación por carga, etc.

La información mecánica mínima requerida es la siguiente: 1.

Materiales de construcción

2.

Espesor de pared por consideraciones de corrosión.

3.

Tolerancia por corrosión.

4.

Especificaciones, códigos y estándares.

5.

Tamaño o limitaciones de espacio.

6.

Orientación de la instalación: vertical o horizontal

7.

Otros: Ver Tablas 2.a / 2.b.

Ciertos detalles, tales como longitud del tubo, especificaciones del tipo de material, limitaciones en las dimensiones de la carcaza, etc., son normalmente especificados por el cliente. Estos detalles deben incluirse en el estudio preliminar para la instalación de una refinería nueva. En el caso de refinerías y plantas químicas existentes, esta información puede incluirse en la carta de requisición del trabajo o puede ser generada durante las etapas iniciales del trabajo.


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Paso 2.–

Paso 3.–

Paso 4.–

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Paso 6.–

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Definición del tipo de intercambiador de acuerdo con los criterios de selección presentados en la subsección previa (5.2) y en los documentos PDVSA–MDP arriba mencionados. Localización de los criterios de diseño típicos para el servicio en cuestión, criterios y consideraciones adicionales y la configuración del intercambiador: Tales criterios se encuentran en los documentos PDVSA–MDP antes mencionados, de acuerdo al tipo de intercambiador seleccionado. Diseño térmico e hidráulico del intercambiador mediante el siguiente procedimiento de calculo: 1. Calcular Q a partir de las consideraciones de proceso. 2.

Calcular DTMe a partir de las consideraciones de proceso, el tipo de intercambiador y el arreglo de los tubos.

3.

Suponer el valor del coeficiente global de transferencia de calor Uo. (En la Tabla 3 se muestran valores típicos).

4.

Calcular el área A basada en el Uo supuesto.

5.

A partir del A, calculada, determinar las dimensiones físicas del intercambiador de calor.

6.

Calcular la caída de presión a través del intercambiador y modificar el diseño interno, si se requiere, para obtener un balance razonable entre la caída de presión y el tamaño del intercambiador.

7.

Calcular Uo a partir de las propiedades físicas de los fluidos, factores de ensuciamiento y el arreglo del intercambiador.

8.

Recalcular A basándose en Q y los valores calculados de Uo y DTMe.

9.

Paso 5.–

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Comparar el A calculado con el A supuesto y repetir los cálculos hasta que éstas áreas se igualen. Para casi todos lo valores de Uo, existe un diseño de intercambiador que satisface el criterio de que el A calculada sea igual al A supuesta. Sin embargo, muy poco de estos diseños son razonables Definición y dimensionamiento de las boquillas de entrada y de salida Especificación del resto de los componentes de intercambiador, de acuerdo a los criterios establecidos en este documento y/o cualquier otro documento PDVSA–MDP mencionado previamente, subsección 5.1, que aplique al caso particular o en el MID.


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Paso 7.–

5.4


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Búsqueda de información adicional, en el MID y otros documentos técnicos, para completar la especificación de proceso del intercambiador de calor bajo estudio.

Programas de computación Existen, en el mercado, compañías dedicadas a la investigación y desarrollo en el área de transferencia de calor y el uso de la tecnología de computación aplicada al desarrollo de “Software“ para el diseño de intercambiadores de calor. Estos programas facilitan el diseño térmico óptimo y determinan el diseño mecánico apropiado. Entre estas compañías las más conocidas son Simulation Sciences con HEXTRAN, B–JAC International con B–JAC Software y Heat Transfer Research Inst. con la serie de programas de HTRI. Adicionalmente a estos programas, el simulador de procesos de Simulation Sciences, conocido como “PROII TM”, dispone de subrutinas que permiten el diseño térmico de intercambiadores de calor; la subrutina de mayor interés es “Rigorous Heat Exchanger (HXRIG)”, la cual, dadas la características mecánicas del equipo, permite evaluar, en forma bastante completa, si el diseño propuesto cumple con la operación de transferencia de calor esperada. A continuación, se presentan los programas que PDVSA y sus filiales tendrán disponibles para cálculos de equipos de intercambio calórico, ya sea a nivel corporativo, ó través de INTEVEP, S.A.

5.4.1

HEXTRAN (Simulation Sciences) Este paquete permite hacer cálculos de transferencia de calor para los siguientes tipos de equipos:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Equipo/Cálculo

Diseño Evaluación

Máxima utilización del calor disponible (“Targeting”)

No

Sí

Redes óptimas de intercambio de calor (“Synthesis”)

No

Impacto de limpiar uno ó más carcazas en un tren de intercambio (“Casestudy”)

No

Sí

Minimización de los costos totales de los servicios para un tren de intercambio (“Optimization Splitflow”)

No

Sí. Datos aproxim. de equipos

Comentarios

Uso de tecnología “pinch”.

Sí. Datos Para un nivel especificado aproxim. de de recuperación de calor, se equipos obtiene el mínimo número de equipos Examina el efecto de las incrustaciones y de la limpieza en los costos operativos





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Diseño Evaluación

Comentarios

Para un tren de intercambio a diseñar, optimizar el área individual de los intercambiadores para cumplir con un período de pago especificado (“Optimization Area”)

Sí

Sí

Puede combinar intercambiadores de diseño conocido o fijo, con equipos a diseñar. Datos aproxim. y rigurosos de equipos

Intercambiadores de tubo y carcaza (“STE”)

Sí

Sí

Se usa/produce información rigurosa mecánica del equipo

Intercambiadores de tubo y carcaza con deflectores de barras (“RBE”) (Adaptación del diseño de Phillips Petroleum)

No

Intercambiadores de doble tubo (“DPE”)

No

Sí.

Se usa información rigurosa mecánica del equipo

Intercambiadores multitubo (“MTE”)

No

Sí.

Se usa información rigurosa mecánica del equipo

Intercambiadores de tubos aleteados (“FTE”) (Gas fluyendo en un ducto rectangular sobre un banco de tubos)

Sí

Sí

Se usa/produce información rigurosa mecánica del equipo. Permite flujo bifásico en tubos

Intercambiadores enfriados por aire (“ACE”)

Sí

Sí

Se usa/produce información rigurosa mecánica del equipo. Permite flujo bifásico en tubos

Intercambiadores de placa con empacadura (“Plate and frame exchangers”: “PHE”)

Sí

Sí

Se usa/produce información rigurosa mecánica del equipo. Permite flujo bifásico, pero las correlaciones no son precisas.

Sí. Flujo en Se usa información rigurosa carcaza: mecánica del equipo sólo una fase

Este paquete se encuentra disponible a nivel corporativo 5.4.2

HTRI (Heat Transfer Research Institute) Los programas de HTRI son el “estándar de facto” para diseño de intercambiadores de calor. PDVSA está afiliada a HTRI, y tiene acceso a toda la información que HTRI produce,





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incluyendo la serie de programas de HTRI, estando disponibles a nivel corporativo. Algunos de los cálculos que permiten estos programas son:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Programa/Cálculo

Diseño Evaluación

Comentarios

“ACE–2” / Evalúa el desempeño de enfriadores por aire geométricamente especificados

No

Sí

Se usa información rigurosa mecánica del equipo. Permite flujo bifásico en tubos

“CST–2” / Diseña condensadores de tubo y carcaza y evalúa el desempeño para aquellos geométricamente especificados

Sí

Sí

Se usa/produce información rigurosa mecánica del equipo. Permite líquido ebullendo en tubos

“PHE–1” / Evalúa el desempeño de intercambiadores de placas geométricamente especificados

No

Sí

Se usa información rigurosa mecánica del equipo. Fluidos monofásicos solamente

“RKH–3” / Diseña y evalúa rehervidores termosifones, de marmita e incrustados en columnas, del tipo horizontal

Sí

Sí

Se usa/produce información rigurosa mecánica del equipo. El fluido caliente puede ser un vapor condensando

“RTF” / Diseña y evalúa rehervidores termosifones y de flujo forzado, con los tubos verticales, rehervidores de flujo forzado, con los tubos horizontales, y rehervidores de placa en espiral

Sí

Sí

Se usa/produce información rigurosa mecánica del equipo. El fluido caliente puede ser un vapor condensando

“ST–5” / Diseña intercambiadores de tubo y carcaza y evalúa el desempeño para aquellos geométricamente especificados

Sí

Sí

Se usa/produce información rigurosa mecánica del equipo. Permite cambio de fase en los fluidos, pero no es tan preciso com CST, RKH y RTF

Sí

Util para resolver problemas operativos, evaluar diseños competitivos de vendedores, evaluar cambios para remodelar hornos viejos, etc.

“FH–0” / Simula el comportamiento de un horno existente, además de hacer cálculos de combustión con cualquier tipo de combustible

El mandato corporativo es que el estándar PDVSA para diseño de intercambiadores son los métodos y programas de HTRI, excepto para intercambiadores de doble tubo y equipos en servicio criogénico.



5.4.3



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JUL.95

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B–JAC (B–JAC International) La compañía B–JAC ha estado en el campo del diseño asistido por computadora en el área de intercambio calórico desde 1970. Sus programas incluyen la generación de planos de algunos de los equipos a diseñar. Sus programas son ampliamente usados por fabricantes, compañías de ingeniería y compañías de refinación y petroquímica. Estos programas están disponibles en INTEVEP, a través del Departamento de Ingeniería General (TEIG). Algunos de los cálculos que permiten estos programas son:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Programa/Cálculo

Diseño Evaluación

Comentarios

“HETRAN” / Entrega diseño y evaluación térmica de intercambiadores de tubo y carcaza

Sí

Sí

Incluye condensación y vaporización. Optimiza el diseño del equipo y genera una hoja de especificación mejorada tipo TEMA

“TEAMS” / Entrega diseño mecánico completo de intercambiadores de tubo y carcaza

Sí

Sí

Produce estimado detallado de costos, lista de materiales completa y planos detallados. Al trabajar junto con HETRAN, acepta el diseño térmico en forma automática

“AEROTRAN” / Entrega diseño y evaluación térmica de enfriadores por aire, sección de convección de hornos, economizadores de gas de chimenea, y cualquier otro caso de un gas fluyendo a través de un banco rectangular de tubos

Sí

Sí

Incluye condensación y vaporización. Optimiza el diseño del equipo y genera una hoja de especificación completa API


PDVSA


.Menú Principal

6


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ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ NOMENCLATURA

En unidades SI


A

=

Area de transferencia de calor

m2

pie2

DI

=

Diámetro interno de los tubos

mm

pulg

DE

=

Diámetro externo de los tubos

mm

pulg

D

=

Diámetro interno de la carcaza o canal, mm (pulg)

mm

pulg

DTMe

=

Diferencia de temperaturas media logarítmicas entre los fluidos caliente y frío

°C

°F

dy

= Diferencial de la variable y

adimensional

Fn

= Factor de corrección de la diferencia de

adimensional

temperaturas media logarítmica

F1

= Factor de ensuciamiento de un

intercambiador por lubricantes usados en la expansión de los tubos

h

= Coeficiente de transferencia de calor por

0.0002 m2 °C/W

0.001 pie2 °Fh/BTU

W/m2 °C

BTU/hpie 2 °F

W/m °C

BTU/hpie °F

W

BTU/h

convección

K

=

Conductividad térmica

Q

=

Calor transferido

Rc

=

Resistencia total (limpia) a la transferencia de calor

m2 °C/W

pie2 °Fh/BTU

Rio

=

Resistencia de la película laminar del fluido en el interior del tubo, referida al área externa del tubo.

m2 °C/W

pie2 °Fh/BTU

rio

=

Resistencia (factor de ensuciamiento) del material extraño depositado en el interior de tubo, referida al área externa del tubo

m2 °C/W

pie2 °Fh/BTU

ro

=

Resistencia (factor de ensuciamiento) del material extraño depositado en el exterior del tubo

m2 °C/W

pie2 °Fh/BTU

Ro

=

Resistencia de la película laminar del fluido en el exterior del tubo

m2 °C/W

pie2 °Fh/BTU

Rt

=

Resistencia total a la transferencia de calor

m2 °C/W

pie2 °Fh/BTU

rw

=

Resistencia de la pared del tubo

m2 °C/W

pie2 °Fh/BTU





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0

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ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ T

=

Uc

Uo


Coeficiente total limpio de transferencia de calor

= Coeficiente total de transferencia de

En unidades SI


°C

°F

W/m2 °C

BTU/hpie 2 °F

W/m2 °C

BTU/hpie 2 °F

m/s

pie/s

m

pie

calor

V

= Velocidad promedio del fluido en la boquilla del lado de los tubos

x

=

Distancia

ε

=

Emisividad de la superficie radiante

ρ

=

Densidad

adimensional

kg/m3

lb/pie 3


PDVSA


.Menú Principal

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ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ NOMENCLATURA

En unidades SI


A

=

Area de transferencia de calor

m2

pie2

DI

=

Diámetro interno de los tubos

mm

pulg

DE

=

Diámetro externo de los tubos

mm

pulg

D

=

Diámetro interno de la carcaza o canal, mm (pulg)

mm

pulg

DTMe

=

Diferencia de temperaturas media logarítmicas entre los fluidos caliente y frío

°C

°F

dy

= Diferencial de la variable y

adimensional

Fn

= Factor de corrección de la diferencia de

adimensional

temperaturas media logarítmica

F1

= Factor de ensuciamiento de un

intercambiador por lubricantes usados en la expansión de los tubos

h

= Coeficiente de transferencia de calor por

0.0002 m2 °C/W

0.001 pie2 °Fh/BTU

W/m2 °C

BTU/hpie 2 °F

W/m °C

BTU/hpie °F

W

BTU/h

convección

K

=

Conductividad térmica

Q

=

Calor transferido

Rc

=

Resistencia total (limpia) a la transferencia de calor

m2 °C/W

pie2 °Fh/BTU

Rio

=

Resistencia de la película laminar del fluido en el interior del tubo, referida al área externa del tubo.

m2 °C/W

pie2 °Fh/BTU

rio

=

Resistencia (factor de ensuciamiento) del material extraño depositado en el interior de tubo, referida al área externa del tubo

m2 °C/W

pie2 °Fh/BTU

ro

=

Resistencia (factor de ensuciamiento) del material extraño depositado en el exterior del tubo

m2 °C/W

pie2 °Fh/BTU

Ro

=

Resistencia de la película laminar del fluido en el exterior del tubo

m2 °C/W

pie2 °Fh/BTU

Rt

=

Resistencia total a la transferencia de calor

m2 °C/W

pie2 °Fh/BTU

rw

=


m2 °C/W

pie2 °Fh/BTU





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ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ T

=

Uc

Uo


Coeficiente total limpio de transferencia de calor

= Coeficiente total de transferencia de

En unidades SI


°C

°F

W/m2 °C

BTU/hpie 2 °F

W/m2 °C

BTU/hpie 2 °F

m/s

pie/s

m

pie

calor

V

= Velocidad promedio del fluido en la boquilla del lado de los tubos

x

=

Distancia

ε

=

Emisividad de la superficie radiante

ρ

=

Densidad

adimensional

kg/m3

lb/pie 3



7


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APENDICE Tabla 1 Tabla 2a Tabla 2b Tabla 3 Tabla 4 Tabla 5 Tabla 6 Tabla 7 Tabla 8 Tabla 9 Tabla 10 Figura 1 Figura Figura Figura Figura Figura

2 3 4 5 6a

Figura 6b Figura 6c Figura 7 Figura 8 Figura 9

Sumario de los diferentes tipos de intercambiadores de calor Información requerida para el diseño de intercambiadores de calor (unidades métricas) Información requerida para el diseño de intercambiadores de calor (unidades inglesas) Coeficientes globales de transferencia de calor típicos (U0) Temperatura de diseño del agua de enfriamiento entrando Factores de ensuciamiento típicos ri y ro Caída de presión típicas Datos de tubos para intercambiadores Conductividades térmicas Selección de tipos de cabezales (TEMA) Número de pasos máximo por los tubos Hoja de especificación para intercambiadores de calor: ejemplo (unidades SI) Elementos de los intercambiadores de tubo y carcaza Nomenclatura TEMA para intercambiadores de calor Arreglos comunes de tubos Tipos de deflectores para la carcaza Tipos de carcazas comunes para intercambiadores de tubo y Carcaza – carcaza de un paso (TEMA, Tipo AES) Tipos de carcazas comunes para intercambiadores de tubo y carcaza – carcaza de flujo dividido (TEMA, Tipo AJS) Tipos de carcazas comunes para intercambiadores de tubo y carcaza – carcaza de dos paso (TEMA, Tipo AFS) Localización de la banda de sello Mecanismos de condensación Tipos de intercambiadores de placa




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TABLA 1. SUMARIO DE LOS DIFERENTES TIPOS DE INTERCAMBIADORES DE CALOR

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Tipo

Características Principales

Aplicación

Carcaza y tubo

Haz de tubos encerrados en una carcaza cilíndrica

Debe ser siempre el primer tipo de intercambiador que se considere.

Enfriador de Aire

Haces de tubos rectangulares colocados en una estructura, que utilizan aire como medio enfriante.

Son económicos cuando el costo del agua de enfriamiento es alto.

Doble tubo

Tubos concéntricos. El tubo interno puede ser liso o con aletas.

Se utilizan en plantas pequeñas.

Superficie extendida

Tubos con aletas en la superficie externa.

Servicios donde la resistencia en la superficie externa del tubo es mucho mayor que la resistencia interna. También se utilizan para eliminar cuellos de botella en unidades existentes.

Láminas soldadas

Series de láminas separadas por aletas corrugadas.

Servicios criogénicos. Los fluidos deben estar limpios.

Tipo espiral

Serpentines concéntricos enrollados en forma de espiral y colocados dentro de una carcaza.

Servicios criogénicos. Los fluidos deben estar limpios.

Tipo superficie raspadora (Scraped Surface)

Tubos concéntricos, provistos de raspadores rotatorios colocados en la pared interna del tubo interno.

Servicios de enfriamiento con formación de cristales.

Tipo bayoneta

El elemento tubular está constituido de un tubo externo y un tubo interno.

Se utilizan cuando existe una diferencia de temperatura grande entre el fluido de la carcaza y de los tubos.

Enfriadores de película descendente

Unidades verticales que utilizan una película de agua gruesa en el lado de los tubos.

Aplicaciones especiales de enfriamiento.

Enfriadores de serpentín (Worm Coolers)

Serpentines sumergidos en un recipiente con agua.

Enfriamiento de emergencia.

Condensadores Barométricos (Contacto Directo)

Contacto directo de agua y vapor

Se utilizan cuando las solubilidades del agua y del fluido de proceso lo permiten.

Enfriadores de Cascada

El agua de enfriamiento fluye sobre una serie de tubos.

Enfriamiento especial de fluidos de proceso altamente corrosivo.

Grafito impermeable

Constituidos de grafito para protección por corrosión

Utilizados en servicios altamente corrosivos.





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TABLA 2.A (UNIDADES SI) INFORMACION REQUERIDA PARA EL DISEÑO DE INTERCAMBIADORES DE CALOR

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ Tubo y Carcaza

Diseño Básico (1)

Comúnmente usados en las refinerías

Diámetro interno nominal de la carcaza máxima

1200 mm

––––––––––––––––––––––

Peso del haz de tubos, máximo

13.6 tons

––––––––––––––––––––––

Tubos con aletas cortas (2)

Si

Si

No

Tubos en U (2)

Si

Si

No

Longitud del tubo

6096 mm

>7315 mm (4), 7315 mm (5), 6096 mm, 4877 mm

– No ferroso

19.0 mm–1.65 mm

––––––––––––––––––––––

– Ferroso (3)

25.40 mm–2.11 mm

––––––––––––––––––––––

– Ferroso

19.0 mm–2.11 mm

––––––––––––––––––––––

25.40 mm–2.11 mm

––––––––––––––––––––––

D E del tubo y espesor mínimo de la pared Servicio de agua de enfriamiento

Servicio de hidrocarburos Alterno I

Material del tubo

– Servicio de agua de enfriamiento

Acero al carbono (3) Admiralty o aluminio–bronce

Arreglo de tubos triangular (2)

Si

Si

No

Cabezal de tubos flotante no removible

Si

Si

No

Dos pasos en la carcaza (2)

Si

Si

No

Cabezal de tubos estacionario

Si

Si

No

País de fabricación

––––––––––––––––––––––

Enfriadores de aire

Tipo cabezal

Tapón

Tapón

Lámina

Reductores de velocidad (6)

Cinturón en V

Cinturón en V

Engranaje

Interruptor de vibración

No

Si

No

Si

Si

No

Otro

Intercambiadores de aleta logitudinal (2)


PDVSA



.Menú Principal

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TABLA 2.A (UNIDADES SI) INFORMACION REQUERIDA PARA EL DISEÑO DE INTERCAMBIADORES DE CALOR (CONT.)

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ Misceláneos

Temperatura de agua de enfriamiento

°C

Entrada de diseño

Registros de temperatura anuales

Salida de diseño

Método de limpieza del intercambiador

Si

Limpieza química hecha por:

de no–hidrocarburos y de transferencia

°C

48°C Sal. (7) 54°C Dulce (7) Química

No

Química, mecánica

refinería, contratista

Si

Si

No

de calor bajo

NOTAS:

1. Se debería especificar una unidad con estas características a menos que se tenga preferencia por una unidad en particular. 2. Se utilizan cuando sean aplicables y el balance económico lo permita. 3. Se usa acero al carbono sólo en los servicios de agua dulce. 4. Servicio limpio, unidades grandes de cabezal de tubos fijo. 5. Para unidades de proceso grandes donde el ancho de la fila de equipos permita utilizar tubos de esta longitud. 6. Hasta 22 kW, inclusive. 7. Si lo permite la temperatura máxima de la película del agua.





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TABLA 2.B (UNIDADES INGLESAS) INFORMACION REQUERIDA PARA EL DISEÑO DE INTERCAMBIADORES DE CALOR

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ Tubo y Carcaza

Diseño Básico (1)

Comúnmente usados en las refinerías

Diámetro interno nominal de la carcaza máxima

48 in.

––––––––––––––––––––––

Peso del haz de tubos, máximo

15 tons

––––––––––––––––––––––

Tubos con aletas cortas (2)

Si

Si

No

Tubos en U (2)

Si

Si

No

Longitud del tubo

20 pie

24’ (4), 24’ (5), 20’, 16’

D E del tubo y espesor mínimo de la pared Servicio de agua de enfriamiento

Servicio de hidrocarburos

– No ferroso

3/4 in.–0.065 in.

––––––––––––––––––––––

– Ferroso (3)

1 in.–0.083 in.

––––––––––––––––––––––

3/4 in.–0.083 in.

––––––––––––––––––––––

1 in.–0.083 in.

––––––––––––––––––––––

– Ferroso

Alterno I

Material del tubo

– Servicio de agua de enfriamiento

Acero al carbono (3) Admiralty o aluminio–bronce

Arreglo de tubos triangular (2)

Si

Si

No

Cabezal de tubos flotante no removible

Si

Si

No

Dos pasos en la carcaza (2)

Si

Si

No

Cabezal de tubos estacionario

Si

Si

No

País de fabricación

––––––––––––––––––––––

Enfriadores de aire

Tipo cabezal

Tapón

Tapón

Lámina

Reductores de velocidad (6)

Cinturón en V

Cinturón en V

Engranaje

Interruptor de vibración

No

Si

No

Si

Si

No

Otro

Intercambiadores de aleta logitudinal (2)





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Indice norma

TABLA 2.B (UNIDADES INGLESAS) INFORMACION REQUERIDA PARA EL DISEÑO DE INTERCAMBIADORES DE CALOR (CONT.)

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ Misceláneos

Temperatura de agua de enfriamiento

°F

Entrada de diseño

Registros de temperatura anuales

Salida de diseño

Método de limpieza del intercambiador

Si

Limpieza química hecha por: de no–hidrocarburos y de transferencia

°F

120°F Sal. (7) 130°F Dulce (7) Química

No

Química, mecánica

refinería, contratista

Si

Si

No

de calor bajo

NOTAS:

1. Se debería especificar una unidad con estas características a menos que se tenga preferencia por una unidad en particular. 2. Se utilizan cuando sean aplicables y el balance económico lo permita. 3. Se usa acero al carbono sólo en los servicios de agua dulce. 4. Servicio limpio, unidades grandes de cabezal de tubos fijo. 5. Para unidades de proceso grandes donde el ancho de la fila de equipos permita utilizar tubos de esta longitud. 6. Hasta 30 hp, inclusive. 7. Si lo permite la temperatura máxima de la película del agua.


PDVSA


.Menú Principal

Indice manual

Indice volumen


FECHA

0

JUL.95


TABLA 3. COEFICIENTES GLOBALES DE TRANSFERENCIA DE CALOR TIPICOS – UO

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Fluido Enfriándose

Uo(1)

Fluido Calentándose

Unidades de Carcaza y Tubos con Tubos Lisos

Intercambiadores

W/m2 °C

BTU/h.pie2 °F

Reflujo de Tope de Torre Atmosférica

Crudo

340–400

60–70

Corte Lateral No. 3 Atmosférico

Crudo

270–330

48–58

Recirculación a la Torre Atmosférica

Crudo

310–48

55–85

Fondos Atmosféricos

Crudo

150–260

26–45

Crudo Reducido

Crudo Vaporizado

140

25

Aceite Pobre (“Lean Oil”)

Aceite Grasoso

340

60

Efluente del Hidrodesintegrador

Alimentación al Hidrodesintegrador

430

75

Efluente del Reactor Hidrogenador

Alimentación al Reactor Hidrogenador

290–310

51–55

Efluente del Hidrofinador

Alimentación al Hidrofinador

280–390

50–68

Efluente del Desbutanizador

Alimentación al Desbutanizador

400

70

Efluente del Termoreactor (“Powerformer”)

Alimentación al “Powerformer”

280–450

50–80

Alimentación al Convertidor de Acetileno

Efluente del Convertidor de Acetileno

120–170

22–30

DEA Regeneradora

DEA Sucia

630

110

Mezcla de Aceite de Lechada y Catalizador

Alimentación de Gasóleo

230

40

Vapores de los Serpentines de Desintegración

Gasóleo

170

30

Cabecera de Torre Reprocesadora

Alimentación a Torre Reprocesadora

280

50

Tope del Separador

Alimentación al Desbutanizador

310

55


PDVSA


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FECHA

0

JUL.95


TABLA 3. COEFICIENTES GLOBALES DE TRANSFERENCIA DE CALOR TIPICOS – UO (CONT.)

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ Fluido Enfriándose

Uo(1)



Enfriadores Agua

Agua

850–1190(2)

150–210(2)

Agua Salobre

Agua

570–650

100–115

Fondo del Desbutanizador

Agua

390–430

68–75

Productos de Cabecera del Desbutanizador

Agua

480–510

85–90

Productos de Fondo del Desbutanizador

Agua

240

43

W/m2 °C

BTU/h.pie2 °F

Enfriadores

Fondos de Vacío

Agua

110–140

20–25

Aceite del Absorbedor

Agua

450

80

Fondos del Separador

Agua

100

18

Aceite Delgado

Agua

400

70

Gasóleo Pesado

Agua

230

40

DEA Regeneradora

Agua

630

110

Crudo Reducido

Agua

160–180

29–32

186 kPa man. (27 psig)

Agua

70

13


Agua

100

17


Agua

130

23

Gas del Fraccionador Primario

Agua

150

27

Vapores de Hidrocarburos (30 P.M.)

Agua

220–240

38–43

Vapores de Hidrocarburos (25 P.M.)

Agua

310–340

56–60

Propileno

Agua

280

50

Etileno

Agua

180

31

Enfriadores de Gas

Aire,


PDVSA


.Menú Principal

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FECHA

0

JUL.95

Página 88

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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ Fluido Enfriándose

Uo(1)



Condensadores

Cabecera Torre Atmosférica

Agua

450–510

80–90

Cabecera Torre Atmosférica

Crudo

200–260

35–45

Destilado Torre Atmosférica

Agua

400–450

70–80

Cabecera Torre de Vacío

Agua

650–740

115–130

Cabecera del Desbutanizador

Agua

510–570

90–100

Cabecera del Desetanizador

Agua

510–640

90–113

Cabecera del Despentanizador

Agua

620

110

Cabecera de Torre GPL

Agua

560

99

Efluente del Hidrofinador

Agua

510–600

91–105

Cabecera del Estabilizador

Agua

430–480

75–85

Cabecera del Separador

Agua

480–640

85–113

Cabecera Torre Reprocesadora

Agua

400

70

Cabecera del Regenerador de DEA

Agua

570

100

W/m2 °C

BTU/h.pie2 °F

Condensadores

Cabecera del Fraccionador Primario

Agua

230

40 (50% cond.)

Cabecera del Fraccionador Primario y Productos

Agua

340

60 (25% cond.)


Agua

310–340

55–60

Efluente del Hidrodesintegrador

Agua

480

85

Propileno

Agua

680

120

vapor de Agua (3)

Agua

2270–3410

400–600


PDVSA


.Menú Principal

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FECHA

0

JUL.95

Página 89

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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Fluido Enfriándose

Uo(1)



Refrigeradores Etileno (4)

Propileno

560

98

Cabecera del Desmetanizador (4)

Etileno

610

107

Cabecera del Desetanizador (4)

Propileno

640

113

Cabecera del Despropanizador (4)

Propileno

650

115

Etileno

Etileno

560–600

99–105

Alimentación al Desmetanizador

Etileno

550–640

96–113

Alimentación al Desmetanizador

Propileno

570–690

100–122

Vapor de Agua

Fondos del Desmetanizador

430

75


Fondos del Desmetanizador

340

60

Vapor de Agua

Fondos del Desetanizador

410–490

73–86

Reflujo de Tope de la Torre Atmosférica

Fondos del Desetanizador

370

66

Vapor de Agua

Fondos del Despropanizador

510

89

Vapor de Agua

Fondos del Desbutanizador

420–570

74–100

Reflujo de Tope de la Torre Atmosférica


370

65

Fondo Atmosférico


320

56

Rehervidores


PDVSA


.Menú Principal

Indice manual

Indice volumen


FECHA

0

JUL.95



ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Fluido Enfriándose

Uo(1)



Rehervidores

W/m2 °C

BTU/h.pie2 °F

Vapor de Agua

Fondos del Despentanizador

460

81

Vapor de Agua

Fondos del Desbencenizador

580

102

Vapor de Agua

Fondos del Destoluenizador

440

77

Vapor de Agua


450

80

Vapores Químicos


400

70

Vapor de Agua

Fondos del Despojador

470

82

Vapor de Agua

Fondos del Estabilizador

650

115

Vapor de Agua

Fondos Torre Reprocesadora

420

74

Vapores Químicos (“Dowtherm”)

Fondos Torre Reprocesadora

270

47

Vapor de Agua

Fondos del GPL

400

70


Fondos Estabilizador del Termoreactor (“Powerformer”)

430–440

75–77

Vapor de Agua

Fondos del Despojador de K3PO4

820

145

Vapor de Agua

Fondos del Regenerador DEA

1360

240

Vapores Químicos (“Dowtherm”)

Fenol

370

65

Vapor de Agua

Alimentación a Torre Isobutanizadora

520

92

Vapor de Agua

Alimentación a Torre Reprocesadora

450–570

80–100

Precalentadores


PDVSA


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FECHA

0

JUL.95



ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Uo(1)

Fluido Enfriándose


Vapor de Agua

Alimentación a Torre Desbutanizadora

620

110

Vapor de Agua

Alimentación a Reactor Hidrogenador

430–510

75–89

W/m2 °C

BTU/h.pie2 °F

Alimentación Estabilizador del Termoreactor (“Powerformer”)

270

47

Fondos de Vacío

Agua de Caldera

200

35

Recirculación de Fondos de Vacío

Agua de Caldera

380–490

67–88

Lechada del Fraccionador Primario

Agua de Caldera

170–310

30–55

Gas de Chimenea

Agua de Caldera

50–90

8–15

Efluente del Reformador

Agua de Caldera

260–340

45–60

Agua (1.8 m/s (6 pie/s) en el ángulo

140

25


110

20


170

30


140

25

K3PO4 Limpio

Agua

230

40

K3PO4 Limpio

K3PO4 sucio

240

42

Rehervidores

Fondos del Estabilizador del Termoreactor (“Powerformer”)

Generadores de Vapor

Unidades con Aletas (Coeficientes Basados en el área Total Externa) Nafta Pesada

Nafta Liviana




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FECHA

0

JUL.95


NOTAS 1. Los coeficientes dados representan un rango de coeficientes típicos. En los casos donde se presenta un solo coeficiente, los coeficientes típicos pueden ser mayores o menores que el valor tabulado. 2. Coeficiente altamente dependiente de los factores de ensuciamiento. 3. Condensador de vapor de superficie. Refiérase al “Heat Exchange Institute Standards for Steam Surface Condensers”. 4. Servicio de Condensación.


PDVSA



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REVISION

FECHA

0

JUL.95

Página 93

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Indice norma

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ TABLA 4. TEMPERATURAS DE DISEÑO DEL AGUA DE ENFRIAMIENTO ENTRANDO

Localidad

Tipo de Agua

Promedio Mínimo

°C

Promedio Máximo

°F

°C

Utilizar en el Diseño (1)

°F

°C

°F

Anaco

Torre de Enfriamiento

32

90

41

105

32

90

Amuay

Agua Salada

25

77

29

85

(2)

(2)

Bajo Grande

Agua del Lago (Salobre)

29

84

32

90

32

90

Barinas


–

–

–

–

–

–

Cardón

Agua Salada

25

77

29

85

(2)

(2)

Caripito


32

90

41

105

32

90

Curazao

Agua Salada

26

78

31

88

29

85

El Palito

Agua Salada

26

78

31

88

29

85

El Chaure

Agua Salada

26

78

31

88

29

85

José

Agua Salada

26

78

31

88

29

85

Jusepin


–

–

–

–

31

88

Lago de Maracaibo


29

84

32

90

32

90

La Salina


29

84

32

90

32

90

Morón

Agua Salada

26

78

31

88

29

85

Morichal


32

90

41

105

32

90

–

–

–

–

–

–

Agua de Río


PDVSA



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0

JUL.95

Página 94

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TABLA 4. TEMPERATURAS DE DISEÑO DEL AGUA DE ENFRIAMIENTO ENTRANDO (CONT.)

ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ Localidad

Tipo de Agua

Promedio Mínimo

°C

Promedio Máximo

°F

°C

Utilizar en el Diseño (1)

°F

°C

°F

Norte de Monagas


32

90

41

105

32

90

Puerto La Cruz

Agua Salada

26

78

31

88

29

85

Quiriquirí

Agua de Río

San Lorenzo


29

84

32

90

32

90

San Roque


32

90

41

105

32

90

Santa Ana


32

90

41

105

32

90

Santa Rita


29

84

32

90

32

90

Tucupita

Agua de Río

–

–

–

–

–

–


–

–

–

–

–

–

NOTAS

1. La temperatura que se recomienda utilizar en el diseño de enfriadores y condensadores es un valor óptimo desde el punto de vista económico para una planta promedio. Esta temperatura se excede en varios grados durante aproximadamente tres semanas al año. Durante este período, si los enfriadores no se limpian antes que la temperatura suba, será necesario operar la planta a una capacidad menor que la de diseño y/o aumentar la temperatura de salida de los productos. En los climas fríos, puede ser deseable proveer un desvío en el lado del enfriador por donde circula el aceite. Por otra parte, las bajas velocidades en el lado de los tubos (causadas por requerimientos bajos de agua) pueden ocasionar una concentración de depósitos excesiva. 2. Utilice una temperatura de entrada del agua de enfriamiento de 27°C (80°F) para los enfriadores y 29°C (85°F) para los condensadores. La temperatura de salida máxima permitida en Amuay y Cardón es 49°C (120°F).




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0

JUL.95


TABLA 5. FACTORES DE ENSUCIAMIENTO TIPICOS (1) ri y ro LAS RESISTENCIAS POR ENSUCIAMIENTO LISTADAS EN ESTA TABLA SE REFIEREN A LAS SUPERFICIES SOBRE LAS CUALES OCURREN. POR ENSUCIAMIENTO DE LAS SUPERFICIES INTERNAS ESTOS VALORES DEBERAN SER MULTIPLICADOS POR LA RELACION DE SUPERFICIE EXTERNA/INTERNA.




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JUL.95


TABLA 5. FACTORES DE ENSUCIAMIENTO TIPICOS (1) ri y ro (CONT.) LAS RESISTENCIAS PRESENTADAS EN ESTA TABLA SE REFIEREN A LA SUPERFICIE SOBRE LA CUAL EL ENSUCIAMIENTO OCURRE. LAS RESISTENCIAS DE ENSUCIAMIENTO REFERIDAS A LA SUPERFICIE INTERNA SE OBTIENEN MULTIPLICANDO LOS VALORES POR LA RAZON DE AREAS ENTRE LA SUPERFICIE EXTERNA E INTERNA.

Agua de Ensuciamiento (2) Factor de Ensuciamiento, = factor base + factor ambiental

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Temperatura media de la fuente de calor °C

Factores Ambientales

Tipo de Agua

Adicionar

Material de los Tubos

No ferroso (admiralty y otros tipos de aleaciones un contenido de cobre mayor 50%

Salada con Cloro

0

No ferroso

Salada sin cloro

+0.09 x 10–3

No ferroso

Dulce no tratada

+0.09 x 10–3

No ferroso

Tratada en Torre de Enfriamiento

+0.09 x 10–3

Acero al carbón

Tratada en Torre de Enfriamiento

+0.09 x 10–3

Monel (Aleaciones con contenido de cobre menor que 50%

Todo tipo de agua salada

+0.18 x 10–3

Cualquiera

Lodosa o fangosa

+0.18 x 10–3

Crudos (2)

Temperatura media °C


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TABLA 5. FACTORES DE ENSUCIAMIENTO TIPICOS (1) ri Y ro (CONT.) Multiplique todos los valores de la tabla por 1 x 10–3

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ m2 °C/W

h.pie2 °F/BTU

Destilación Atmosférica

m2 °C/W

h.pie2 °F/BTU

Desintegración Catalítica

Vapores de Cabecera

0.18

1.0

Cortes Laterales

0.18

1.0

Crudo Reducido

0.70

4.0

Alimentación (con atmósfera inerte en el tanque de alimentación) Menos de 121 °C (250°F)

0.18

1.0

121 °C (250°F) y más

0.44

2.5

Menos de 121 °C (250°F)

0.35

2.0

121 °C (250°F) y más (3)

0.88

5.0

Alimentación (sin atmósfera inerte)

Destilación al Vacío

Vapores de Cabecera Del Fraccionador

0.18

1.0

Cabecera del Fraccionador

0.18

1.0

Del Tambor Vaporizador

0.70

4.0

Cortes Laterales del Fraccionado

0.35

2.0

A un enfriador con agua

0.53

3.0

Residuo

1.76

10.0

A otros tipos de intercambiadores Cortes Laterales

Powerformers


A otros tipos de intercambiadores

Destilados de Fondo (933.4 ° API)

kg/m3

20

Fondo Residual (933.5 kg/m3 20 ° API)

0.35

2.0

Calentamiento de la Alimentación (con atmósfera inerte en el tanque de alimentación)

0.18

1.0

Menos de 121 °C (250°F)

0.18

1.0

0.35

2.0

121 °C (250°F) y más (3)

0.35

2.0

0.88

5.0

Menos de 121 °C (250°F)

0.62

3.5

Calentamiento de la Alimentación (sin atmósfera de gas inerte) 121 °C (250°F) y más (3)

1.06

6.0

Alimentación

0.35

2.0

Efluente

0.18

1.0

Efluente

0.35

2.0

Powerformate

0.18

1.0

Gas de Reciclo

0.18

1.0

Fondos de Reprocesamiento

0.44

2.5

Alimentación

0.35

2.0

Calentamiento del Aceite de Alimentación

0.18

1.0

Efluente

0.35

2.0

Enfriamiento del Aceite de Alimentación

0.53

3.0 (5)

Solvente

0.18

1.0

Hidrodesintegración

Hidrofinación

Desparafinación

Despropanizador; Desbutanizador; Alquilación; Despentanizador y Polimerización

Aceite Desparafinado

0.18

1.0

Alimentación

0.18

1.0

Vapores de Cabecera

0.18

1.0

Desintegración de Productos Livianos

Producto

0.18

1.0

Alimentación

0.18

1.0

Rehervidores (4)

0.35

2.0

Producto

0.18

1.0

Alimentación del Reactor

0.35

2.0

Rehervidores (4)

1.06

6.0


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TABLA 5. FACTORES DE ENSUCIAMIENTO TIPICOS (1) ri Y ro (CONT.) Multiplique todos los valores de la tabla por 1 X 10–3

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ m2 °C/W

h.pie2 °F/BTU

Absorbedores

m2 °C/W

h.pie2 °F/BTU

Desasfaltación

Gas de Alimentación

0.35

2.0

Aceite de Alimentación

0.35

2.0


0.35

2.0

Solvente

0.18

1.0

Aceite Grasoso

0.35

2.0

Aceite Refinado

Vapores de Cabecera

0.18

1.0


0.53

3.0 (5)

Destilado

0.09

0.5


0.18

1.0


0.53

3.0


0.88

5.0

Con Aceite

0.18

1.0

Sin Aceite

0.09

0.5

Asfalto y Resina

Estabilizadores Alimentación

0.18

1.0

Vapores de Cabecera

0.18

1.0

Producto

0.18

1.0

Misceláneos

Rehervidores (4)

0.18

1.0

Vapor de Agua

Remoción de H2S (Proceso Girbotol) Vapores de Cabecera

0.18

1.0

Aire (Atmosférico)

0.35

2.0

Solución

0.26

1.5

Calentadores de Aceite Combustible

0.88

5.0

Rehervidores con Soluciones del Proceso Girbotol

0.35

2.0

Vapores Orgánicos

0.09

0.5

Líquidos Orgánicos

0.18

1.0

Líquidos Refrigerantes (Calentamiento, Enfriamiento o Evaporación)

0.18

1.0

Tratamiento de Lubricantes

Solvente

0.18

1.0

Vapores Refrigerantes Condensados en:

Mezcla Aceite Solvente de Alimentación

0.35

2.0

Compresores Reciprocantes

0.35

2.0

Vapores de Cabecera

0.18

1.0

Otros Tipos de Compresores

0.09

0.5

Aceite Refinado

0.18

1.0

Salmuera (Enfriamiento)

0.18

1.0

Enfriadores de Aceite Refinado

0.53

3.0

Condensado

0.09

0.5

Extracto

0.35

2.0

Agua de Caldera

0.18

1.0




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NOTAS 1. Los factores de ensuciamiento que se presentan corresponden a un período de operación de un año a año y medio aproximadamente, exceptuando aquellos casos donde se especifique lo contrario. Los factores de ensuciamiento tienen un rango de ± 0.09 x 10–3 m2°C/W (0.0005 h.pie 2°F/BTU). 2. Se recomienda leer los gráficos con una precisión de 0.05 x 10–3 m2°C/W (0.0005 h.pie2°F/BTU). 3. La experiencia ha demostrado que es deseable instalar válvulas de bloque y desvíos en esta clase de servicios. Los períodos de operación esperados son largos y la velocidad de ensuciamiento e incremento en caída de presión son considerables. 4. En el caso de compuestos insaturados donde se espera o exista la certeza de que ocurre polimerización, se deben hacer consideraciones individuales en cuanto a las tolerancias por ensuciamiento, con la posibilidad de instalar un rehervidor de repuesto. 5. Se deben tomar precauciones en cuanto a la deposición de cera en los casos que ésta se encuentra presente. Si no hay cera el factor de ensuciamiento se puede reducir a 0.18 x 10–3 m2°C/W (0.001 h.pie 2°F/BTU).


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Intercambiadores de Carcaza y Tubos, Doble Tubo y Enfriadores de Aire

Gases y Vapores (Alta Presión)

35–70 kPa

5–10 psi

Gases y Vapores (Baja Presión)

15–35 kPa

2–5 psi

Gases y Vapores (Presión Atmosférica)

3.5–14 kPa

0.5–2 psi

Vapores (Vacío)

< 3.5 kPa

< 0.5 psi

Vapores (Condensadores de Torre de Vacío)

0.4–1.6 kPa

3–12 mm HG

Líquidos

70–170 kPa

10–25 psi

Requerimiento Especial

Carcaza F, Corriente del Lado de la Carcaza

35–70 kPa máximo

5–10 psi máximo

Gases y Vapores

5–20 kPa

1–3 psi

Líquidos

20–25 kPa

3–8 psi

Intercambiadores de Láminas con Aletas


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de =

dw = Espesor

di =

área

DE del

de pared

DI del

Interna

tubo

tubo

Superficie Externa

por metro

por pie

de longitud

longitud

mm

pulg

mm2

pulg2

m cuadrado

pie cuadrado

0.109

13.51

0.532

143.8

0.223

0.0598

0.1963

2.11(1)

0.083(1)

14.83

0.584

172.9

0.268

0.0598

0.1963

3/4

1.65(2)

0.065(2)

15.75

0.620

194.8

0.302

0.0598

0.1963

19.05

3/4

1.24

0.049

16.56

0.652

215.5

0.334

0.0598

0.1963

25.40

1

3.40

0.134

18.59

0.732

271.6

0.421

0.0798

0.2618

25.40

1

2.77(1)

0.109(1)

19.86

0.782

309.0

0.479

0.0798

0.2618

25.40

1

2.11(2)

0.083(2)

21.18

0.834

352.3

0.546

0.0798

0.2618

25.40

1

1.65

0.065

22.10

0.870

383.2

0.594

0.0798

0.2618

38.10

1 1/2

3.40

0.134

31.29

1.232

769.0

1.192

0.1197

0.3927

38.10

1 1/2

2.77

0.109

32.56

1.282

832.9

1.291

0.1197

0.3927

38.10

1 1/2

2.11

0.083

33.88

1.334

901.3

1.397

0.1197

0.3927

mm

pulg

mm

19.05

3/4

2.77

19.05

3/4

19.05

pulg

NOTAS:

(1) Espesor de pared preferido para tubos de acero al carbono. (2) Espesor de pared preferido para tubos de aleaciones de cobre.

ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ESCALA EQUIVALENTE

mm

pulg

BWG

4.19

0.0165

8

3.76

0.148

9

3.40

0.134

10

3.05

0.120

11

2.77

0.109

12

2.41

0.095

13

2.11

0.083

14

1.83

0.072

15

1.65

0.065

16

1.47

0.058

17

1.24

0.049

18


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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ TABLA 8. CONDUCTIVIDADES TERMICAS

Material

Conductividad Térmica, K

Composición

W/m°C

BTU/hpie 2°F/pie

Admiralty

(71 Cu – 28 Zn – 1 Sn)

111

64

Acero inoxidable tipo 31

(17 Cr – 12 Ni – 2 Mo)

16

9

Acero inoxidable tipo 304

(18 Cr – 8 Ni)

16

9

Latón

(70 Cu – 30 Zn)

99

57

Latón rojo

(85 Cu – 15 Zn)

159

92

Latón de aluminio

(76 Cu – 22 Zn – 2 Al)

100

58

Cuproníquel

(90 Cu – 10 Ni)

71

41

Cuproníquel

(70 Cu – 30 Ni)

29

17

Monel

(67 Ni – 30 Cu – 1.4 Fe)

26

15

19

11

202

117

45

26

43

25

Cobre

386

223

Plomo

35

20

Níquel

62

36

Titanio

19

11

(1 Cr – 0.5 Mo)

42

24

(2–1/4 Cr – 0.5 Mo)

38

22

(5 Cr – 0.5 Mo)

35

20

(12 Cr – 1 Mo)

28

16

Inconel

Aluminio

Acero al Carbono

Carbón 1/2 molibdeno

Acero aleado molibdeno

con

(0.5 Mo)

cromo

y

Estos valores aplican normalmente para las temperaturas del metal del tubo encontradas en diseño de intercambiadores.


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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ TABLA 9. SELECCION DE TIPOS DE CABEZALES (TEMA)

Factores de ensuciamiento

Lado del tubo

hpie2°F/BTU

0.002

Método de

Lado de la carcaza

m2°C/W

hpie2°F/BTU

m2°C/W

0.00018

todos

todos

0.00035

todos

todos

Tipo de haz

0.00035

0.002

0.00035

0.002

0.00035

todos

todos

0.00035

0.002

0.00035

Posterior

Carcaza

(canal)

(carcaza)

Tubo U

–

–

A o B(3)

–

Tubo U

Q

–

A o B(3)

–

M(4)

_

A

–

Q

Q

A o B(3)

S o T(5)(6)

M

Q

A

S o T(5)(7)

Q

M

A o B(3)

S o T(5)

M

M

A

S o T(5)

Fijo

Q

Q

A,B o C (8)

L,M o N(9)(10)

Tubo U

M

Q

A

L

M(4)

–

A

–

–

Q

A

S o T(5)

–

M

A

S o T(5)

–

Q

A

L

Removible

0.002

Anterior

Tubo

Removible

0.002

Limpieza (1)

Tipo de Cabezal Fijo

Fijo

NOTAS:

1. Q – Química, M – Mecánica incluyendo chorro de agua de alta presión 2. El cabezal tipo A es preferido cuando el lado del tubo o el lado de la carcaza tiene una corrosión permisible de 3 mm. 3. Normalmente el cabezal tipo B es más económico 4. Sólo usado en servicios de agua de enfriamiento de donde los tubos se limpian con chorros a alta presión. 5. Use cabezal tipo S a menos que el usuario prefiera el cabezal tipo T. 6. Cubierta de carcaza integral puede ser usada con cabezal tipo T cuando el factor de ensuciamiento del lado de la carcaza 0.00035. 7. Nota (6) y en adición el lado de los tubos debe ser limpiados con chorro de alta presión. 8. B o C – Normalmente son cabezales más económicos que cabezales tipo A. 9. M o N – Normalmente son cabezales más económicos que cabezales tipo L. 10. Cabezal tipo L es preferido cuando la corrosión permisible es de 3 mm.




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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ TABLA 10. NUMERO DE PASOS MAXIMO POR LOS TUBOS DI de la carcaza

Número de Pasos Máximo Recomendado

mm

pulg

<250

10

4

250–<510

10–<20

6

510–<760

20–<30

8

760–<1020

30–<40

10

1020–<1270

40–<50

2

1270–<1520

50–<60

14




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Fig 1. HOJAS DE ESPECIFICACION PARA INTERCAMBIADORES DE CALOR: EJEMPLO (UNIDADES SI)




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DIVISOR DE PASOS O DEFLECTORES LONGITUDINALES

Fig 2. ELEMENTOS DE LOS INTERCAMBIADORES DE TUBO Y CARCAZA




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Fig 3. NOMENCLATURA TEMA PARA INTERCAMBIADORES DE CALOR




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Fig 4. ARREGLOS COMUNES DE TUBO


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DOBLE SEGMENTO (DISCO MODIFICADO O CORONA)

Fig 5. TIPOS DE DEFLECTORES PARA LA CARCAZA

SEGMENTO (CORTE VERTICAL)

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CARCAZA DE UN PASO (TEMA – TIPO AES)

Fig 6.A TIPOS DE CARCAZAS COMUNES PARA INTERCAMBIADORES DE TUBO Y CARCAZA




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Fig 6.B. TIPOS DE CARCAZAS COMUNES PARA INTERCAMBIADORES DE TUBO Y CARCAZA




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Fig 6.C. TIPOS DE CARCAZAS COMUNES PARA INTERCAMBIADORES DE TUBO Y CARCAZA




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Fig 7. LOCALIZACION DE LA BANDA DE SELLO


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Fig 8. MECANISMOS DE CONDENSACION

8a. TIPO GOTA

8c. LIQUIDOS INMISCIBLES

8b. TIPO PELICULA

8d. CONDENSADO HOMOGENEO (FORMACION DE NEBLINA)


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Indice norma

Fig 9. TIPOS DE INTERCAMBIADORES DE PLACA

(c)

(b)

(a)

9a. DIAGRAMAS ESQUEMATICOS DE TRES TIPOS DE INTERCAMBIADORES DE PLACAS EN ESPIRAL

PLACA EXTERNA MOVIBLE

PLACA EXTERNA FIJA

BARRA SUSTENTADORA

COLUMNA SOPORTE

CONJUNTO DE PLACAS O PLANCHAS

BARRA SUSTENTADORA PERNO DE COMPRESION

9b. VISTA DE UN INTERCAMBIADOR DE PLACAS CON EMPACADURAS


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Fig 9. TIPOS DE INTERCAMBIADORES DE PLACA (CONT.)

MATRIZ LISA FLUIDO 2

TABIQUE SEPARADOR FLUIDO 1 MATRIZ POROSA

9c. SECCION DE UN INTERCAMBIADOR DE PLACAS CON ALETAS

9d. INTERCAMBIADOR LAMELLA


PDVSA N°

MDP–05–E–02

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REV.

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APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

INTERCAMBIADORES DE TUBO Y CARCAZA


PAG. REV. APROB.

APROB. APROB. FECHA

ESPECIALISTAS



TRANSFERENCIA DE CALOR INTERCAMBIADORES DE CALOR INTERCAMBIADORES DE TUBO Y CARCAZA Indice manual

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 INTERCAMBIADORES SIN CAMBIO DE FASE . . . . . . . . . . . . . . . .

4

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5

Parámetros de Diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Optimización de la transferencia de calor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Optimización de la caída de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Método manual de diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Método automatizado de diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4 4 5 5 6

5 INTERCAMBIADORES PARA VAPORIZACION . . . . . . . . . . . . . . . .

6

5.1 5.2 5.3 5.4

Tipos de equipos y aplicaciones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consideraciones de diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Método manual de diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Método automatizado de diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

6 13 17 17

6 INTERCAMBIADORES PARA CONDENSACION . . . . . . . . . . . . . . .

17

6.1 6.2 6.3 6.4 6.5 6.6 6.7 6.8

Tipos de equipos y aplicaciones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Zonificación del condensador . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consideraciones de diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consideraciones especiales de diseño para condensadores sin tambor Criterios de selección para condensadores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consideraciones de diseño para condensadores de tope en columnas de destilación al vacío . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Método manual de diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Método automatizado de diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

17 18 19 23 24 25 25 26

7 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

27

8 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

28

Figura Figura Figura Figura

1 2 3 4

Tipos de rehervidores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Componentes de un rehervidor tipo marmita . . . . . . . . . . . . . . . Dimensionamiento de rehervidores tipo marmita . . . . . . . . . . . . Curva tipica de desprendimiento de calor (t–q) . . . . . . . . . . . . .

29 32 33 34


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TRANSFERENCIA DE CALOR INTERCAMBIADORES DE CALOR INTERCAMBIADORES DE TUBO Y CARCAZA

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OBJETIVO El objetivo de este documento es proveer al ingeniero de proceso y diseño con una herramienta de cálculo manual para el dimensionamiento de Intercambiadores de calor de tubo y carcaza, sin cambio de fase, con vaporización, y con condensación. El tema “Intercambiadores de calor”, dentro del area de “Transferencia de calor”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA–MDP–


05–E–01 05–E–02

Intercambiadores de Calor: Principios Básicos. Intercambiadores de Calor: Procedimientos de diseño para Intercambiadores de tubo y carcaza (Este documento) (Incluye vaporización, condensación, calor sensible). 05–E–03 Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseño para Enfriadores de Aire. 05–E–04 Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseño para Intercambiadores de Doble Tubo. 05–E–05 Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseño para Servicios Criogénicos. Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Intercambiadores de Calor”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, son una actualización de la Prácticas de Diseño “Intercambiadores de Calor”, presentadas en la versión de Junio de 1986 del MDP (Sección 9), modificadas para hacer mención del uso de información y programas de HTRI.

2

ALCANCE Este Documento presenta los procedimientos recomendados para dimensionar intercambiadores de tubo y carcaza en los cuales no ocurren cambio de fase (intercambiadores vapor/vapor, vapor/líquido o líquido/líquido), equipos de vaporización, y condensadores. También cubre lo que respecta a la selección del tubo, velocidad de circulación, y criterios generales de diseño para generadores de vapor.

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REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso (versión 1986) S Vol V, Subsección 9D “Intercambiadores de calor: Procedimiento de cálculo cuando no hay cambio de fase” S Vol V, Subsección 9E “Intercambiadores de calor: Procedimiento de cálculo cuando hay vaporización”


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S Vol V, Subsección 9F “Intercambiadores de calor: Procedimiento de cálculo cuando hay condensación” S Vol II, Subsección 3H “Internos de Torres” S Vol III, Sección 8 “Hornos” S Vol VII, Sección 12 “Instrumentación y Control” S Vol VIII, Sección 14 “Flujo de Fluidos” Manual de Diseño de Proceso S PDVSA–MDP–05–E–01 “Intercambiadores de calor: principios básicos” Manual de Ingeniería de Diseño S PDVSA–MID–EA–201–PR “Equipo de carcaza y tubos para intercambio de calor” S PDVSA–MID–L–TP–2.1 “Intercambiadores de calor requisición, análisis de ofertas y detalles de compra” S PDVSA–MID–90617.1.041 “Guías de ingeniería para intercambiadores de calor de carcaza y tubos” Otras Referencias S S S S S S S S S S S S

Standards of Tubular Exchanger Manufacturers Association (TEMA). Perry’s Chemical Engineers’ Handbook, 4th Ed. Heat Transfer Research Inc. (HTRI) Design Manual. Heat Exchanger Institute (HEI) Standards for Steam Surface Condensers. Devore, A.; Petroleum Refiner, Vol. 38, N° 6, pp 205, (June, 1959). Fair, J.R.; Petroleum Refiner, Vol. 39, N° 2, pp 105 (Feb., 1960). Hewitt, G. F.; Shires, G. L. and Bott T. R.; Process Heat Transfer; First Edition; CRC Press, Inc. (1993) Jacobs, J.K., Hydrocarbon Processing and Petroleum Refiner, Vol. 40, Nº° 7, pp 189 (July, 1961). Kern, R., Hydrocarbon Processing, Vol. 47, N°12 , pp 118 (Dec., 1968). Martin, G. R., y Sloley, A. W., Hydrocarbon Processing, Vol. 74, Nº° 6, pp 101–110 (June, 1995). Martin, G. R., y Sloley, A. W., Hydrocarbon Processing, Vol. 74, Nº° 7, pp 67–78 (July, 1995). Simpson, L.L.; Chemical Engineering, Vol. 92, June 17, 1968.



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INTERCAMBIADORES SIN CAMBIO DE FASE 4.1

Parámetros de Diseño Las siguientes especificaciones generales dan la conversión más eficiente de caída de presión a transferencia de calor para intercambiadores de calor sin cambio de fase.

4.2

1.

Corte del deflector: 20 a 30%

2.

Espacio entre deflectores/diámetro de carcaza: 0.3 a 0.5

3.

Número de bandas de sello: El número de pares de listones de cierre por fila transversal de tubo entre los bordes de los deflectores deben ser de 0.14 a 0.20, o aproximadamente de 5 a 7 filas de tubo por banda de sello para cabezales flotantes de intercambiadores. Estas bandas de sello no se necesitan para diseños típicos de placa de tubo fija o intercambiadores de tubos en U.

4.

Patrones de arreglos de tubo: Si se requiere limpieza en los arreglos, use un arreglo de 90° para flujo turbulento y un arreglo de 40° para flujo en transición o laminar. Si la limpieza no es problema, use arreglos de 30° para flujo laminar o turbulento. No use arreglos de 60° debido a que éstos tienen características de caída de presión o de transferencia de calor inferiores cuando se comparan con los arreglos de 30°.

Optimización de la transferencia de calor Un diseño con los parámetros óptimos mencionados anteriormente y que satisfaga los requerimientos de transferencia de calor, pero no use toda la caída de presión permisible, se considera ineficiente. Para estos casos, el intercambiador puede hacerse más pequeño efectuando uno o más de los pasos siguientes para incrementar la caída de presión y transferencia de calor: 1.

Incrementar la longitud del tubo al máximo permitido por las prácticas de construcción y limitaciones de la refinería.

2.

Disminuir el espaciado de tubo al mínimo permisible por limitaciones de construcción o mantenimiento. Ver subsección 4.7 del Documento PDVSA–MDP–05–E–01.

3.

Disminuir el diámetro del tubo al mínimo permisible por las limitaciones de la caída de presión en el lado del tubo y de mantenimiento.

4.

Probar con tubos de aleta si el coeficiente del lado de la carcaza es menor de 1/3 del coeficiente en el lado de los tubos y el Número de Reynolds en el lado de la carcaza es mayor de 1000.



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Optimización de la caída de presión Si un diseño requiere más superficie de la requerida por la transferencia de calor para simplemente proveer suficiente área de flujo para prevenir excedente en la caída de presión, dos tipos de correcciones son posibles: 1.

Ajustar la caída de presión “permisible”. Posiblemente la caída de presión para la cual la unidad está diseñada fue seleccionada arbitrariamente y puede ser incrementada.

2.

Ajustar la geometría de tal forma que produzca la menor disminución en la transferencia de calor por unidad disminuida en caída de presión haciendo uno a más de los cambios siguientes: a.

Incrementar el espaciado del deflector.

b.

Disminuir la longitud del tubo.

c.

Incrementar el espaciado del tubo.

d.

Usar deflectores de doble segmentado.

e.

Usar carcazas de flujo dividido, TEMA Tipo J.

Si ninguno de esto puntos dan el resultado deseado, considere el uso de unidades en paralelo.

4.4

Método manual de diseño Para refrescar conocimientos básicos se recomienda consultar el Documento en PDVSA–MDP–05–E–01 (Intercambiadores de calor: principios básicos), especial las subseccciones 4.6, 4.7, 4.8 y la sección 5. El procedimiento de cálculo manual a usar, se presenta en detalle en el manual de diseño del HTRI, sección D, subsección D3, con los siguientes temas cubiertos:

ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ D3.2 D3.3 D3.4 D3.5 D3.6

Método manual para la predicción de la transferencia de calor y la caída de presión del lado de la carcaza. Método para estimar rápidamente un intercambiador. Método manual para la predicción de la caída de presión de las boquillas, canal, y cubierta del lado de los tubos Método manual para la predicción de la caída de presión de las boquillas del lado de la carcaza Parámetros de diseño y datos de construcción

Es conveniente notar que estos procedimientos incluyen cálculos relacionados con tubos aleteados.

Debido a que en el manual de diseño de HTRI los procedimientos están lo suficientemente bien explicados, no se presentará dicha información aquí, por lo cual se le recomienda al lector consultar dicha bibliografía, que está disponible a nivel corporativo.



4.5


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Método automatizado de diseño Dado que los programas de HTRI son el procedimiento computarizado oficial de cálculo para PDVSA y sus filiales, remitimos al lector al programa “ST–5”, el cual diseña intercambiadores de tubo y carcaza sin cambio de fase y evalúa el desempeño para aquellos geométricamente especificados. Se pueden iniciar cálculos automatizados usando el programa “HEXTRAN” (Ver documento PDVSA–MDP–05–E–01), de la companía “SIMSCI”. Remitimos al lector al manual del programa HEXTRAN para mejores detalles.

5

INTERCAMBIADORES PARA VAPORIZACIÓN 5.1

Tipos de equipos y aplicaciones Los equipos de vaporización mas comúnmente usados se pueden clasificar en cuatro tipos genéricos, dependiendo de su función: 1.

Rehervidores: su función es la vaporización en un 30% a un 80% del líquido alimentado, proveniente de una torre de fraccionamiento.

2.

Enfriadores: operan análogamente al rehervidor, pero necesariamente asociados a una torre de fraccionamiento.

3.

Precalentadores: se usan generalmente para vaporizar parcialmente la alimentación a una torre de fraccionamiento.

no

están

4. Recuperadores de Calor. A continuación se presentan detalles de cada uno de este tipo de equipos. 5.1.1

Rehervidores Existen dos tipos básicos de rehervidores, en lo que respecta a la manera de moverse los fluídos: circulación natural que incluye a los termosifones y rehervidores incrustado ó indirectos, y circulación forzada, que incluye a los rehervidores tipo horno. El sistema de termosifón mueve un fluído usando, como fuerza impulsora, una diferencia de densidades creada por una entrada de calor a ese sistema. Esta entrada de calor reduce la densidad del fluído aguas abajo del intercambiador (llamado termosifón) que suministra calor al sistema. La diferencia de densidades entre la corriente aguas arriba y aguas abajo del Intercambiador hace que el sistema fluya. En un rehervidor de circulación forzada, la circulación se obtiene con el uso de una bomba. Los tipos comunes de rehervidores de circulación natural son: rehervidores de un solo paso (“once–through”), rehervidores de recirculación, y de flujo preferencial. Los rehervidores de bombeo directo y rehervidores tipo horno son dos tipos de rehervidores de circulación forzada.




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Los termosifones de un solo paso se caracterizan por tomar el líquido a rehervir del plato de fondo de la columna, mediante un plato de retiro total. El líquido pasa por el termosifón una vez y fluye hacia el sumidero ó fondo (”sump”) de la columna. El vapor y el líquido que salen del rehervidor, se separan en el sumidero. El vapor sube para la destilación, y el líquido sale como producto de la torre. Esta configuración corresponde a un plato teórico. La alimentación al rehervidor es fijada por el balance térmico de la columna y la tasa de flujo del producto de fondo. En los sistemas de termosifones de recirculación, el líquido del plato de fondo cae al fondo ó sumidero de la columna. En esta zona, se sucede continuamente la separación vapor líquido del material rehervido, mezclándose el líquido separa con el correspondiente al plato de fondo. Parte de esta mezcla líquida se remueve como producto de fondo, y el resto se alimenta al rehervidor. El líquido circulante a través del rehervidor puede ser un flujo superior ó inferior que la suma de los flujos del vapor que entra al plato de fondo y del producto de fondo. El sistema de termosifones de flujo preferencial es muy semejante a los termosifones de recirculación, con la diferrencia que el fondo de la columna tiene deflectores que separan al líquido que se remueve como producto de fondo, del líquido que se alimenta al rehervidor: esta segregación de líquido preferencial al rehervidor es la práctica usual cuando se diseña el sistema de rehervido para una tasa de circulación, a través del intercambiador, igual ó superior a la suma de los flujos del vapor que entra al plato de fondo y del producto de fondo. También se conocen estos sistemas como de recirculación con deflectores. Los rehervidores de circulación forzada ó de bombeo directo también pueden clasificarse en rehervidores de un solo paso, de recirculación y de flujo preferencial ó de recirculación con deflectores. Las explicaciones hechas anteriormente para estos tipos aplican para los de bombeo directo. Los rehervidores de bombeo directo consisten en un intercambiador convencional alimentado por una bomba. La vaporización puede darse en el lado de la carcaza o en el lado de los tubos. Debido a que este tipo de instalación es más caro que los rehervidores de circulación natural se usan sólo en las siguientes circunstancias especiales: 1.

Cuando se requiere una circulación positiva debido a servicios extremadamente sucios o viscosos.

2.

Cuando se requiere una alta velocidad de circulación y/o un bajo incremento en temperatura para minimizar la degradación térmica del producto de fondo.

3.

Cuando el tamaño del rehervidor de circulación natural sería irracionalmente grande (requiriendo carcazas múltiples y tuberías complejas).

4.

Para servicios donde el cabezal hidrostático está limitado.




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Los Rehervidores tipo horno, como su nombre lo indica, consiste en un rehervidor con llamas alimentado por una bomba. Los rehervidores con llamas son el tipo de instalación más costosa. Estos son usados normalmente sólo cuando el nivel de temperatura requerido para rehervir es mayor que el obtenido por el vapor o una corriente de proceso. Para una discusión sobre tipos de hornos, aplicación, y procedimientos de diseño, ver el Documento PDVSA–MDP–05–F–01: Hornos. Los rehervidores de marmita (“kettle reboilers”) son un caso especial de los rehervidores de un solo paso, ya que el retiro del producto de fondo se hace en el rehervidor, no en el fondo de la columna. Este tipo de rehervidor es, principalmente, un termosifón. Normalmente consta de un haz de tubo en U (fluido limpio para calentamiento) encerrado en una carcaza suficientemente grande que provee un espacio apropiado para la separación del líquido y el vapor arriba del haz y un espacio para acumulamiento de líquido debajo del haz (Ver la Figura 2.). Cuando el fluido de calentamiento está sucio (requiere limpieza mecánica), se requiere un haz de tubo con tubos rectos y un cabezal flotante de arrastre continuo. Los rehervidores de marmita están limitados a operaciones de un sólo paso. Sin embargo, estos son capaces de vaporizar cargas cerca del 100% del inventario limpio (tal como refrigerantes). Si la alimentación contiene sucio o tiende a obstruir (como en el caso de la mayoría de las corrientes de proceso), la carga a ser vaporizada debe ser restringida a 80% para proveer algo de purga. La sección de fondo de la columna se simplifica con los rehervidores de marmita. No se necesita un volumen para la acumulación de producto ni tampoco se requiere un espacio para la separación vapor–líquido. El número de deflectores internos también se minimiza. Consultar PDVSA–MDP–(Pendiente: ver MDP versión 1986, subsección 3H). En el rehervidor cuando el líquido necesario de retención, después del vertedero, requiera más de 1.2 m (4 pie) de longitud en la carcaza, se debe considerar un termosifón de recirculación. (Ver PDVSA–MDP–(Pendiente: ver MDP versión 1986, Sección 12), para los requisitos de retención). De los varios tipos de rehervidores, los tipo marmita requieren la elevación de torre más baja, y es por esto que encuentran aplicación donde los fondos de la torre no son bombeados (la bomba casi siempre requiere suficiente elevación para succión positiva neta (NPSH), satisfaciendo así los requerimientos de circulación de los termosifones). Como regla, en servicio de termosifón los intercambiadores de marmita son más caros que las unidades de tubo y carcaza. Sin embargo, esto puede invertirse por el costo de la elevación de la torre, etc. Los rehervidores de marmita proveen un tiempo de residencia a la temperatura de ebullición más largo y por esto no son recomendables para servicios excesivamente sucios o con polimerización.




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También los rehervidores pueden clasificarse se acuerdo a la orientación de las carcazas: verticales u horizontales. Rehervidor vertical – Este tipo de instalación (Ver Figura 1.) consiste en un intercambiador convencional de tubo y carcaza conectado directamente a la torre. Esto minimiza los requerimientos de fundación y estructura como también el área de construcción. El espacio para la acumulación del producto de fondo y para la separación del líquido y vapor están incluidos en la sección de fondo de la torre. Generalmente, la instalación más económica es la del rehervidor tipo termosifón vertical. Si estos están soportados directamente de la torre, la línea de descarga del fluido de proceso es bastante corta, minimizando la caída de presión del vapor y el costo. El fluido del proceso (generalmente el más sucio) es pasado por los tubos, haciendo así la limpieza y el mantenimiento normal más fácil. Si el fluido que calienta está limpio (como el vapor), se puede reducir el costo especificando diseños de placa de tubo fijo. Los termosifones verticales deben restringirse a un máximo de 50% de vaporización (basado en la alimentación), para evitar operaciones erráticas debido a golpeteo, etc. Sin embargo, es práctica común en la industria limitar la vaporización a 30%, asegurando así una buena operación de la unidad. Los termosifones no deben ser usados con fluidos viscosos, y tampoco en servicios donde sea variable el cabezal del líquido de alimentación al sistema. Rehervidor horizontal – Este tipo también consiste en un intercambiador convencional de tubo y carcaza (Figura 1.). Como en el tipo vertical, el espacio para la acumulación de producto de fondo (bottom holdup) y el espacio para la separación del líquido y vapor están incluidos en la sección de fondo de la torre. El fluido de proceso es vaporizado en la carcaza y, por esto, este tipo debe ser restringido para servicios que oscilen entre limpios a moderadamente sucios. Sin embargo, colocar el medio de calentamiento en el lado de los tubos permite el uso de corrientes sucias en los tubos. Los termosifones horizontales requieren fundaciones separadas y ocupan mayor área de construcción que los tipos verticales. También, las tuberías externas son más complejas y costosas. El diseño hidráulico, sin embargo, es menos rígido, permite un flujo de circulación más alto para una altura dada de la torre; dicho de otra manera, la altura de la torre puede ser más baja para una velocidad de flujo dada (Comparando con el tipo vertical). La vaporización debe ser restringida a 50%, para asegurar buena operabilidad. También deben evitarse las alimentaciones viscosas y niveles de alimentación fluctuantes. Otro tipo de rehervidor son los Rehervidores internos ó incrustados: Un rehervidor interno consiste en un haz de tubos que está directamente insertado en la columna mediante una brida en el lado de la columna. Este tipo de unidad es




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usado ocasionalmente para servicios de carga pequeña de calor, debido a que, en base a costo de instalación por pie cuadrado, pueden ser más económicos que otros tipos de rehervidores. Las ventajas de los rehervidores internos son: (1) no se requiere carcaza, (2) las tuberías de circulación son eliminadas y (3) no se requieren deflectores en el fondo de la columna. Las desventajas de los rehervidores internos son (1) la longitud del haz está limitada por el diámetro de la columna y (2) la brida en la columna puede ser realmente cara. Debido a la restricción en la longitud del haz, el diámetro del haz puede llegar a ser prohibitivo. En general, si el diámetro del haz requerido es de 914 mm (36 pulg.) o mayor, otro tipo de rehervidor sería más económico. La selección del sistema de rehervidor está basada primordialmente en la economía. Los factores económicos principales son los costos de fundación y de tubería, altura requerida de la torre y los costos operacionales. Debido a la ventaja en los costos operacionales, el rehervidor de circulación natural es mayoritariamente el tipo de rehervidor comunmente usado. Vea la Figura 1. donde se presentan las ventajas y desventajas de varios tipos de rehervidores. Para más información sobre internos de rehervidores ver el Documento PDVSA–MDP–(Pendiente: ver MDP versión 1986, subsección 3H), de torres fraccionadoras.

Otros aspectos a considerarse en la selección y diseño de los rehervidores son: 1.

Rehervidores y elevación de la torre.– El fondo de la carcaza del rehervidor está ubicado a la distancia mínima práctica por arriba del nivel del piso. Esta distancia se fija en la base a los requerimientos de espacios para tubería y se utiliza usualmente un metro. En rehervidores de circulación natural, un balance de presión a través del circuito de rehervidor determina la elevación exacta de la torre. Usualmente los puntos de referencia para el balance de presión son la línea tangente al fondo de la torre y el fondo de la carcaza del rehervidor. Una guía a groso modo de la distancia entre estos puntos normalmente sería de 1 1/2 a 3 m (5 a 10 pie) para rehervidores marmita y 2 1/2 a 5 m (8 a 16 pie) para rehervidores de termosifón. Para rehervidores de circulación forzada, la torre normalmente tiene una elevación de 5.5 (15 pie) por arriba del nivel del piso para proveer una succión neta positiva (NPSH) adecuada. Si es necesario, esta elevación puede ser disminuida reduciendo el requerimiento del NPSH de la bomba a un mínimo de 1.5 m (5 pie). Sin embargo esto causaría un incremento considerable en el costo de la bomba.


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2.

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Eficiencia de la etapa del rehervidor.– La eficiencia de la etapa de los rehervidores de tipo recirculante (que no presentan deflectores para evitar que el líquido del último plato se desvíe del paso por el rehervidor) puede ser estimada con la ecuación siguiente: 1– SF + 1–

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NL N K)B

donde:

ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ En En unidades unidades SI inglesas

A’ B

SF K

= = = =

1 + Y (K–1)

Velocidad del producto de fondo

lbmol/hr

kgmol/s

lbmol/hr

kgmol/s

lbmol/hr

Fracción de la etapa teórica

NV

Constante de equilibrio del componente clave liviano = Velocidad líquido del último plato = Velocidad del vapor del rehervidor

Y

= Fracción molar vaporizada en el

NL

kgmol/s

rehervidor

La eficiencia de la etapa de un rehervidor marmita es 100% y la de un rehervidor de un paso se asume como 100%. 3.

Interferencia de vapor.– Con grandes diferencias de temperatura alta entre los fluidos en los tubos y en la carcaza, se forman burbujas de vapor en la superficie de los tubos tan rápido, que la convección y la flotabilidad no pueden removerlas. El vapor entonces interfiere con los tubos, con el resultado de que muy poco líquido alcanzaría la superficie del tubo. La vaporización del líquido se debe llevar a cabo a través de una resistencia adicional constituida por la interferencia del vapor, causando una disminución inmediata en el coeficiente de transferencia de calor. Por esta razón, las diferencias altas de temperatura que se desean en intercambiadores de calor pueden ser impedimentos en equipos para vaporizar. Para mantenerse fuera del rango de temperatura en el cual puede ocurrir la interferencia de vapor, se restringe la densidad del flujo de calor, Q/A, y el coeficiente de película de vaporización, hv. El promedio máximo permisible de flujo de calor es de 47300 W/m2 (15000 BTU/h pie2) para rehervidores de


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circulación natural y de 63100 W/m2 (20000 BTU/h pie2) para rehervidores de circulación forzada. El máximo coeficiente de película de vaporización es de 1700 W/m2°C (300 BTU/h pie2°F) para los dos tipos de circulación natural y forzada. Los valores anteriormente mencionados pueden ser algo conservadores: por tanto, consultar la última versión del manual de diseño del HTRI para valores más actualizados. 5.1.2

Enfriadores La operación de un enfriador es análoga a la de un rehervidor. El fluido que se está enfriando en el lado del tubo vaporiza el refrigerante líquido en el lado de la carcaza. Un enfriador normalmente está construido como un rehervidor marmita, pero sin vertedero. También ocasionalmente los enfriadores están hechos de intercambiadores convencionales de tubo y carcaza eliminado tubos suficientes en la parte superior de la carcaza para proveer espacio para la separación del vapor y el líquido. El procedimiento de cálculo para enfriadores es el mismo que para rehervidores marmita .

5.1.3

Precalentadores Un precalentador, como un rehervidor de bombeo directo, consiste en un intercambiador convencional de tubo y carcaza con el líquido a ser vaporizado alimentado por una bomba o presurizado por algún equipo aguas arriba. La mayoría de los precalentadores suman al fluido que va a ser vaporizado el calor latente y el calor sensible (una excepción sería la vaporización de un componente puro bajo una contrapresión pequeña). El fluido a ser vaporizado puede ser colocado tanto en la carcaza, como en los tubos, dependiendo en la economía, ensuciamiento, etc. Los precalentadores se usan más que todo para las corrientes de alimentación de las columnas de destilación. Un nivel de calor más bajo que en los rehervidores puede ser usado en los precalentadores de alimentación de las torres. También, las cargas de las torres pueden ser balanceadas compensando entre el precalentamiento de la alimentación y el calor suplido en el rehervidor.

5.1.4

Recuperadores de Calor Estas unidades tienen su aplicación en las calderas de calor de desecho (generadores de vapor) las cuales son comunmente usadas para recobrar calor de los gases de combustión de los regenadores catalíticos, de los efluentes de los reformadores, de los gases de expulsión de las turbinas de gas. El tipo de unidad usualmente instalada es la de tipo termosifón. La circulación natural es especialmente adaptable, debido a la gran diferencia de densidad entre “la pierna” de agua al generador y “la pierna” de vapor del generador. La salida del generador descarga en un tambor desgasificador. El vapor sale por el tope del tambor y el condensado recuperado es devuelto a la entrada del generador.



5.2 5.2.1


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Consideraciones de diseño Factores limitantes a ser considerados en el diseño Existen ciertas características en la transferencia de calor en dos fases que imponen limitaciones sobre la operación de los intercambiadores de calor con generación de vapor y las cuales deben ser consideradas durante la fase de diseño de dichas unidades. Estos factores limitantes son: 1.

Flujo crítico de calor .– El coeficiente de transferencia de calor asociado con la generación de vapor puede ser reducido drasticamente si el valor crítico de flujo de calor es excedido. Razón por la cual es recomendable diseñar estas unidades para operar por debajo del valor crítico, ya que en caso contrario puede ocurrir deterioro, corrosión y destrucción de la unidad. Una manera de evitar este riesgo es usando fuentes de calor de baja temperatura, como la condensación del vapor de agua. En conclusión, el diseño y operación de los equipos de vaporización debe asegurar que existe un margen adecuado entre el flujo de calor crítico y el de operación.

5.2.2

2.

Inundación en contracorriente.– Este es un proceso que se presenta cuando la velocidad del vapor ascendiendo es tal que previene el flujo descendente de líquido o expulsa el líquido fuera del tubo. Esto normalmente no ocurre cuando el líquido vaporizandose fluye en dirección ascendente, porque tanto el líquido como el vapor se mueven en igual dirección, o cocorriente. La velocidad del vapor por encima de la cual se presenta esta situación se le conoce como velocidad de inundación. Por lo tanto, en el diseño de este tipo de unidades es importante asegurarse que la velocidad del vapor esta por debajo de la velocidad de inundación.

3.

Distribución inadecuada de flujo.– En los equipos de vaporización, el problema potencial de distribución no–uniforme del flujo afecta la rata de generación de vapor y de caída de presión en cada tubo. A menor flujo, mayor rata de generación de vapor, lo cual incrementa la caída de presión y en consecuencia una mayor reducción de flujo.

Rehervidores y enfriadores Ver la Subsección 5.7 del Documento PDVSA–MDP–05–E–01 para una discusión sobre la selección de tubos, cual fluido pasa por los tubos, etc. Las consideraciones de diseño referentes específicamente a rehervidores se cubren en los párrafos siguientes: 1.

El método básico, como en intercambiadores “sin cambio de fase”, es suponer una geometría del rehervidor y después chequear ésta para las condiciones en cuestión específicamente. El primer tanteo se hace usando el área mínima fijada por las consideraciones de interferencia de vapor. Si el




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área calculada es menor que el área mínima, se especifica el área mínima. Si el área calculada es mayor que la mínima, se asume una nueva área y se chequea hasta que se llegue a una buena aproximación. 2.

Para mezclas multicomponentes, se debe construir una curva de temperatura vs. carga de calor (T–Q) a la presión del rehervidor, para chequear la desviación lineal. Si existe una desviación significante, la curva T–Q debe ser dividida en dos o más incrementos, de tal manera que cada segmento se aproxime a una línea recta. Después el DTML total se determina proporcionalmente de cada DTML individual dependiendo de sus cargas respectivas. Si la curva T–Q no presenta una desviación lineal significante, entonces se usa la media logarítmica convencional de la diferencia de temperatura. La mayoría de los arreglos de rehervidores se aproximan a un flujo contracorriente y por esto los factores de corrección del DTML no se requieren.

3.

En el dimensionamiento de rehervidores marmita, la diferencia efectiva de temperatura se calcula sin el factor de corrección del DTML (Fn). Sin embargo, se usa una temperatura de entrada modificada (igual a la temperatura de entrada al proceso más un tercio de la diferencia entre la temperatura de entrada y salida). Esta temperatura de entrada modificada considera los efectos de la mezcla que ocurre entre el líquido de entrada y la “piscina” de líquido en la marmita. (Se asume que el líquido entrando está en su punto de ebullición y que no existen “zonas” distintas para precalentamiento y vaporización).

4.

El coeficiente de película y la caída de presión del fluido se calculan usando los métodos apropiados para el lado donde no ocurre la vaporización: a.

“Sin cambio de fase”, se usa el método explicado en el Documento PDVSA–MDP–05–E–01.

b.

Para vapor, o para hidrocarburos condensándose, se usa h = 6800 W/m2°C (1200 BTU/hr pie2°F) y normalmente se deprecia la caída de presión. El coeficiente de película usado en el lado donde ocurre la vaporización es el promedio del coeficiente de película del líquido y un coeficiente para la ebullición de 1700 W/m2°C (300 BTU/hr pie2°F). Para el coeficiente de película del líquido se usa el valor mayor entre aquel dado por la convección natural o la convección forzada. Los coeficientes respectivos son ajustados dependiendo de la fracción de la carga de calor total que se utiliza en la transferencia de calor latente. Como se menciona en la subsección 5.1 de este documento, el coeficiente para la ebullición está limitada a 1700 W/m2°C (300 BTU/hr pie2°F) para prevenir la interferencia de vapor.


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5.2.3

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5.

Las consideraciones del diseño mecánico para rehervidores y enfriadores son iguales a las de otros equipos de tubo y carcaza. Para recomendaciones prácticas vea la Subsección 5.7 del Documento PDVSA–MDP–05–E–01.

6.

Para los rehervidores de circulación natural, se debe hacer un balance de presión cinética para determinar la distancia vertical requerida entre la línea tangente al fondo de la torre y el fondo de los rehervidores. Básicamente el procedimiento consiste en igualar las pérdidas de presión (estática y por fricción) a las ganancias de presión en el sistema y resolviendo para la elevación requerida.

Precalentadores Para calcular este tipo de equipos, el precalentador se divide en dos zonas: una zona de precalentamiento de líquido y una zona de vaporización. Cada zona se calcula entonces como un intercambiador separado. La zona de precalentamiento de líquido se dimensiona usando el procedimiento para cálculos “sin cambio de fase”, y la zona de vaporización se dimensiona usando el procedimiento para rehervidores de bombeo directo (convección forzada). Las DTML individuales y los coeficientes son combinados proporcionalmente dependiendo de las cargas relativas de las dos zonas. para una Ver la Subsección 5.7 del Documento PDVSA–MDP–05–E–01 discusión sobre selección de tubos, consideraciones mecánicas de diseño, etc.

5.2.4

Recuperadores de Calor Los siguientes comentarios suponen la generación de vapor usando tubos convencionales (de superficie no–extendida). Orientación del intercambiador Las unidades pueden ser instaladas en la posición vertical u horizontal, y pueden tener uno o más pasos de tubo. En general en el pasado las unidades verticales de un solo paso se han usado exitosamente (en servicios de gas de combustión, en la regeneración de catalizadores y de reactores de lecho fijo). Sin embargo, en años recientes, las unidades horizontales de un paso de tubo se usan cada vez con más frecuencia (ejemplo, calderas de recuperación de calor en el efluente de un reformador). ¿Vaporización en el lado de la carcaza o en el lado de los tubos? El vapor se genera normalmente en la carcaza (diseño pirotubular) por las razones siguientes: 1.

El fluido caliente frecuentemente está tan sucio que se debe pasar a través de los tubos.


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2.

Con agua limpia de caldera se permite usar un haz de tubo no removible (Unidad de cabezal fijo) con espaciado de tubo triangular. Este tipo de construcción resulta en una unidad compacta con un bajo costo inicial.

3.

Existe menos diferencial de expansión entre el tubo y la carcaza.

Cuando la presión del vapor es considerablemente más alta que la del fluido caliente, puede ser ventajoso generar el vapor en los tubos para evitar un costo extra por una carcaza de alta presión. Selección de tubos 1.

De las instalaciones que recuperan calor de los gases de combustión en un regenerador catalítico o efluente del reformador, el número de tubos está basado en mantener una velocidad del gas de 30 m/s (100 pie/s). Para gases de combustión de regenerador de catalizador, use tubos de 63.5 mm (2.5 pulg) de diámetro externo, y 5 BWG. Para efluente de reformador, el tamaño mínimo nominal del tubo es 50.8 mm (2 pulg) de diámetro externo, y 10 BWG. La longitud del tubo varía para cada instalación, dependiendo del área de superficie requerida. Si es necesario, la longitud del tubo puede ser 7.6 m o más (ver Subsección 5.7 del Documento PDVSA–MDP–05–E–01).

2.

Los reactores de lecho fijo para procesos exotérmicos son frecuentemente construidos como los intercambiadores de tubo y carcaza. En estas unidades, los hidrocarburos pasan a través de los tubos los cuales están llenos con catalizador. El vapor es generado en el lado de la carcaza. Para este servicio, se usan tubos de 63.5 mm (2.5 pulg) de diámetro externo y 5 BWG. El número y la longitud de los tubos varían para cada instalación, dependiendo en los requerimientos del proceso como también en los requerimientos de la transferencia de calor. Los reactores generadores de vapor para plantas de polimerización han sido diseñados con carcazas de 1.2 metros (4 pie) de diámetro interno, y 180 tubos con 9.1 m (30 pie) de longitud.

Flujo de circulación de agua Para eliminar la posibilidad de tubos secos, diseñe para un cociente en peso de agua/vapor en la salida de aproximadamente 10/1 para una densidad de calor de 47300 W/m2 (15000 BTU/hpie2) y 15/1 en la salida para una densidad de calor de 78900 W/m2 (25000 BTU/hpie2). Existen diseños con tubos de superficie extendida que requieren un flujo de circulación de 40/1 para asegurar la condición de tener las paredes mojadas a una densidad de calor de 31500 W/m2 (100000 BTU/hpie2). (Nótese que la condición de tener las paredes mojadas depende, adicionalmente al flujo de circulación, de otras variables como diferencia de temperaturas, geometría, orientación, etc).





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Elevación del tambor separador de vapor Para determinar la elevación del tambor de vapor sobre el generador, es necesario calcular un balance detallado de presión a través del circuito agua–vapor.

5.3

Método manual de diseño Para refrescar conocimientos básicos se recomienda consultar el Documento en PDVSA–MDP–05–E–01 (Intercambiadores de calor: principios básicos), especial las subseccciones 4.6, 4.7, 4.8 y la sección 5. El procedimiento de cálculo manual a usar, se presenta en detalle en el manual de diseño del HTRI, sección D, subsección D5, con los siguientes temas cubiertos:

ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ D5.1 D5.2 D5.3 D5.4 D5.5 D5.6

Diseño de rehervidores internos y de marmita. Rehervidores horizontales de termosifón. Rehervidores verticales de termosifón con vaporización en el lado de los tubos. Rehervidores verticales de termosifón con vaporización en el lado de la carcaza. Rehervidores de circulación forzada Consideraciones especiales de diseño

Es conveniente notar que estos procedimientos incluyen cálculos relacionados con tubos aleteados.


5.4

Método automatizado de diseño Dado que los programas de HTRI son el procedimiento computarizado oficial de cálculo para PDVSA y sus filiales, remitimos al lector a los programas “RKH–3”, el cual diseña y evalúa rehervidores termosifones, de marmita e incrustados en columnas, del tipo horizontal; y “RTF”, el cual diseña y evalúa rehervidores termosifones y de flujo forzado, con los tubos verticales, rehervidores de flujo forzado, con los tubos horizontales. Se pueden iniciar cálculos automatizados usando el programa “HEXTRAN” (Ver documento PDVSA–MDP–05–E–01), de la companía “SIMSCI”. Remitimos al lector al manual del programa HEXTRAN para mejores detalles.

6

INTERCAMBIADORES PARA CONDENSACIÓN 6.1

Tipos de equipos y aplicaciones Los equipos de condensación se pueden clasificar genericamente en los siguientes tipos :



6.2


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1.

Tubular.– La condensación toma lugar en un bancos de tubos, ya sea en su interior o exterior de los tubos, dependiendo de los requerimientos del proceso. En la industria de generación eléctrica, la condensación usualmente tiene lugar en la parte exterior de los tubos. Los bancos de tubos son montados en cajas diseñadas para permitir el facil acceso del vapor desde la turbina. En la industria de procesos químicos y de refinación, usualmente los condensadores tubulares son del tipo convencional de tubo y carcaza, donde el banco de tubos es montado dentro de una carcaza cilíndrica. En este caso la condensación puede ocurrir tanto en la carcaza como en el interior de los tubos, dependiendo de los requerimientos de proceso con particular enfasis en las características de ensuciamiento del medio de enfriamiento. En cuanto a su orientación, esta puede ser horizontal o vertical, dependiendo del tipo de aplicación. Por ejemplo, un condensador horizontal con la condensación en los tubos es típico en aquellos casos de condensación de vapores a alta presión.

2.

Condensadores enfriados por aire.– La condensación se efectua en el interior de un banco de tubos (usualmente aleteados) sobre los cuales fluye aire por convección natural o forzada. Este tipo de unidad es algunas veces usada en la industria de generación eléctrica, en aquellos lugares donde la disponibilidad de agua de enfriamiemto es baja. En general, estos condensadores no presentan mayores problemas en su operación y diseño, pero deben ser diseñados asegurando que el flujo es horizontal o con una pequeña inclinación hacía abajo y con una distribucióm uniforme del flujo en los tubos.

3.

Condensadores de placas.– Este tipo incluye los condensadores “plate–and–frame and plate– and–fin”. Para mayores detalles sobre este tipo de unidades ver documento PDVSA–MDP–05–E–01.

4.

Condensadores de contacto directo.– En este tipo de equipos, el medio enfriante entra en contacto directo con el vapor a condensar, eliminando el superficie de transferencia de calor. Para servicios corrosivos y/o sucios este tipo de unidad es a veces la mejor opción.

Zonificación del condensador En el establecimiento de las zonas, se supone que el coeficiente de transferencia de calor es constante dentro de la zona y que el retiro de calor es directamente proporcional al cambio de temperatura dentro de la zona. De esto uno puede ver que mientras mayor sea el número de zonas, mayor será la precisión del diseño del condensador. Desafortunadamente, el cálculo de cada zona consume tanto tiempo que resulta impráctico calcular a mano más de dos o tres zonas. Como se ilustra en la Figura 4., las zonas usuales son: 1.

Vapor enfriándose




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2.

Vapor enfriándose + condensación de hidrocarburo y sub–enfriamiento

3.

Vapor enfriándose + condensación de agua y sub–enfriamiento + condensación de hidrocarburo y sub–enfriamiento

La Figura 4. tiene algo de simplificación, el fluido enfriador se ilustra para una unidad con un paso de tubo. En esta secuencia típica, el punto de rocío del hidrocarburo está por arriba del punto de rocío del vapor. Si el punto de rocío del vapor ocurre primero, la zona 2 se elimina automáticamente. Cuando se desea mayor precisión, la zona 3 se divide algunas veces en dos “sub–zonas” de aproximadamente igual carga de calor. En la ausencia de desrecalentamiento, en condensación de vapor o cualquier otro corte brusco en la curva de desprendimiento de calor, una zona del condensador es adecuada.

6.3

Consideraciones de diseño Los pasos siguientes son básicos en el diseño de una unidad para condensar mezclas complejas de hidrocarburos en presencia de vapor. 1.

Determine el punto de rocío del hidrocarburo

2.

Determine el punto de rocío del vapor

3.

Determine el calor desprendido en cada zona

4.

Determine el DTML simple de cada zona, después el ∆tew (Diferencia de temperatura media logarítmica ajustada), °C (°F))

5.

Estime el coeficiente total (ejemplo, área total) para el condensador; determine las características mecánicas

6.

Calcule el área requerida para cada zona; sume las áreas

7.

Ajuste las características mecánicas de la unidad hasta que el total del área asumida sea igual a la suma de las áreas calculadas para cada zona.

Estos pasos básicos serán discutidos a continuación en términos generales. 6.3.1

Punto de rocío y curva de vaporización Para la condensación de mezclas complejas, el punto de rocío del hidrocarburo se halla haciendo reducciones de temperatura por tanteo hasta encontrar el punto donde la presión de vapor del hidrocarburo es igual a la presión parcial ya conocida. (En el caso usual del producto de tope del fraccionador, el hidrocarburo está ya en su punto de rocío). El punto de rocío del vapor es más difícil, debido a que el número total de moles de vapor cambia entre el punto de rocío del hidrocarburo y el punto de rocío del




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vapor. Este cambio en composición debe ser determinado antes que el punto de rocío pueda ser calculado. Es usual suponer que a medida que la condensación progresa, el vapor y el líquido mantienen una composición de equilibrio. Es por esto que la composición y las propiedades térmicas del sistema son obtenidas de los cálculos de vaporización de equilibrio. Estos cálculos predicen una “curva de vaporización”, la cual es un gráfico de temperatura vs. el porcentaje no condensado. La curva de vaporización no se construye completa; se calculan varios puntos de la curva de expansión volumétrica y éstos se grafican y se conectan con líneas rectas. La curva de vaporización molar pasa un poco por debajo de la curva volumétrica y la curva de vaporización de peso pasa por arriba de la curva volumétrica. Por simplicidad, la separación de las curvas se asume proporcional al ancho del rango de ebullición en el corte. Las tres curvas se grafican en el mismo grafico y se usan para predecir composiciones y temperaturas de las fases de vapor y líquido a medida que la condensación progresa. El punto de rocío del vapor se calcula reduciendo la temperatura del sistema por tanteo hasta encontrar la temperatura donde la presión de vapor del agua es igual a la presión parcial calculada. 6.3.2

Calor desprendido por zonas Las siguientes cargas de calor son calculadas en la zona en que ocurren. Todas las cargas ocurren simultáneamente sólo en la tercera zona. 1.

Enfriamiento del líquido entrante.

2.

Enfriamiento del vapor y el gas que no se condensa.

3.

Enfriamiento del vapor de HC condensándose.

4.

Enfriamiento del condensado de hidrocarburo.

5.

Enfriamiento del vapor de agua condensándose.

6.

Enfriamiento del condensado de vapor.

7.

Remoción del calor latente de vaporización, hidrocarburo.

8.

Remoción del calor latente de vaporización, vapor.

Para calcular las cargas 3, 4, 5 y 6, se debe suponer que 50% del material es enfriado con el 100% del cambio de temperatura de la zona. A pesar de que las gráficas de entalpía pueden ser usadas en estos cálculos, el uso de los calores específicos promedios y los calores latentes promedios es adecuado en la mayoría de los casos. Note que cuando las gráficas de entalpía son usadas, los puntos 7 y 8 deben ser calculados a la temperatura promedio (en vez de a las condiciones de entrada o salida) para evitar duplicar la porción de la carga de calor sensible.


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6.3.3

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Gradiente de temperatura Después de calcular las cargas de calor por zona, se puede estimar el promedio prorrateado de la DTML (∆tew). Esto se hace calculando el DTML para cada zona y después prorrateando el DTML de acuerdo a la cantidad de calor transferido en la zona. La ecuación convencional es como sigue: Dt ew +

Q q dh Dtdh

)

q ds Dt ds

)

q sc Dt sc

Ec. (1)

Para la definición de símbolos, ver la nomenclatura. Todo ∆t de cada zona se corrige para el flujo en contracorriente, multiplicando éste por Fn, el cual se calcula usando las temperaturas terminales de la zona. Este uso de Fn no está teóricamente comprobado, pero está justificado por conveniencia, para asegurar que se especifiquen suficientes pasos en la carcaza para satisfacer la temperatura de cruce del diseño. El uso de esta ecuación para el prorrateo de ∆t es estrictamente una convención industrial. Esta dá el valor verdadero de ∆tew sólo cuando el coeficiente es constante a través de todo el condensador y esta condición, por supuesto, casi nunca se mantiene. Pero, debido a que la ecuación ha sido adoptada por la gran mayoría, el uso de otro método para prorratear ∆t puede crear confusión para los suplidores de intercambiadores. Actualmente, ∆tew no entra en el diseño de condensadores y su valor no es de real importancia. El diseño está basado en la sumatoria de las áreas de las zonas, las cuales son calculadas con los t individuales de cada zona. El ∆tew total se estima sólo para reportar un Uo total promedio. 6.3.4

Coeficiente de transferencia de calor Condensación en el lado de la carcaza. Desde el punto de vista analítico, un condensador es un equipo extremadamente complejo. No existe un planteamiento teórico, el cual prediga satisfactoriamente los efectos del gran número de variables involucradas. La aproximación usada en este manual no es un análisis teórico, si no un intento empírico que considera varios fenómenos que ocurren simultáneamente en un condensador. Esta aproximación envuelve los mecanismos siguientes: 1.

El vapor es enfriado por convección forzada.

2.

El líquido es enfriado por “goteo” de tubo a tubo.

3.

El líquido es enfriado por convección forzada en el fondo de la carcaza.

4.

Condensación.


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En cada zona del condensador, se calcula un coeficiente de transferencia para cada uno de los mecanismos. El coeficiente de transferencia de cada zona es entonces evaluado por prorrateo y promedio de los coeficientes individuales: h zona +

Q zona q1 hi

) ...

q4 h4

Ec. (2)

(Los subscritos se refieren a los mecanismos previamente mencionados). El coeficiente total de la zona es entonces calculado con la ecuación usual de resistencia: 1 + 1 ) r ) r ) r ) R o W io io U zona U zona

Ec. (3)

y el área de: h zona +

Qzona U zona Dtzona

Ec. (4)

El área total del condensador es simplemente la suma de las áreas de las zonas. Para calcular los coeficientes del enfriamiento de vapor y el enfriamiento de líquido “Flujo de Fondo” se debe usar la cantidad promedio de vapor y líquido en la zona. El coeficiente de “enfriamiento por goteo” se toma como 1.5 veces el coeficiente de condensación. Se supone arbitrariamente que la mitad de la carga de calor en el enfriamiento del líquido es absorbida por “enfriamiento por goteo” y la otra mitad por “flujo de fondo” (para zonas con todo el vapor entrando). Para intercambio entre el efluente de un desulfurador y su alimentación y otros servicios similares donde exista un pico en la curva T–Q de las dos corrientes, cada carcaza del arreglo final debe ser verificada gráficamente para el cruce de temperatura (ejemplo, grafique la temperatura del lado de la carcaza y del lado del tubo vs. las curvas de la carga en un solo gráfico y compare las temperaturas de entrada vs. salida de cada carcaza). Si ocurre un cruce de temperatura, el área de la carcaza o el número de carcazas se debe ajustar para remover el cruce. Para todo lo relacionado con cálculos rigurosos, consultar la subsección 6.7 para cálculos manuales, y la 6.8 para cálculos computarizados. Condensación en el lado del tubo La condensación dentro de los tubos es poco usada en la industria. Por lo tanto, poco se sabe acerca de los coeficientes de transferencia en tal servicio. En general, los coeficientes son más bajos que para la condensación en el lado de la carcaza.




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Si el condensador es de forma vertical, el análisis de Nusselt es sin duda tan válido dentro de los tubos como fuera de ellos. Pero, en el caso usual, tal como un condensador con aletas, la unidad estaría horizontal. Esto tiende a llenar parte de la sección transversal de los tubos con condensado, interfiriendo con parte del área de condensación. Este mecanismo está completamente fuera del trabajo de Nusselt. Para todo lo relacionado con cálculos rigurosos, consultar la subsección 6.7 para cálculos manuales, y la 6.8 para cálculos computarizados. 6.3.5

Caida de presión La caída de presión en condensadores es una variación compleja de flujo en dos fases que no a podido ser analizada teóricamente de manera satisfactoria. Sin embargo, los datos son flexibles para correlacionar y tales correlaciones son reportadas frecuentemente en la literatura. Para todo lo relacionado con cálculos rigurosos, consultar la subsección 6.7 para cálculos manuales, y la 6.8 para cálculos computarizados.

6.4

Consideraciones especiales de diseño para condensadores sin tambor Cuando se diseñan condensadores sin tambor, se deben seguir los criterios de diseño dados a continuación: 1.

La superficie del condensador debe ser 110% de la superficie requerida para condensar de esta manera la superficie que normalmente está cubierta por líquido.

2.

El condensador debe estar equipado con una ventilación de 50 mm (2 pulg) ubicada tan cerca como sea posible del extremo de salida del líquido.

3.

Una bota para la separación del líquido y vapor debe ser colocada a la salida del condensador. Botas hasta de 350 mm (14 pulg) de diámetro deben ser dimensionadas para una velocidad del líquido de 0.3 m/s (1 pie/s). La velocidad en botas de 400 mm (16 pulg) y más debe ser limitada a 0.45 m/s (1.5 pie/s). La bota debe tener una longitud de 0.9 a 1.5 m (3 a 5 pie).

4.

La carcaza del condensador debe estar equipada con una ventana manométrica que cubra el diámetro entero de la carcaza y la bota.

5.

El condensador debe ser elevado lo suficiente para satisfacer los requerimientos de NPSH de la bomba con la bota del condensador vacía. De cualquier manera, el fondo de la carcaza del condensador debe tener un mínimo de 6 m (20 pie) por encima del nivel del piso.

6.

En la bota del condensador se debe instalar un deflector antivórtice.

7.

El condensador debe estar ubicado con su extremo de la toma de líquido en el lado de la bomba de la estructura. Toda la tubería de succión de la bomba




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debe estar inclinada hacia abajo en dirección a la bomba. Los tubos horizontales en la succión de la bomba deben estar inclinados por lo menos 167 mm por m (2 pulg por 100 pie). 8.

Las líneas de succión de la bomba, hasta e incluyendo 80 mm (3 pulg) de diámetro, no deben tener una velocidad del líquido en exceso de 0.45 m/s (1.5 pie/s). Las líneas de 100 a 200 mm (4 a 8 pulg) deben estar limitadas a 0.68 m/s (2.25 pie/s). Para un diámetro de 250 mm (10 pulg) y mas grande, la velocidad del líquido no debe exceder 1.06 m/s (3.5 pie/s).

9.

Las bombas deben ser de servicio pesado.

10. Las bombas deben estar equipadas con una línea de recirculación para retornar corrientes aguas arriba del condensador. La línea de recirculación debe estar equipada con una válvula de bloqueo y un orificio de restricción dimensionado para 25% de la capacidad normal de la bomba.

6.5

Criterios de selección para condensadores Una gran variedad de configuración de condensadores ha sido utilizado en los procesos industriales, tal como se planteó en la subsección 6.1, y la selección del tipo de condensador adecuado a un caso específico no es facil. La definición, en términos generales, de un criterio de selección se dificulta dada la complejidad del problema. Naturalmente la experiencia del diseñador es un importante factor y no es posible reemplazarlo por un criterio generalizado. En esta subsección se presenta un proceso de selección en término de una serie de preguntas que se presentan a continuación. 1.

¿Tipo de medio de enfriamiento? .– Siempre que sea posible es aconsejable utilizar el calor desprendido en la condensación dentro del proceso, para calentar otra corriente. En ultimo caso este debe ser enviado hacía el medio circundante vía una corriente de servicio.

2.

¿Disponibilidad del agua de enfriamiento a bajo costo ?.– En la ausencia de un suministro económico de agua se debe usar enfriadores de aire como condensadores.

3.

¿Uso de intercambiadores de placa? .– Estas unidades son usualmente mas baratas que otras, dado su construcción modular, pero no son recomendables para usar con material tóxico o inflamable o en servicios de vapores a baja presión, dada su alta caida de presión.

4.

¿Vapores condensados, sucios y/o corrosivos?.– Si la respuesta es positiva se debe considerar el uso de condensadores de contacto directo. En caso contrario, las unidades de tubo y carcaza son normalmente la mejor opción, y en servicios de vapores a baja presión o medio de enfriamiento a alta presión, es preferible que la condensación ocurra en la carcaza.



6.6



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5.

¿Condensación total de una mezcla de multicomponentes?.–Para este servicio no son recomendables los condensadores de contacto directo.

6.

¿Se requiere para una operación de reflujo?.– Si la respuesta es si, el tipo de unidad mas adecuada es el condensador de reflujo de tubo vertical.

7.

¿Orientación requerida?.– En general los condensadores verticales son preferidos desde el punto de vista de la transferencia de calor, pero los condensadores horizontales son mas comunmente usados, por razones de diseño de planta.

Consideraciones de diseño para condensadores de tope en columnas de destilación al vacío Debido a que la mayor parte de la carga de calor en condensadores de tope de columnas de destilación al vacío es por condensación del vapor deagua, hay que considerar lo siguiente:

6.7

1.

Use un coeficiente de transferencia de 738 W/m2°C (130 BTU/hpie2°F). (Los valores entre 625 y 738 W/m2°C (110 a 130 BTU/hpie2°F) han sido usados en diseños pasados).

2.

Para calcular la diferencia efectiva de temperatura, use la temperatura de rocío del vapor en vez de la temperatura de rocío del hidrocarburo como la temperatura de entrada de la zona.

3.

Diseñe para una caída de presión de 0.4 a 1.6 kPa (3 a 12 mm Hg). La caída de presión debe ser estimada basada en la mitad de la caída de presión calculada usando las condiciones del vapor entrando. (Diseños anteriores han usado frecuentemente flujo dividido, carcazas TEMA tipo J con segmento doble, disco modificado y corona, los deflectores a/o cerca del máximo espaciado de deflectores para obtener valores bajos de caída de presión).

4.

Estime la caída de presión de la boquilla basado en la pérdida de tres cargas de cabezal de velocidad para las boquillas de entrada y salida.

Método manual de diseño Para refrescar conocimientos básicos se recomienda consultar el Documento PDVSA–MDP–05–E–01 (Intercambiadores de calor: principios básicos), en especial las subseccciones 4.6, 4.7, 4.8 y la sección 5. El procedimiento de cálculo manual a usar, se presenta en detalle en el manual de diseño del HTRI, sección D, subsección D4, con los siguientes temas cubiertos:

ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ D4.1 D4.2

Introducción al diseño de condensadores. Condensadores verticales con condensación en el lado de los tubos.





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ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ D4.3 D4.4 D4.5 D4.6 D4.7

Condensadores horizontales con condensación en el lado de los tubos. Condensadores horizontales con condensación en el lado de la carcaza, con tubos simples. Condensadores verticales con condensación en el lado de la carcaza, con tubos simples. Condensadores horizontales con condensación en el lado de la carcaza, con tubos aleteados. Consideraciones especiales de diseño


6.8

Método computarizado de diseño Dado que los programas de HTRI son el procedimiento computarizado oficial de cálculo para PDVSA y sus filiales, remitimos al lector al programa “CST–2”, el cual diseña condensadores de tubo y carcaza y evalúa el desempeño para aquellos geométricamente especificados. Se pueden iniciar cálculos autotizados usando el programa “HEXTRAN” (Ver documento PDVSA–MDP–05–E–01), de la companía “SIMSI”. Remitimos al lector al manual del programa HEXTRAN para mejores detalles.


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REVISION

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ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ NOMENCLATURA

A’ A Azona B DTML

= = = = =

hzona

=

Fn K

= =

Q qdh

= =

qds

=

qsc

=

NL NV SF Uc

= = = =

Uo

=

Y

=

Dtdh

=

Dtds

=

Dtew

=

Dtsc

=

1 + Y (K–1) Area total del intercambiador Area por zona del intercambiador Velocidad del producto de fondo Diferencia de temperatura media logarítmica Coeficiente de transferencia de calor por zona Factor de corrección del DMTL Constante de equilibrio del componente clave liviano Total de la carga de calor transferido Carga de calor transferido en la zona de desrecalentamiento Carga de calor transferido en la zona de condensación de hidrocarburo Carga de calor transferido en la zona de condensación de vapor de agua Velocidad líquido del último plato Velocidad del vapor del rehervidor Fracción de la etapa teórica Coeficiente total limpio de transferencia de calor Coeficiente total de servicio de la transferencia de calor Fracción molar vaporizada en el rehervidor Diferencia de temperatura media logarítmica en la zona de desrecalentamiento Diferencia de temperatura media logarítmica en la zona de condensación de hidrocarburo Diferencia de temperatura media logarítimica efectiva ajustada Diferencia de temperatura media logarítmica en la zona de condensación de vapor

En unidades SI


m2 m2 kgmol/s °C

pie2 pie2 lbmol/hr °F

W/m2 °C

BTU/hpie 2 °F

W W

BTU/h BTU/h

W

BTU/h

W

BTU/h

kgmol/s kgmol/s

lbmol/hr lbmol/hr

C

BTU/hpie 2 °F BTU/hpie 2 °F

W/m2 °C

°C

°F

°C

°F

°C

°F

°C

°F



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APENDICE Figura Figura Figura Figura

1 2 3 4

Tipos de rehervidores Componentes de un rehervidor tipo marmita Dimensionamiento de rehervidores tipo marmita Curva tipica de desprendimiento de calor (T–Q)



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REHERVIDORES DE UN SOLO PASO

LIQUIDO DE FONDO REHERVIDOR

PLATO DE FONDO

PRODUCTO

Fig 1. TIPOS DE REHERVIDORES


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FIG 1. TIPOS DE REHERVIDORES (CONT.)

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ REHERVIDORES VERTICALES DE TERMOSIFON

1.

VENTAJAS Mas baratos (Normalmente)

2.

El lado de proceso es fácil de limpiar.

3.

Area compacta de planta para construcción

4.

Se soporta fácilmente

5.

DESVENTAJAS Se requiere elevación de la torre para la circulación. Muy sensitivo a fluctuaciones operativas

2.

Requiere un cabezal constante de líquido de alimentación

3.

La torre requiere deflectores internos para aproximarse a un plato teórico

4.

Se debe limitar a un 50% la vaporización máxima. Sin

Bajo tiempo de residencia en el lado del proceso

(tendencia a ser menos sucio)

6.

1.

embargo, un % más bajo permite una mejor operación

Buen control (Vía válvula en la línea de alimentación)

5.

Alta temperatura de salida para materiales de amplio

rango de ebullición REHERVIDORES HORIZONTALES DE TERMOSIFON

1.

VENTAJAS El lado que calienta es fácil de limpiar

1.

DESVENTAJAS Requiere más área de planta para construcción

2.

Requiere menos elevación de la torre que en un

2.

La tubería para el vapor generado puede ser

termosifón vertical

complicada (tubos de 5 y 6m de largo –16 y 20 pies–,

3.

Bajo tiempo de residencia en el lado del proceso

4.

Buen control (Vía válvula en la línea de alimentación).

Menos sensitivos a fluctuaciones operativas que los termosifones verticales

requieren dos salidas de vapor)

3.

El lado del proceso es difícil de limpiar

4.

% de vaporización máxima

5.

La torre requiere deflectores internos para aproximarse a un plato teórico

6.

Alta temperatura de salida para materiales de amplio

rango de ebullición REHERVIDORES DE UN SOLO PASO (VERTICAL U HORIZONTAL)

1.

VENTAJAS Las mismas que los anteriores

1.

DESVENTAJAS Las mismas que los anteriores

2.

Equivalente a un plato teórico

2.

Columna debe elevarse más para proporcional

3.

Temperatura del producto de fondo se mantiene lo

cabezal de líquido necesario para operar el termosifón.

más baja posible

4.

Fondo de la columna totalmente utilizable para

3.

Peligro de una vaporización excesiva por paso (Alto ensuciamiento)

4.

Diseño de tubería de circulación es crítico

5.

Puede fugar material hacia el plato superior al de

volumen de retención de líquido

fondo, si falla el sello


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FIG 1. TIPOS DE REHERVIDORES (CONT.)

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ REHERVIDORES DE MARMITA

1.

VENTAJAS Permite una gran vaporización de la carga (80% para alimentación normal y 100% para alimentaciones

limpias)

2.

Internos sencillos en la torre

3.

Temperatura del producto de fondo se mantiene lo más baja posible

4.

Equivalente a un plato teórico

5.

Requiere la más baja elevación de la torre

6.

1.

DESVENTAJAS Construcción costosa del intercambiador

2.

Baja acumulación de producto de fondo en la torre

3.

Alta acumulación de fluído de proceso (sucio) en el equipo

4.

Lado del proceso difícil de limpiar

5.

Tiende a acumular sedimentos

6.

Requiere mayor área de planta para construcción

Vertedero mantiene nivel constante de líquido sobre

los tubos

REHERVIDORES INTERNOS O INCRUSTADOS

1.

VENTAJAS Las del rehervidor de marmita, más:

1.

DESVENTAJAS Limitación en la longitud del haz

2.

Ahorra costos por que no se requiere carcaza, ni

2.

Brida grande en la columna

3.

Lado del proceso difícil de limpiar

4.

Uso impráctico en columnas de diámetro pequeño

tubería de circulación

3.

No necesita área de planta

5. Gran tendencia a formar incrustaciones REHERVIDORES DE BOMBEO DIRECTO

1.

VENTAJAS Usualmente es mejor para servicios viscosos ó sucios

2.

Control total del flujo de circulación

3.

Capaz de alto caudal de circulación

4.

El mejor para altos requerimientos de superficie

5.

Operabilidad a muy bajos caudales

6.

Puede usar intercambiadores con tubos estándar, y

tubería más pequeña, comparado con los de circulación natural.

1.

DESVENTAJAS Costos de bombeo

2.

Requiere elevar más la torre para satisfacer el NPSH de la bomba




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Fig 2. COMPONENTES DE UN REHERVIDOR TIPO MARMITA




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Fig 3. DIMENSIONAMIENTO DE UN REHERVIDOR TIPO MARMITA

SERVICIO

3.




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Fig 4. CURVA TIPICA DE DESPRENDIMIENTO DE CALOR (T–Q)


PDVSA N°

MDP–05–E–03

0

AGO.95

REV.

FECHA

APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO PARA ENFRIADORES POR AIRE


PAG. REV. APROB.

APROB. APROB. FECHA

ESPECIALISTAS



TRANFERENCIA DE CALOR PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO PARA ENFRIADORES POR AIRE Indice manual

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FECHA

0

AGO.95


Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3


4

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6

Configuración de los enfriadores de aire . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Métodos de control . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Disposición de los enfriadores de aire . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consideraciones mecánicas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consideraciones de proceso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Información requerida para especificaciones de diseño . . . . . . . . . . . . . .

4 7 9 10 11 15

5 METODOLOGIA DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

16

5.1 5.2

Método manual de cálculo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Método automatizado de cálculo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

16 17

6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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7 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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Tabla 1 Tabla 2 Tabla 3 Tabla 4 Figura Figura Figura Figura Figura

1 2 3 4 5


6a 6b 7 8

Figura 9 Figura 10

Coeficientes típicos de transferencia de calor para enfriadores de aire . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21 Temperatura de diseño del aire entrando . . . . . . . . . . . . . . . . . . 22 Propiedades geométricas de los tubos aleteados normalmente suministrados . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24 Número de tubos por haz para tubos aleteados estirados por presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27 Enfriador típico de aire . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29 Configuraciones típicas de enfriadores de aire . . . . . . . . . . . . . 30 Tipo de tubos aleteados usados en enfriadores de aire . . . . . . 31 Diseños típicos de cabezales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32 Unidad típica de tiro inducido con sistema automático de recirculación de aire caliente . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 33 Hoja de datos para enfriadores de aire (Unidades SI) . . . . . . . 34 Hoja de datos para enfriadores de aire (Unidades inglesas) . . 35 Nomograma DTML . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 36 Factor de corrección del DTML para enfriadores de flujo transversal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37 Propiedades físicas del aire . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 41 Corrección de altitud para la densidad del aire . . . . . . . . . . . . . 42



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OBJETIVO El objetivo de este documento es proveer al ingeniero de proceso y diseño con una herramienta de cálculo manual para el dimensionamiento preliminar de Enfriadores de Aire y evaluación de diseños de vendedores. El tema “Intercambiadores de Calor”, dentro del área de “transferencia de Calor”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA–MDP– Descripción del Documento 05–E–01 05–E–02

Intercambiadores de Calor: principios básicos. Intercambiadores de Calor: procedimientos de diseño para intercambiadores de tubo y carcaza (Incluye vaporización, condensación, calor sensible). 05–E–03 Intercambiadores de Calor: procedimiento de diseño para enfriadores de aire. (Este documento) 05–E–04 Intercambiadores de Calor: procedimiento de diseño para intercambiadores de doble tubo. 05–E–05 Intercambiadores de Calor: procedimiento de diseño para servicios criogénicos. Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Intercambiadores de Calor”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, son una actualización de la Prácticas de Diseño “Intercambiadores de Calor”, presentadas en la versión de Junio de 1986 del MDP (Sección 9), modificadas para hacer mención del uso de información y programas de HTRI.

2

ALCANCE Este documento presenta métodos para estimación de superficies de enfriamiento de aire, área de construcción y requerimientos de potencia. Los procedimientos están dirigidos a ser usados para determinar la rentabilidad económica entre enfriadores de aire vs. enfriadores de agua, o para chequear ofertas propuestas por contratistas, etc. Se presentan consideraciones de diseño y guías para determinar una configuración óptima de un enfriador de aire. La aplicación y selección de enfriadores de aire está discutida en la brevemente Sección 4.5 del documento PDVSA–MDP–05–E–01. Los requerimientos mecánicos están cubiertos en el documento PDVSA–MID–EC–201–PR, con información adicional en el estándar API 661: “Air Cooled Heat Exchangers For General Refinery Services”.


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TRANFERENCIA DE CALOR PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO PARA ENFRIADORES POR AIRE

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REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso (versión 1986) Vol I, Sección 1 ”Consideraciones Económicas de Diseño”. Vol I, Sección 2 ”Temperatura de diseño, presión de diseño y clasificación de bridas”. Vol VI, Subsección 9I ”Intercambiadores de calor: Enfriadores por Aire” Vol VII y VIII, Sección 12 ”Instrumentación y Control Vol VIII y IX, Sección 15 ”Seguridad en el diseño de plantas” Vol IX, Sección 16 ”Aislamiento Térmico”. Manual de Diseño de Proceso PDVSA–MDP–05–E–01, Intercambiadores de calor: principios básicos. PDVSA–MDP–05–E–02, Intercambiadores de calor: procedimiento de diseño para intercambiadores de tubo y carcaza. Manual de Ingeniería de Diseño PDVSA–MID–EC–201–PR, Equipo para Intercambio de Calor : Enfriador de Aire PDVSA–MID–L–TP–2.1, Intercambiadores de Calor Requisición, Análisis de Ofertas y detalles de Compra Otras Referencias API Standard 661 Air–cooled Heat Exchangers for General Refinery Services. Gardner, K.A. and Carnavos, P.I., “Thermal Resistance in Finned Tubing”, Trans. ASME, Paper No 59–A–135 (August, 1959) Hewitt, G. F.; Shires, G. L. and Bott T. R.; Process Heat Transfer; First Edition; CRC Press, Inc. (1993) Kays, W.M. and London, A.L.; Compact Heat Exchanger; Second Edition; McGraw Hill (1964) McKetta, J. J.; Heat Exchanger; First Edition; Marcel Dekker, Inc. (1991) Robinson, K.K. and Briggs, D.E., “Pressure Drop of Air Flowing Accross Triangular Pitch Banks of Tubes”, A.I.CH.E. Preprint 20, Eighth National Heat Transfer Conference A.I.Ch.E–ASME, Los Angeles, California (August, 1965).



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Configuración de los enfriadores de aire En un enfriador de aire el fluido a ser enfriado fluye por el interior de un haz de tubos aleteados, mientras que el aire fluye sobre la superficie exterior de los tubos con un patrón de flujo transversal. El flujo de aire puede ser producido por tiro natural en una chimenea o torre o por un ventilador. Varias configuraciones de flujo son usadas, conjuntamente con un amplio rango de diseño de aletas. En esta subsección se presenta una descripción de estas unidades.

4.1.1

Generalidades Con el propósito de familiarizar al ingeniero con la terminología asociada a este tipo de unidades, a continuación se presenta la definición de los cuatro términos mas usados en este tema: 1.

Haz de Tubo: Conjunto de cabezales, tubos y armazón. También se le llama una “sección”.

2.

Bay: Uno o más haces de tubo servidos por uno o más ventiladores incluyendo la estructura, el pleno y otros equipos presentes.

3.

Unidad: Uno o más haces de tubo en uno o más bays para un servicio único.

4.

Banco: Uno o más bays incluyendo una o más unidades arregladas en una estructura continua.

Los enfriadores de aire usualmente están compuestos de haces rectangulares que contienen varias filas de tubos en un espaciado triangular. (Ver las Figuras 1. y 2.). La transferencia de calor generalmente es en contracorriente, el fluido caliente entra por la parte de arriba del haz y el aire fluye verticalmente hacia arriba a través del haz. Los haces pueden ser fabricados tan anchos como 3.6 m (12 pie) y profundidades de 8 filas. Usualmente las dimensiones máximas son impuestas por los requerimientos de transporte. La longitud de tubo más común en los proyectos de IPPCN es de 9 m (30 pie), sin embargo, los haces estándar vienen disponibles en longitudes de 2.40, 3.05, 4.60, 6.10, 7.30, 10.40 y 12.20 metros (8, 10, 15, 20, 24, 34 y 40 pies). Los haces pueden estar superpuestos, colocados en paralelo, o en serie para un servicio específico. También, varios servicios pequeños pueden ser combinados en un bay. En general, mientras el tubo sea más largo y el número de filas de tubos mayor, el costo de la superficie, en base a unidad de área, es menor.



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Tipo de ventiladores y tamaños Dos clasificaciones generales de ventiladores de aire son: (1) tiro forzado, donde el aire es empujado a través del haz del tubo y (2) tiro inducido donde el aire es halado a través del haz (Ver la Figura 2.). Las ventajas de cada tipo se presentan a continuación. Estas deben ser cuidadosamente balanceadas antes de decidir en la selección de la unidad.

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Ventajas del tiro forzado

Ventajas del tiro inducido

1. Generalmente requieren menos 1. Generalmente requieren menos caballos de fuerza para una caballos de fuerza para una elevaelevación de temperatura en el aire ción de temperatura en el aire menor mayor que 28°C (50°F). que 28°C (50°F). 2. Adaptables para invierno, esquema 2. Menos recirculación de aire caliente de recirculación para el punto de y la velocidad del aire de escape es fluidez o congelación. aproximadamente 2 1/2 veces la del tiro forzado. 3. Los equipos mecánicos están más 3. Ofrece protección para el haz contra accesibles para el mantenimiento. la intemperie (lluvia, nieve, granizo, etc.). También se protege el haz del calor solar y el enfriamiento repentino por lluvia. 4. Requiere menos soporte estructural. 4. Más apropiados para casos con pequeñas temperaturas de acercamiento; entre el aire de entrada y el fluido de salida. 5. Ningún equipo mecánico está 5. Transfiere más el calor por convecexpuesto al aire caliente de escape. ción natural con los ventiladores apaEl tiro inducido limita la temperatura gados debido al efecto de superposiel aire de salida a aproximadamente ción. 120°C (250°F).

En la selección del tipo de ventilador a usarse deben considerarse las siguientes recomendaciones: 1.

Las unidades de tiro inducido deben ser usadas siempre que la recirculación de aire caliente sea un problema potencial.

2.

Las unidades de tiro forzado deben ser usadas siempre que el diseño requiera protección por fluidos o congelación, o acondicionamiento para el invierno (este último requerimiento no es aplicable en Venezuela dadas las condiciones climáticas de país). Sin embargo, de ser tomada en cuenta la posible recirculación en el verano en el dimensionamiento de los ventiladores para minimizar el efecto de congelación.




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Los tamaños usuales de ventiladores van de un rango de 1.2 a 5.5 m (4 a 18 pie) de diámetro, a pesar de que el diámetro mayor disponible es de 9 m (30 pie). Esto da un margen de libertad bastante aceptable en el arreglo de los haces. El tamaño máximo del diámetro del espaciado de ventiladores es de 4.2 m (14 pie) y el mínimo es de 1.8 m (6 pie). La única restricción en los tamaños permitidos de ventiladores esta dado por el requerimiento de que cada enfriador de aire sea servicio por dos o más ventiladores alineados en la dirección de la longitud de los tubos. Esto es para asegurar enfriamiento temporal adecuado en caso de que un ventilador se dañe. 4.1.3

Tubos Los tubos en los enfriadores de aire pueden contener aletas hasta de 16 mm (5/8 pulg) de altura o sin aletas, dependiendo del servicio. El espacio entre aletas, de dos materiales (las aletas de diferente material que el tubo) dependiendo del servicio. Las aletas pueden ser forzadas sobre el tubo, incrustadas, revestidas en cortes canalizados de espirales o solamente revestidas alrededor del tubo. (Ver la Figura 3.). Las aletas pueden ser dentadas o planas. El uso de tuberías elípticas aleteadas pueden ser aprobadas por el ingeniero propietario. Y ha sido usada exitosamente en Europa. Actualmente existen pocos datos sobre las tuberías elípticas y el valor relativo de éstas está por ser determinado. El diámetro mínimo aceptable del tubo es 25 mm (1 pulg). Las mismas limitaciones de velocidad en el lado del tubo que aplican para intercambiadores de tubo y aplican carcaza (Subsección 4.7 de documento PDVSA–MDP–05–E–01), también para enfriadores de aire. El material del tubo, la corrosión permitida, etc., están cubiertos en el documento PDVSA–MID–EC–201–PR. Las aletas incrustadas se permiten con temperaturas de diseño hasta de 400º C (750º F), las aletas forzadas hasta 260º C (500º F), las aletas con pie en tensión 150º C (300º F) y las aletas con pegado de canto hasta de 120º C (250º F), pero son prohibidas en servicios donde se condensa el vapor de agua. La necesidad de superficies extendidas (altura y densidad de la aleta) va a depender del servicio específico. Algunas reglas generales son: 1.

Si el coeficiente total de transferencia de calor (basado en el área superficial del tubo descubierto) es mayor que 114 W/m2°C (20 BTU/hpie2°F) o si la viscosidad del fluido es menor que 0.01 Pa.s (se usan aletas más altas (16 mm (0.625 pulg)).

2.

Si el coeficiente total está entre 85 y 115 W/m2°C (15 y 20 BTU/hpie2°C), o si la viscosidad del fluido están en el rango de 0.01 a 0.02 Pa.s (10 y 25 cP), se usan tamaños intermedios de aletas (8 mm (0.3125 pulg)).

3.

i el coeficiente total está por debajo de 85 W/m2°C (15 BTU/hpie2°F) o si la viscosidad del fluido es mayor que 0.025 Pa.s (25 cP), no se usan aletas.


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4.1.4

Cabezales En la Figura 4. están ilustrados ejemplos de tipos de cabezales comúnmente usados en enfriadores de aire. La mayoría de todas las unidades de servicio usan el cabezal tipo tapón –un diseño de un recipiente usando tapones en un extremo de cada tubo (Ver Figura 4.), permitiendo así el acceso a cada hueco de tubo para limpiarlo y laminarlo. Un segundo tipo, el cabezal con placa de cubierta, sustituye los tapones de tubos y la lámina de tapones por una placa de cubierta con bridas. Los cabezales con placa de cubierta son usados con presiones moderadas (hasta 2100 kPa (300 psi)) y servicios alto ensuciamiento. Una modificación del diseño de placa de cubierta es el tipo sombrerete, usando la construcción de una mitad del extremo de un tubo en vez de una placa plana con las juntas de cierre en la última placa de tubo. Para un servicio con presiones altas (hasta 42000 kPa (6000 psi)) un cabezal tipo colector de tubos es usado.

4.1.5

Armazón Tipo A El tipo de haz para armazones tipo A puede ser usado para satisfacer restricciones del área de construcción (Figura 2.). Este diseño se adapta a las unidades montadas en el techo. El requerimiento de área de construcción para un armazón tipo A es aproximadamente la mitad del de un haz convencional. El diseño puede ser orientado como un armazón tipo A, uno tipo V o uno tipo “pétalo de flor”. La mayor desventaja es que el diseño de armazón tipo A es bastante susceptible a los problemas de recirculación. A menos que la posibilidad de problemas de recirculación sea mínima, es recomendable que se usen arreglos planos de haces.

4.2

Métodos de control Existen varios métodos para controlar enfriadores de aire. El control puede ser logrado en el lado del proceso o en el lado del aire, o en los dos. Los métodos disponibles son: A.

B.

Lado del proceso 1.

El control usando arreglos de haces en paralelo donde los haces se pueden sacar fuera de servicio.

2.

Desvío del fluido de proceso (automático o manual)

Lado del aire 1.

Ventiladores múltiples: En una instalación de ventiladores múltiples los ventiladores pueden ser arreglados de tal manera que se puedan prender y apagar individualmente. Cuando se requiera menos enfriamiento, algunos de los ventiladores pueden ser apagados manual o automáticamente. Este es el control típico usado en enfriadores. Tiene la ventaja de tener respuesta rápida y a su vez ahorra el costo de potencia cuando los motores se apagan. La desventaja se presenta en que éste provee sólo control por pasos y, por consiguiente, no se puede obtener el control cerrado.



2.


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Velocidad variable: El flujo de aire puede ser incrementado o disminuido variando la velocidad de los ventiladores. Esto se puede lograr por: a.

Una turbina de vapor de agua con control de variación de velocidad, donde el vapor de agua de bajo costo está disponible y la unidad está ubicada en un área contra explosión. División I.

b.

Impulsor de fluido con un motor de velocidad fija.

c.

Impulsor hidráulico donde los motores hidráulicos operan de una fuente central de fluido hidráulico.

d.

Impulsores banda en V de velocidad ajustable

e.

Motores de dos velocidades, que proveen un mejor control que los ventiladores múltiples, control ON–OFF, pero éste sigue siendo una operación “por pasos”. Todos los impulsores con velocidad variable proveen buen control continuo. Sin embargo, éstos tienen la desventaja de ser costosos. En el caso de un impulsor hidráulico, existe equipo adicional que necesita mantenimiento (sellos, etc.). Los vendedores no recomiendan usar impulsores de velocidad variable, pero suplirían éstos a requisito del cliente.

3.

Rejillas (persianas) montadas en la parte de arriba de la unidad: Existen tres tipos de rejillas –rejillas de hoja paralela, de hoja opuesta y de acción progresiva. De las tres, las de hojas opuestas son las más atractivas porque permiten mejor control del flujo de aire que las rejillas paralelas y no presentan problemas de fugas o escapes como los hacen las rejillas de acción progresiva. El costo de las rejillas de hojas opuestas es un poco mayor que las rejillas de hojas paralelas, pero algo menos que el costo de las rejillas de acción progresiva. Adicionalmente, las de hojas opuestas permiten que la descarga de aire sea vertical, lo cual debe ayudar a combatir la recirculación del aire. Las hojas de rejillas hechas de aluminio y estiradas por presión deben ser usadas para aumentar la resistencia, mientras que el armazón de las rejillas debe ser de acero. Las rejillas pueden ser controladas automática o manualmente. Los controles automáticos aumentan el costo inicial de 10 a 30%. Es importante observar que algunas refinerías nacionales, por ejemplo Lagoven, S. A., recomiendan evitar este tipo de control.

4.

Sistemas de rejillas de recirculación: Adicionalmente a las rejillas montadas arriba de la unidad, un bay entero puede ser encerrado con un sistema ducto–rejilla si los requerimientos de proceso exigen la necesidad de recirculación de aire caliente. Un esquema típico de adaptamiento para el invierno se enseña en la Figura 5. Cuando las rejillas de descarga cierran,




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se abren las rejillas del lado del desvío y permite al aire caliente de descarga recircular sobre el lado del haz. El cierre simultáneo de las rejillas de entrada sellan la unidad la cual opera entonces con un sistema cerrado de aire caliente. La temperatura ambiente determina el grado de cierre de las rejillas de toma y descarga para mantener una temperatura predeterminada de la mezcla. 5.

El espaciado variable de los ventiladores (automático o manual) ( variable pitch fans) : Excepto por los ventiladores con un diámetro por debajo de 1.2 m (4 pie), todos los ventiladores tienen el espaciado manualmente ajustable. Donde se requiera un control cerrado de temperatura de proceso (~1 °C (~2 °F)), se debe especificar un espaciado auto–variable de ventiladores. Las características del control con respuesta rápida para los ventiladores A/V son continuamente efectivas, desde el flujo mínimo hasta el máximo debido a que sólo se utiliza la cantidad requerida de aire. Esto resulta en ahorros de potencia. El gasto extra de inversión por cada ventilador A/V y el posicionado es cerca de los $1000.oo.

6.

Es importante observar que algunas refinerías nacionales, por ejemplo Lagoven, S. A., prefieren este tipo de control.

La selección de un sistema de control requiere la consideración de muchas variables. Por ejemplo, la gran ventaja de las rejillas es que éstas protegen el haz en unidades de tiro forzado, mientras que permiten un control moderado. La gran desventaja de las rejillas es que el control de la temperatura de salida del proceso no se puede obtener con una precisión, mayor a 3 °C (5 °F), debido a las pobres características de control cuando éstas están completamente abiertas o cerradas. También, las rejillas tienden a presentar bastantes problemas de escape. El control cerrado de la temperatura de salida del proceso (~1 °C (2 °F)) puede ser obtenido con espaciado auto–variable de ventiladores. Sin embargo, en el caso de unidades de tiro forzado en áreas de lluvias, los ventiladores A/V empujan menos aire durante la lluvia lo que permite que la lluvia choque en la parte de arriba del haz. La selección final de un sistema de control dependerá de su ubicación y servicio específico además se debe considerar si éste a de ser continuo o temporal. Para información adicional sobre técnicas de control de enfriadores de aire, etc., ver el documento PDVSA–MDP–(Pendiente: Ver MDP, versión 1986, sección12).

4.3

Disposición de los enfriadores de aire Algunas guías generales para el diseño de arreglos de enfriadores de aire son:

4.3.1

Orientación con respecto a la dirección del viento Debido a que la recirculación del aire caliente puede reducir el rendimiento de los enfriadores de aire, se debe tener cuidado en la selección de la ubicación y




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orientación de los enfriadores de aire deben, éstos deben estar paralelamente alineados con la dirección predominante del viento. En el caso de un banco único, esto retarda la recirculación de aire caliente sobre un lado. Para bancos múltiples se retarda el arrastre de aire caliente en las unidades ubicadas vientos abajo. Para minimizar la cantidad de aire caliente arrastrado dentro de las unidades ubicadas vientos abajo, éstas deben ser colocadas a elevaciones iguales o a una elevación decreciente. También, aquellas unidades con el requisito más frío en la temperatura de salida deban colocarse vientos arriba. Estas usualmente son las más susceptibles a ser afectadas por la recirculación de aire caliente y usualmente emiten temperaturas de salida de aire más frías. 4.3.2

Servicios combinados Usualmente, es económicamente ventajoso combinar los servicios que requieran haces pequeños en una estructura común. Al hacer esto se debe tener mucho cuidado en la ubicación de cada haz debido a la mala distribución de aire en el cuerpo del enfriador. Los haces de servicios críticos y/o los haces más pequeños deben ser colocados en el centro de la unidad donde la distribución del aire es buena. Se debe prestar atención al sobredimensionamiento de los haces colocados en los extremos los cuales pueden estar sujetos a la falta de aire. Los haces nunca deben atravesar o estar entre bays. También, el sistema independiente de rejillas debe ser ilustrado para obtener controles individuales de cada servicio si el tipo de control por rejilla es específico.

4.4

Consideraciones mecánicas La configuración actual de enfriadores de aire para un servicio dado está basado en un número de consideraciones. Las más importantes de éstas son: 1.

La economía de la superficie vs. los caballos de fuerza requeridos por el ventilador.

2.

Consideraciones de proceso, tales como ∆P permitida, características del fluido (punto de congelamiento, viscosidad, etc.) y condiciones climatológicas ( por ejemplo, la corrosividad del medio ambiente).

3.

Tipos de ventiladores, tamaños y limitaciones de presión estática (profundidad máxima del haz para un requerimiento dado del aire).

4.

Area de construcción disponible.

5.

Consideraciones mecánicas, tales como expansión térmica y soportes estructurales.

6.

Estandarización de tubos, partes de repuesto, etc.



4.4.1


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Superficie vs. Potencia La economía de la superficie vs. la potencia del ventilador es una relación simple. Las variables significativas en este respecto son: el nivel de enfriamiento y el flujo total de transferencia de calor. Estas variables determinan la cantidad relativa de aire requerido, para una carga de calor dada. Si la cantidad de aire por unidad de carga de calor es comparativamente baja, la superficie puede ser superpuesta y el aire bombeado es relativamente alto por unidad de carga de calor, la superficie debe ser provista con menos profundidad y extendida en bombear una pequeña cantidad de aire en contra de una alta presión estática; mientras que en el último caso, una gran cantidad de aire es bombeado en contra una menor presión estática. La caída máxima de presión estática suplida por los ventiladores para los enfriadores de aire es 0.175 kPa (0.7 pulg H2O). Sin embargo, la mayoría de los ventiladores operan cerca de una presión estática de 0.125 kPa (5 pulg H2O).

4.4.2

Efecto de la configuración de los tubos en la operación La selección de la configuración depende de los requerimientos de diseño. Sin embargo hay restricciones impuestas por la velocidad del fluido, por ejemplo, la velocidad del liquido en los tubos debe ser lo suficientemente grande para evitar la depósición de partículas y limitar el ensuciamiento o formación de incrustaciones. Una velocidad del liquido mayor de 1 m/s (3 pie/s) es recomendable. La velocidad del aire debe ser tal que el ventilador es capaz de vencer las perdidas de presión asociadas; lo cual usualmente se traduce en una velocidad de aproximación del aire en el rango de 2 a 4 m/s ( 6 a 13 pie/s). El número de filas es también un factor que afecta el rendimiento térmico de la unidad. Por ejemplo, en la medida en que el número de filas se incrementa, el rendimiento térmico mejora y, en consecuencia, mas bajas temperaturas de salida del fluido son alcanzadas. Sin embargo la caída de presión en ambos lados del enfriador (del aire y del fluido enfriandose) es , a groso modo, proporcional al número de filas. También hay una reducción en la diferencia de temperatura efectiva en la medida que se aumenta el número de filas. Usualmente este número se encuentra en el rango de 4 a 8.

4.5

Consideraciones de proceso Las consideraciones de proceso, tales como el ∆P permitido y las propiedades del fluido afectan el número de pasos de tubo por haz y el arreglo del haz (en serie o en paralelo). Cualquier número razonable de pasos de tubo puede ser obtenido en un haz de un enfriador de aire y las mismas limitaciones de velocidad en el lado del tubo presentadas en la Subsección 4.7 del documento PDVSA–MDP–05–E–01 aplican para Enfriadores de Aire. Existen, sin embargo, ciertas consideraciones exclusivas para enfriadores de aire, las cuales deben ser tomadas en cuenta para el diseño total de la unidad. Estas consideraciones se presentan en las subsecciónes 4.5.1 al 4.5.5, a continuación.



4.5.1


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Temperatura de diseño del aire de entrada La selección de la máxima temperatura de diseño del aire entrando es de suma importancia. La máxima temperatura de entrada para diseño debe ser determinada por aquella temperatura igual o excedente en 1 a 2 1/2% de las horas totales anuales, basado en una historia de por lo menos 5 años. Para tomar en cuenta una posible recirculación, un mínimo de 3 °C (5 °F) debe ser añadido a este valor. En el caso de una pequeña temperatura de aproximación puede ser ventajoso estimar la máxima temperatura como el promedio de las máximas temperaturas mensuales de los meses mas calientes del año, o añada 6 °C (10°F) o más para recirculación. La temperatura de diseño mínima de aire entrando, necesaria para dimensionar los accionadores de los ventiladores y para determinar los posibles servicios de adaptamiento al invierno o al punto de congelación deben ser seleccionados en base a comparación. La máxima y mínima temperatura del aire entrando en varias localidades de una refinería se muestran en la Tabla 5.

4.5.2

Servicios con alto punto de fluidez El problema básico en este tipo de servicio (Alto punto de fluidez/viscosidad alta) es prevenir que el fluido se “asiente” en los tubos con bajas velocidades del flujo y/o bajas temperatura del aire ambiental. Para tales servicios (ejemplo, alambique de tubos de fondos), las recomendaciones siguientes deben ser consideradas en el diseño. 1.

Normalmente, el enfriador de aire debe ser diseñado con tubos descubiertos en vez de tubos con aletas para proveer una temperatura de pared mayor para un coeficiente interno de transferencia de calor dado. El costo total no es mayormente afectado, porque el coeficiente interno es lo suficientemente bajo para no disminuir la eficiencia de las tuberías aleteadas. Sin embargo, algunas veces puede ser necesario el uso de tubos aleteados para obtener un arreglo de flujo que provea suficiente caída de presión.

2.

La caída de presión a través de los tubos debe ser maximizada. Esto resulta en un coeficiente de transferencia de calor más alto y, por consiguiente, una temperatura de pared más alta. También, permite un arreglo de haces en serie y con esto se tiende a eliminar los problemas de distribución del flujo asociados con los arreglos en paralelo.

3.

Se deben poner serpentines de vapor ubicados debajo de la unidad para calentar el aire que entra durante las operaciones de arranque e interrupción. También, dependiendo de la severidad del punto fluidez, usar vapor puede ser necesario en las operaciones invernales intermitentes o continuas.

4.

El control del flujo de aire debe ser provisto por el uso de las rejillas y/o el espaciado variable de los ventiladores. El tipo de control de flujo de aire será especificado en base al problema individual.



4.5.3


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5.

Se deben tomar previsiones para que los haces se puedan sacar de servicio durante operaciones de baja velocidad de flujo instalando conexiones para un desvío y para desagüe del haz.

6.

La unidad puede ser diseñada con flujo en contracorriente o para convertirse de flujo en contrancorriente a flujo corriente. El último puede ser alcanzado con un arreglo transformable de tubo o con un espaciado variable de ventiladores para la operación en un ángulo negativo.

Recirculación del aire caliente La recirculación de aire caliente es el fenómeno donde el aire caliente que sale es recirculado con la corriente de aire fresco entrando, al mezclarse se eleva la temperatura de entrada del aire. Esto puede ocurrir alrededor de una sola unidad o entre las corrientes de aire adyacentes a las unidades. Los problemas asociados con la recirculación de aire caliente son el efecto directo de un pobre diseño de enfriador y ubicación. La distancia mínima permitida entre los enfriadores de aire y otros equipos de proceso viene dada en en el documento PDVSA–MDP–(Pendiente: Ver MDP versión 1986, subsección 15G). Estos, sin embargo, están basados en los requisitos de seguridad y deben ser incrementados si la recirculación posee un problema potencial. Otras recomendaciones para combatir la recirculación de aire caliente son: 1.

Usando ventiladores de tiro forzado, los cuales fuerzan el aire hacia fuera del haz.

2.

Deflectores y/o una chimenea arriba del haz en una unidad de tiro forzado (o ventilador sobre una unidad tiro inducido) también direcciona el aire lejos del haz.

3.

Secciones de humidificación o lavadores de aire: Si la ubicación geográfica es tal que la humedad relativa es baja la mayor parte del año, una sección de humidificación puede ser instalada debajo de la unidad. Esto, en efecto, humedece el aire de entrada por debajo de su temperatura de bulbo húmedo, la cual puede ser de 6 a 12 °C (10 a 20 °F) más fría que la del ambiente. Sin embargo, se debe tener cuidado para asegurarse que el aire entrando en el haz de tubo esté seco.

4.

Armazón tipo A, armazón tipo V y arreglos de haz vertical no deben ser usados si la recirculación es un problema potencial.

5.

El rocío de agua no es recomendable para aliviar problemas existentes de recirculación de aire caliente excepto como una solución temporal. Si el haz es rociado directamente, problemas con la conexión tubo–aleta, los problemas de ensuciamiento y de corrosión pueden ser severos. La severidad dependerá de las condiciones de operación, la cantidad de tiempo que se rocíe y la calidad del agua usada. Los vendedores han mencionado




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que sí el rocío de agua es usado continuamente por períodos mayores de una semana, es posible que el enfriador de aire se descomponga en cuestión de meses. El efecto del agua en el equipo y las estructuras ubicadas debajo y cerca del enfriador de aire también debe ser considerada. 4.5.4

Elevación Las consideraciones de proceso también pueden fijar la elevación de enfriadores de aire. Frecuentemente, la ubicación del tambor de destilación de una columna fraccionadora fija la elevación del condensador de tope. Si las consideraciones de proceso es lo que rige, la elevación debe ser suficiente para proveer un área periférica alrededor de la base de la unidad, por lo menos igual a 1.5 veces el área de la cara de la misma. Tipos de ventiladores, tuberías, etc. fueron discutidos en la subsección 4.1.

4.5.5

Diseño para climas fríos Aunque Venezuela no tiene los problemas debidos a las estaciones climatólogicas como el clima frío, es interesante observar que existen consideraciones adicionales para diseñar unidades que operarán en regiones que tienen esta problemática. El grado de adaptamiento al invierno necesario para un intercambiador se puede clasificar en tres categorías; a saber : Categoría 1 – Sin problemas de congelación Categoría 2 – Sin problemas de congelación durante la operación pero problemas potenciales de congelamiento en arranques e interrupciones invernales. Categoría 3 – Problemas potenciales de congelación durante operaciones invernales normales. Las reglas básicas para discriminar entre la categoría 2 y 3 todavía están por ser establecidas. Sin embargo, una posible base es el porcentaje de agua contenida en la corriente de proceso. En vista de las recomendaciones específicas para cualquier ubicación dada, las siguientes guías generales han sido establecidas: 1.

Todos los enfriadores de aire para los cuales se pueda requerir adaptabilidad para el invierno deben ser unidades de tiro forzado con rejillas en la parte de arriba. Sin embargo, debido a que las unidades de tiro forzado son más susceptibles a problemas de recirculación en el verano, una consideración simultáneamente debe ser dada a esto cuando se determine la temperatura máxima de diseño del aire entrando. Una posibilidad es añadir 6°C (10°F) a la temperatura máxima de diseño para tomar en cuenta la posibilidad de recirculación.





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2.

Para los casos donde pueda existir la posibilidad de problemas de congelamiento en un arranque o una interrupción invernal, el enfriador debe ser diseñado, desde un principio, con serpentines de vapor. Esto implica dejar un espacio en el pleno y permitir un incremento de caída de presión en el diseño del ventilador.

3.

Las temperaturas de salida del proceso deben ser controladas, por lo menos, con un espaciado auto–variable de ventilador por bay. En el caso de bays sencillos con sólo un ventilador A/V, el espaciado de ventilador de ajuste manual (EAM) debe ser accionado por un motor de dos velocidades. La base de esto es: en la reducción de carga de calor cuando el actuador del A/V llega a su límite más bajo, parar un ventilador de velocidad única sería un cambio demasiado grande. En este caso, el control del ventilador A/V va a estar variando entre las condiciones de un espaciado completo con el espaciado del ventilador de ajuste manual apagado y un espaciado mínimo con el espaciado de ventilador de ajuste manual prendido. En las unidades de bays múltiples, el número de espaciados de ventiladores con ajuste manual divide los pasos incrementales de tal manera que los ventiladores A/V no deben girar.

4.

Los esquemas de la recirculación externa deben ser, si es posible, orientados para la recirculación de lado. Esto permite una mejor distribución de la temperatura de recirculación en el pleno que un esquema de recirculación terminal.

5.

Las rejillas de recirculación para los esquemas externos deben estar orientadas horizontalmente. Esto permite una mejor mezcla del aire recirculando con el aire fresco entrando, que si se tuvieran las rejillas verticales.

6.

Todos los cabezales de categoría 2 y 3 deben estar trazados con vapor y/o cubiertos con aislamiento.

7.

Para tomar en cuenta la mala distribución en el pleno, la temperatura de diseño de la cámara del pleno debe ser fijada para asegurar 0°C (32°F) en su punto más frío. Esto es función del tamaño del mismo, la ubicación del bay y la temperatura mínima de diseño del aire.

Un esquema típico de adaptamiento al invierno usando un sistema automático de recirculación de aire caliente es ilustrado en la Figura 5.

4.6

Información requerida para especificaciones de diseño La información siguiente, adicionalmente a los requisitos enlistados en la hoja de especificación de enfriadores de aire (Figura 6. ), debe ser provista: 1.

Condiciones del lado del aire



2.

3.

4.

5


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a.

Lluvia, nieve, intensidad del granizado, frecuencia y duración.

b.

La dirección predominante del viento, frecuencia e intensidad.

Condiciones del lado del proceso a.

Protección contra el invierno, en aquellas localidades donde aplique. Las condiciones climatológicas de Venezuela no requieren esta protección.

b.

Cualquier variación planeada en el flujo de alimentación o composición la cual pueda afectar las propiedades del fluido, tales como la viscosidad, etc., o la caída de presión permisible.

Requisitos generales a.

Elevación de la unidad (si no en el nivel del piso).

b.

Orientación de la unidad con respecto a la dirección predominante del viento.

c.

Descripción general de cualquier otro tipo de unidades o edificios dentro de un radio de 30 m (100 pie) del enfriador de aire (se prefiere el plano de la planta, si se dispone de éste).

Información del suplidor a.

Los arreglos de flujo recomendados a 25, 50, 75 y 100% de la alimentación de diseño y las temperaturas mínimas del ambiente.

b.

Los arreglos recomendados de ventiladores y el ángulo a fijar de las hojas de éstos para cada una de las condiciones operacionales descritas arriba.

METODOLOGIA DE DISEÑO 5.1

Método manual de cálculo Para refrescar conocimientos básicos se recomienda consultar el Documento PDVSA–MDP–05–E–01 (Intercambiadores de calor: principios básicos), en especial las subseccciones 4.6, 4.7, 4.8 y la sección 5. El procedimiento para estimación manual de Enfriadores de Aire se presenta, en la subsección D6.2 del manual de diseño del HTRI. Debido a que en el manual de diseño de HTRI los procedimientos están lo suficientemente bien explicados, no se presentará dicha información aquí, por lo cual se le recomienda al lector consultar dicha bibliografía, que está disponible a nivel corporativo.



5.2


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Método automatizado de cálculo Dado que los programas de HTRI son el procedimiento automatizado oficial de cálculo para PDVSA y sus filiales, remitimos al lector al programa ”ACE–2”, el cual evalúa el desempeño de enfriadores de aire geométricamente especificados. Debido a que este programa requiere de una geometría especificada de equipo, hay que hacer una estimación manual para poder usarlo.


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ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ NOMENCLATURA A Af Ai Am

= = = =

Af Ap Ar Au di dE DEf Dr

= = = = = = = =

Fi

=

H L NT SF SL

= = = = =

SR ST

= =

tf

=

T1

=

T2

=

tmin

=

t1 t2 Y

= = =

Area del intercambiador Area de las aletas solamente Area interna del tubo Area del metal de la pared del tubo transversal a la dirección del flujo Area total externa del tubo Area proyectada de las aletas del tubo Area externa del tubo descubierto Area del tubo sin aletas Diámetro interno del tubo Diámetro externo del tubo Diámetro de aleta externa Diámetro del tubo, en la base de las aletas Factores cuyo valor depende de las unidades usadas (Ver tabla al final) Altura de la aleta Longitud del tubo Número de tubos por intercambiador Espaciado de aletas Distancia de centro a centro de un tubo en una fila al tubo más cerca de la fila transversal mas próxima Espacio entre dos filas de tubo Espaciado transversal = distancia de centro a centro de un tubo a otro en una fila transversal Temperatura del aire en el ventilador; igual a t2 para tiro inducido, t1 para tiro forzado Temperatura de entrada del fluido de proceso Temperatura de salida del fluido de proceso Temperatura mínima de diseño del aire entrando Temperatura de entrada del aire Temperatura de salida del aire Espesor promedio de la aleta

m2 m2/m m2/m m2/m

pie2 pie2/pie pie2/pie pie2/pie

m2/m m2/m m2/m m2/m mm mm mm mm

pie2/pie pie2/pie pie2/pie pie2/pie pulg pulg pulg pulg

mm

pulg

mm m

pulg pie

mm mm

pulg pulg

mm mm

pulg pulg

°C

°F

°C

°F

°C

°F

°C

°F

°C °C mm

°F °F pulg


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ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ F16

=

Tabla 3

En unidades SI


103

12



7


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APENDICE Tabla 1 Tabla 2 Tabla 3 Tabla 4 Figura Figura Figura Figura Figura

1 2 3 4 5


6a 6b 7 8

Figura 9 Figura 10

Coeficientes típicos de transferencia de calor para enfriadores de aire Temperatura de diseño del aire entrando Propiedades geométricas de los tubos aleteados normalmente suministrados Número de tubos por haz para tubos aleteados estirados por presión Enfriador típico de aire Configuraciones típicas de enfriadores de aire Tipo de tubos aleteados usados en enfriadores de aire Diseños típicos de cabezales Unidad típica de tiro inducido con sistema automático de recirculación de aire caliente Hoja de datos para enfriadores de aire (Unidades SI) Hoja de datos para enfriadores de aire (Unidades inglesas) Nomograma DTML Factor de corrección del DTML para enfriadores de flujo transversal Propiedades físicas del aire Corrección de altitud para la densidad del aire




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TABLA 1. COEFICIENTES TIPICOS DE TRANSFERENCIA DE CALOR PARA ENFRIADORES DE AIRE

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Coeficiente total de tubos con aletas Uo, W/m2 °C(1) Referido a

Tipo de superficie del tubo:

sin aletas

con aletas

SERVICIOS DE CONDENSACION

Reactivador de aminas Amoníaco Freon 12 Nafta pesada Gasolina liviana Hidrocarburos livianos Nafta liviana Efluentes de reactor – reformadores, hidrofinadores, hidroreformadores Vapor Livianos del fraccionador – nafta liviana, vapor y gas no–condensable

510–570 570–680 340–455 340–400 425–510 455–540 400–455 340–455

30–34 34–40 20–27 20–23 24–30 23–32 23–27 20–27

740–795 340–400

40–47 15–23

57 115 170–285 455–510 170–230 285–340

~3.4 ~6.8 9.7–14 27–30 5.7–13 11–20

400–510

20–30

680–740 115–170 400–480 340–400 425–540 400–480 595–680 57–115 28–57 285–425 115–285

34–43 6.8–10 20–26 17–23 23–32 20–26 35–40 3.4–5.7 1.7–3.4 14–17 5.7–11

SERVICIOS DE ENFRIADO DE GAS(2)

Aire o gas de combustión @ 350 kPa man (∆P = 7 kPa) Aire o gas de combustión @ 700 kPa man (∆P = 14 kPa) Aire o gas de combustión @ 700 kPa man (∆P = 35 kPa) Corriente de reactor de amoníaco Gases de hidrocarburos @ 105–350 kPa man (∆P = 7 kPa) Gases de hidrocarburos @ 350–1750 kPa man (∆P = 14 kPa) Gases de hidrocarburos @ 1750–10000 kPa man (∆P = 35 kPa)

SERVICIOS DE ENFRIADO DE LIQUIDOS

Agua de enfriamiento de motores Aceite combustible residual Líquidos de hidroreformadores y de Powerformer Gasóleo liviano Hidrocarburos livianos Nafta liviana Agua de proceso Residuo Brea Gasóleo pesado Aceite lubricante NOTA:

(1) Para convertir de W/m2 °C a BTU/hpie2 °F, divida entre 5.678263 (2) Para convertir de kPa a psi, divida entre 6.894757.


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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ TABLA 2. TEMPERATURA DE DISEÑO DE AIRE ENTRANDO(1) Localidad

Anaco Amuay

Bajo Grande Barinas Cardón Caripito Cartagena Curazao El Palito El Chaure José Jusepin Lago de Maracaibo La Salina Morón Morichal Norte de Monagas Puerto La Cruz Quiriquiri San Lorenzo San Roque Santa Ana Santa Rita Tucupita

Máx. bulbo seco, ºC (2,5)

Min. bulbo seco, ºC (3,5)

32 para enfriadores/41 para condensadores

21




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ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ TABLA 2 (CONT.)

NOTAS: (1) Los valores ilustrados deben ser usados sólo para estimaciones. Para trabajo de Especificación de Diseño, los valores deben verificados con los datos meteorológicos actuales. (2) Los valores ilustrados no incluyen tolerancia para la recirculación, un mínimo de 3°C debe ser sumado a estos vapores por recirculación. Sin embargo, la tolerancia exacta depende de la localización y la naturaleza del servicio crítico. (3) Para dimensionamiento de motor. (4) Los servicios críticos están definidos como los servicios donde las torres u operaciones de proceso son difíciles de operar y controlar, si la temperatura del aire excede la temperatura de diseño de aire por más de dos horas. (5) Para convertir de °C a °F, use: °F = 9/5 °C + 32


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TABLA 3. PROPIEDADES GEOMETRICAS DE LOS TUBOS ALETEADOS NORMALMENTE SUMINISTRADOS

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Tubos con Aletas Incrustadas(1)

Dimensión

Diámetro externo del revestimiento de acero(1) DE, mm Diámetro del tubo a la base de la aleta (diámetro de raíz) (1) Dr, mm Diámetro interno del tubo(1) Di, mm Diámetro externo(1) Def, mm Altura de la aleta por encima del tubo(1) H, mm Espesor promedio de la aleta (1) Y, mm Espacio entre aletas(1) N Area del tubo en la base de las aletas(2) Ar, m2/m Area interna de los tubos(2) Ai, m2/m Area total externa del tubo(2) AE, m2/m Area del tubo sin aletas(2) Au, m2/m Area de aleta solamente Af, m2/m

Aletas de

Aletas de

12 mm (1/2 pulg)

16 mm (5/8 pulg)

Tubos con Aletas Extrudadas(2) Revestimiento Revestimiento de de 25 mm (1 pulg) 38 mm (1 1/2 pulg) 25

38

25.40

25.40

28.70

41.40

19.30

19.30

21.20

33.88

50.80

57.1

57.15

69.85

12.7

15.88

14.22

14.22

0.36 2.3

0.41 2.31

0.48 3.18

0.48 3.18

0.0799

0.0799

0.0902

0.130

0.0607

0.0607

0.0688

0.107

1.406

1.878

1.314

1.707

0.0677

0.0658

0.765

0.110

1.338

1.812

1.237

1.597





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Página 25

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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ TABLA 3 (CONT.)

Tubos con Aletas Incrustadas(3)

Dimensión

Aletas de

Aletas de

12 mm (1/2 pulg)

16 mm (5/8 pulg)

Tubos con Aletas Extrudadas (4) Revestimiento Revestimiento de de 25 mm (1 pulg) 38 mm (1 1/2 pulg)

Area proyectada de las aletas del tubo(2) Ap, 0.0293 0.0310 m2/m Distancia entre tubos en la misma fila(2) ST, mm 53.98 66.68 Distancia entre tubos adyacentes en filas diferentes(1) SL, mm 53.19 59.54 Espacio entre filas(1) SR, mm 45.34 49.35 Relación entre el diámetro de la aleta y el diámetro del tubo(1) 2.0 2.25 DEf/Dr Factor de Corrección del haz, transferencia de calor (1) FBH, mm 139.4 134.4 Factor de corrección del haz, caída de presión 0.496 0.433 FBP, Relación entre el área total y el área del haz 23.4 25.4 RSF, NOTAS: (1) Para convertir mm en pulg, divida entre 25.4 (2) Para convertir m2/m a pie2/pie, divida entre 0.3048 (3) Aletas de aluminio en forma de espiral e incrustadas en canales en (4) Aletas troqueladas en aluminio sobre tubos de acero

0.0330

0.0458

60.33

73.02

60.33

73.02

52.27

63.25

2.0

1.7

144.3

246.4

0.502

0.591

21.4

22.4

el tubo de acero


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TABLA 3 (CONT.)

Af +

p S F F16

ȡD2 – D2rȣȣ ) ȧ Ef ȧȦ Ȣ 2 ȤȤ

ȡ ȥYDEf Ȣ

ǒ

A u + ǒp D r ń F16Ǔ 1 – Y SF

Ǔ

A NT L

AE + Af ) Au + A i + pd i ń F16 A r + pD r ń F16 Ap +

ǒ

Ǔ

D r ) 2HY SF

1 F 16

A m + ǒA r ) A iǓ ń 2 SR +

ǸS2L – ǒS2T ń 4Ǔ

F BH + D r

ǒ Ǔ ǒ Ǔ ǒ Ǔ ǒ Ǔ ǒ Ǔ DEf Y

Dr F BP + C ST donde:

0.3

0.927

Dr D Ef

ST SL

0.45

D Ef SF

0.515

C = 1.0 aletas sencillas 1.2 aletas dentadas

0.17

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TABLA 4. NUMERO DE TUBOS POR HAZ PARA TUBOS ALETEADOS ESTIRADOS POR PRESION

TUBO




TABLA 4 (CONT.)

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Fig 1. ENFRIADOR TIPICO DE AIRE


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Fig 2. CONFIGURACIONES TIPICAS DE ENFRIADORES DE AIRE




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Fig 3. TIPOS DE TUBOS ALETEADOS USADOS EN ENFRIADORES DE AIRE




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Fig 4. DISEÑOS TIPICOS DE CABEZALES


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I

a.

REJILLA MANUALES DE TOMA

Fig 5. UNIDAD TIPICA DE TIRO INDUCIDO CON SISTEMA AUTOMATICO DE RECIRCULACION DE AIRE CALIENTE





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Fig 6.A HOJA DE DATOS PARA ENFRIADORES DE AIRE (UNIDADES SI)

Planta






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Fig 6.B HOJA DE DATOS PARA ENFRIADORES DE AIRE (UNIDADES INGLESAS)

Area Planta

No. Dibujo

Peso–Haz de tubos

Embarque




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Fig 7. MONOGRAMA DTML


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Fig 8. FACTOR DE CORRECION DE DTML PARA FLUJO TRANSVERSAL




Fig 8. (CONT.)

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Fig 8. (CONT.)

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Fig 8. (CONT.)

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Fig 9. PROPIEDADES FISICAS DEL AIRE


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Fig 10. CORRECION DE ALTITUD PARA LA DENSIDAD DEL AIRE

PDVSA MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO TRANFERENCIA DE CALOR INTERCAMBIADORES DE CALOR

PDVSA N°

MDP–05–E–04

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REV.

FECHA

APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

PROCEDIMIENTO DE DISEÑO PARA INTERCAMBIADORES DE DOBLE TUBO


PAG. REV. APROB.

APROB. APROB. FECHA

ESPECIALISTAS



TRANSFERENCIA DE CALOR PROCEDIMIENTO DE DISEÑO PARA INTERCAMBIADORES DE DOBLE TUBO Indice manual

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2


3

4.1 4.2 4.3

Tipos de equipos y sus aplicaciones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ventajas de los intercambiadores de doble tubo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Efecto de aletas longitudinales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 4 5


6

5.1 5.2

Procedimiento de cálculo detallado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Cálculos automatizados . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

6 12

6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

13

7 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

17

Tabla 1 Tabla 2 Tabla 3 Figura 1 Figura 2 Figura 3 Figura 4 Figura 5 Figura 6

Datos físicos para secciones comunes de doble tubo . . . . . . . Constantes geométricas para secciones de doble tubo . . . . . . Constantes Ft para secciones de doble tubo . . . . . . . . . . . . . . . Componentes típicos de unidades de doble tubo . . . . . . . . . . . Coeficiente de transferencia de calor en los tubos . . . . . . . . . . Caída de presión por fricción a través de los tubos . . . . . . . . . Valor de la función térmica para hidrocarburos líquidos . . . . . . (K (N° Prandtl) 1/3) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Eficiencia de aletas longitudinales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

18 19 20 21 22 23 24 25 26


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TRANSFERENCIA DE CALOR PROCEDIMIENTO DE DISEÑO PARA INTERCAMBIADORES DE DOBLE TUBO

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OBJETIVO El objetivo de este documento es proveer al ingeniero de proceso y diseño con una herramienta de cálculo manual para el dimensionamiento de Intercambiadores de calor de doble tubo. El tema “Intercambiadores de Calor “, dentro del area de “Tranferencia de Calor “, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA–MDP– Descripción del Documento 05–E–01 05–E–02

Intercambiadores de Calor: Principios Básicos. Intercambiadores de Calor: Procedimientos de diseño para Intercambiadores de tubo y carcaza (Incluye vaporización, condensación, calor sensible). 05–E–03 Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseño para Enfriadores de Aire. 05–E–04 Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseño para Intercambiadores de doble tubo. (Este documento) 05–E–05 Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseño para Servicios Criogénicos. Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Intercambiadores de Calor”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, son una actualización de la Prácticas de Diseño “Intercambiadores de Calor”, presentadas en la versión de Junio de 1986 del MDP (Sección 9), modificadas para hacer mención del uso de información y programas de HTRI.

2

ALCANCE Este Documento presenta el procedimiento manual de diseño recomendado para fijar el tamaño de intercambiadores de doble tubo. Refiérase al documento PDVSA–MDP–05–E–01 para más información sobre unidades de doble tubo.

3

REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso (versión 1986) S Vol V, Subsección 9H “Intercambiadores de calor: Procedimiento de cálculo cuando no hay cambio de fase” Manual de Diseño de Proceso S PDVSA–MDP–05–E–01 “Intercambiadores de calor: principios básicos” Manual de Ingeniería de Diseño S PDVSA–MID–EA–202–PR, “Equipo para intercambio de calor de doble tubo”


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S PDVSA–MID–L–TP–2.1 “Intercambiadores de calor requisición, análisis de ofertas y detalles de compra” S PDVSA–MID–90617.1.041 “Guías de ingeniería para intercambiadores de calor de carcaza y tubos” Otras Referencias S Hewitt, G. F.; Shires, G. L. and Bott T. R.; Process Heat Transfer; First Edition; CRC Press, Inc. (1993). S Kern, D.Q., Process Heat Transfer, McGraw Hill, New York 1950 S McKetta, J. J.; Heat Exchanger; First Edition; Marcel Dekker, Inc. (1991). S Hagner, R.C., Petro/Chem Engineer, 27, August 1968 .

4


Tipos de equipos y sus aplicaciones Los intercambiadores de calor de doble tubo consisten en uno o más tubos dentro de una carcaza de tubo. Las unidades casi siempre consisten de dos tubos rectos conectados en un extremo en forma de U o de “gancho de pelo” (“hairpin”). A este montaje se le llama sección de doble tubo. A pesar de que algunas secciones de doble tubo tienen tubos sencillos, la mayoría tienen aletas longitudinales en el exterior del tubo interior. Las secciones de doble tubo están disponibles en todos los materiales comunes de construcción. También, los tubos, aletas y carcaza pueden ser de diferentes materiales. Sin embargo, debido a que las aletas normalmente están soldadas a los tubos, la aleta y el tubo deben ser de materiales compatibles. El uso de tubos aleteados en secciones de doble tubo normalmente es económico si el coeficiente anular de transferencia de calor es menor que el 75% del coeficiente interno del lado del tubo. Esta es una regla que puede tener excepciones. El punto en el cual empieza a ser o no económico es función del coeficiente anular de transferencia y el material de la aleta; éstos a su vez afectan la eficiencia de la aleta. La eficiencia de la aleta se incrementa con la disminución del coeficiente anular y el aumento de la conductividad térmica de la aleta. Adicionalmente, las aletas cortas tienen mayor eficiencia. Las secciones de doble tubo pueden ser combinadas en una variedad de arreglos en serie y/o en paralelo para proveer el área superficial requerida y mantenerse dentro de las limitaciones de caída de presión. Las secciones instaladas en serie normalmente están una sobre otra. Las conectadas en paralelo normalmente están una al lado de la otra; los arreglos instalados en combinación serie/paralelo están compuestos por secciones de lado a lado y una sobre otra.


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4.1.1

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Unidades de tubo sencillo Las secciones de doble tubo sencillo contienen un tubo interior o un tubo dentro de una carcaza de tubo. Existen en el mercado diferentes tamaños de carcazas de tubo, éstas van desde 50 a 100 mm (2 a 4 pulg). El tubo interior puede ser sencillo o con aletas longitudinales, éste viene en diámetros externos de 19 a 64 mm (3/4 a 2 1/2 pulg). Las aletas, de 16 a 48 por tubo, tienen una altura de 12.7 a 25.4 mm (1/2 a 1 pulg) y un espesor de 0.89 a 1.27 mm (35 a 50 mils). En servicios donde existen cambios de fase, las aletas frecuentemente contienen huecos, permitiendo así la redistribución de fluido a lo largo del tubo. Las secciones de tubo sencillo usualmente son económicamente justificables si la superficie del área equivalente es menor que 30 m2 (300 pie2) aproximadamente. Sin embargo, este criterio no puede ser usado firmemente debido a que el costo del sistema es función del servicio, materiales e instalación.

4.1.2

Unidades multiples Las secciones de doble tubo con tubos múltiples contienen de 7 a 64 tubos dentro de la carcaza del tubo externo. Los tubos pueden ser sencillos o con aletas longitudinales. Normalmente, sólo los tubos sencillos son usados en secciones con más de 19 tubos. Los tamaños de la carcaza de la sección de doble tubo varían de 100 a 400 mm (4 a 16 pulg). Los tubos internos vienen disponibles en diámetros externos de 15.9 a 25.4 mm (5/8 a 1 pulg). Las aletas de 12 a 20 por tubo, tienen nominalmente una altura de 6.4 mm (1/4 pulg) y un espesor de 0.89 mm (35 mil). Las secciones más comunes son aquellas que contienen 7 tubos. Sin embargo, la economía de estas secciones es difícil de definir debido al gran área superficial por sección. Una o dos secciones normalmente son más económicas que el área superficial equivalente en secciones de tubo sencillo. Pero si el servicio requiere porciones fraccionadas o tubos cortos en secciones múltiples, las secciones de tubo sencillo son más económicas. Las secciones que contengan más de 7 tubos por sección raramente son usadas debido a que tienen, para la mayoría de los servicios, ventajas económicas limitadas sobre otras secciones con menos tubos.

4.2

Ventajas de los intercambiadores de doble tubo Como se describió en la subsección 4.5.3 del documento PDVSA–MDP–05–E–01, el rango de aplicación de los intercambiadores de doble tubo es muy amplio. Estas unidades pueden ser diseñadas para operar a altas temperaturas y presiones y fabricadas como módulos estandares, resultando así relativamente económicos. Estas unidades son la forma mas simple de un intercambiador de calor, particularente ventajosas para aplicaciones de baja carga térmica. Con la adición




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de aletas mejoran la tranferencia de calor en el lado de la carcaza y pueden ser usadas como módulos de construcción en arreglos paralelo–serie y multitubos, cubriendo asi un amplio rango de los requerimientos de un proceso. 4.2.1

Simplicidad de construcción Para aplicaciones que requieren cargas calóricas relativamente bajas (por ejemplo, <1000 kW) y donde la transferencia de calor no representa un problema (por ejemplo intecambiadores líquido–líquido), estas unidades con tubos lisos resultan muy ventajosas dada su simplicidad de construcción.

4.2.2

Facilidad de mantenimiento El sello de los intercambiadores de doble tubo se logra mediante juntas bridadas y anillo de sello, lo cual permite separar el tubo interno y la carcaza para su limpieza, tanto con tubos lisos como con tubos aleteados.

4.2.3

Flujo en contracorriente Estas unidades permiten un patron de flujo completamente en contracorriente, donde el fluido frío puede ser calentado hasta temperaturas por encima de la temperatura de salida del fluido caliente. Esto elimina las restricciones impuesta por la temperatura de aproximación o la temperatura de cruce.

4.2.4

Factibilidad de tubos aleteados Estas unidades son particularmente adaptables a aquellas aplicaciones que requieren mejorar la tranferencia de calor mediante el uso de superficies extendidas en forma de aletas. Las aletas son usadas cuando el coeficiente de transferencia de calor en el lado de la carcaza (o ánulo) es muy bajo; usualmente, cuando el coeficiente para superficies no aleteadas es menor que la mitad al correspondiente en el lado de los tubos. Esta situación puede ocurrir cuando el fluido en el lado de la carcaza es un gas o un líquido de alta viscocidad.

4.2.5

Aplicacion en servicios de alta presión Para una carga calórica dada, una serie de intercambiadores de doble tubo requerirán diametros mucho menores que las unidades equivalentes de tubo y carcaza. Debido a ello, el espesor de pared de la carcaza es más pequeño y, para aplicaciones de alta presión, esto es un factor significativo en la determinación del costo e, inclusive, de su factibilidad.

4.3

Efecto de aletas longitudinales Como se ha mencionado previamente, en muchas aplicaciones de unidades de doble tubo, a la superficie externa del tubo central se le adicionan aletas longitudinales con el propósito de mejorar la transferencia de calor. Estas aletas tiene dos efectos principales:




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1.

Reducen el area transversal de flujo en el lado de la carcaza, lo cual resulta en cambio en el diametro hidraulico del ánulo y la aleta e incremento de la velocidad del fluido.

2.

Incrementan el area de transferencia.

El efecto neto del uso de aletas longitudinales es un incremento tanto de la transferencia de calor como de la caida de presión.

5


Procedimiento de cálculo manual detallado El procedimiento de cálculo siguiente está basado en flujos sin cambio de fase, tanto que en los tubos como en el espacio anular. Si el flujo cambia de fase en cualquiera de los lados (condensación o vaporización), siga el procedimiento de cálculo para el lado del tubo según el documento PDVSA–MDP–05–E–02, para evaluar el coeficiente de transferencia de calor y caída de presión. Cuando el cambio de fase ocurre en el espacio anular, use el diámetro equivalente, de, en vez de di y dE. La Tabla 1 contiene los parámetros geométricos más comunes disponibles en secciones de doble tubo. Los parámetros geométricos para las secciones no presentes en ésta, pueden ser calculados usando las ecuaciones en la Tabla 2. Paso 1.– Información Mínima Requerida De acuerdo con la guía general para diseño presentada en la subsección 5.3 de documento PDVSA–MDP–05–E–01, debe ubicarse la siguiente información: 1.

Información mínima de proceso: Fase y naturaleza del flujo: líquido, vapor, gas, bifásico, vapor de agua, agua, hidrocarburos, etc. Flujos totales (entrando y saliendo de la unidad, mínimo por un lado): másico o volumétrico, especificado por fase cuando se trata de flujo bifásico. Propiedades de los fluidos: calor específico, calor latente, conductividad térmica, viscosidad, peso molecular o gravedad específica o densidad. Condiciones de operación: temperatura y presión a la entrada y/o salida de la unidad Caidas de presión permisibles : máxima permitida en cada lado Factores de ensuciamiento: preferiblemente basados en experiencias operacionales. Condiciones de diseño: temperatura y presión en cada lado de la unidad.




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Características de los fluidos: corrosivas y/o tóxicas y/o inflamables. Existencia de ciclos térmicos: frecuencias de paradas y arranque, si es una operación por carga, etc. 2.

Información mecánica mínima : Materiales de construcción Espesor de pared por consideraciones de corrosión. Tolerancia por corrosión. Especificaciones, códigos y estándares. Tamaño o limitaciones de espacio.

3.

Especificaciones dadas por el cliente.

4.

Bases de diseño del proyecto.

Paso 2.–Criterios de diseño Verificar que se cumplan los criterios de diseño típicos para este tipo de unidades y servicios, los cuales se presentan en la sección 4. Otros criterios adicionales se encuentran en las subseccion 4.5 del documento PDVSA–MDP–05–E–01. Paso 3.– Carga calórica Determinar la carga calórica ( “duty” ) del intercambiador en base a los datos de proceso obtenidos en el paso 1. Paso 4.– Selección del tipo Se hace un estimado del tipo, tamaño, número y arreglo de las secciones. Pruebe primero con una carcaza de 75 mm (3 pulg). Cambie a una carcaza de 100 mm (4 pulg) con tubos de 65 mm (2 1/2 pulg) para reducir la velocidad anular. Las secciones pueden ser paralelas si se requiere. Paso 5.– Arreglo del flujo El fluido más viscoso usualmente pasa a través del espacio anular. El agua de enfriamiento normalmente pasa a través del lado del tubo. Paso 6.– Calcule las condiciones terminales y la diferencia de temperatura media logarítmica efectiva 1.

Determine las temperaturas siguientes: a.

La temperatura de entrada del fluido que va a ser enfriado, T1

b.

La temperatura de salida del fluido que va a ser enfriado, T2

c.

La temperatura de entrada del fluido que va a ser calentado, t1



2.


d.


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La temperatura de salida del fluido que va a ser calentado, t2

Determine la diferencia de temperatura media logarítmica, ∆tm Dt m +

ǒT 1–t2Ǔ–ǒT 2–t 1Ǔ Ec. (1)

ǒT –t Ǔ

ln ǒ 1 2Ǔ T2–t 1

Debido a que el flujo es en contracorriente (o en paralelo si se desea), el factor Fn de corrección no se aplica a ∆tm. Si una (o las dos) de las corrientes cambia de fase, y la temperatura de punto de rocío o del punto de ebullición está entre la temperatura de entrada y salida, diseñe el intercambiador como se indica en el documento PDVSA–MDP–05–E–02. Paso 7.– Calcule el coeficiente de transferencia de calor en el lado del tubo 1.

Calcule la velocidad en los tubos V + F6 +

2.

M m N T d 2i

Ec. (2)

Evalúe el coeficiente de transferencia de calor, hio

El coeficiente de transferencia de calor se determina igual que en intercambiadores de tubo y carcaza, excepto que los cálculos se basan en el diámetro interno del tubo. El valor de hi debe ser multiplicado por AI/AE para ponerlo en base al área externa. a.

Para agua:

ǒ Ǔ 0.7 1 + h + h A i + F9 (V) io i A 0.3 R io O ǒd iǓ ǒAEńAIǓ b.

ǒ

F 10 t t ) F 11 100

Ǔ

0.26

Ec (3)

Para otros fluidos: 1. Evalúe el Número de Reynolds: NRe +

ǒF 39Ǔ * d imV Z

2. Evalúe Yth de la Figura 1. 3. Evalúe K (cZ/k)1/3 de la Figura 3. o Figura 4.

Ec. (4)





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4. Evalúe hio: Z Ǔ ǒ Ǔ ǒZW

Y th 1 + h + h Ai + K CZ io i AE K R io ǒd iǓ ǒAEńAIǓ

1ń3

0.14

Ec (5)

Asuma (Z/ZW)0.14 igual a 1 hasta que la temperatura de la pared del tubo sea calculada 5. El factor de ensuciamiento en el lado del tubo: rio = ri (AE/Ai) donde ri es el factor de ensuciamiento, ver Tabla 5 del documento PDVSA–MDP–05–E–01. Paso 8.– Calcule la caída de presión en el lado del tubo 1.

Evalúe la caída de presión por fricción por pase de tubo, ∆Ptf: a.

Ytp de la Figura 3.

b.

Calcular mV2/F18 (Ec. 6)

c.

DP tf + Y tp Lńdi ǒmV 2ńF 18ǓǒZ wńZǓ

O

Ec. (6)

Ø = 0.14 para flujo turbulento (NRe > 2100) Ø = 0.25 para flujo laminar (NRe 2100) 2.

Evalúe la caída de presión por pase de tubo debido a los codos, entrada y salida, ∆Ptr: DP tr + 3ǒmv 2ńF18Ǔ

3.

Ec. (7)

Evalúe la caída de presión por sección, ∆Pts: DP ts + 2F t ǒDPtf ) DP trǓ

Ec. (8)

Para Ft, ver Tabla 3 Paso 9.– Calcule el coeficiente de transferencia de calor anular 1.

Evalúe la velocidad en el espacio anular V + MńmA A

2.

Ec. (9)

Evalúe el número de reynolds N Re +

F 39 de m V Z

Ec. (10)


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3.

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Evalúe el coeficiente anular, ho: a.

Yth de la Figura 2.

b.

K (CZ/k)1/3 de la Figura 4. ó Figura 5.

c.

Y 1ńR 0 + h 0 + th K CZ de k

ǒ Ǔ ǒ Ǔ 1ń3

Z Zw

0.14

Ec. (11)

Asuma (Z/Zw)0.14 igual a 1 hasta que la temperatura de la pared del tubo sea calculada. 4.

Factor de ensuciamiento anular, ro. ro es el factor de ensuciamiento, ver Tabla 5 del documento PDVSA–MDP–05–E–01.

Paso 10.– Calcule la caída de presión anular 1.

Evalúe la caída de presión por fricción por pase, ∆Ptf: N Re +

Ec. (12a)

b.

F 39 dȀe m V Z Ytp de la Figura 3.

c.

m V 2ńF 18

Ec. (12b)

a.

d.

DP tf + Y tp LńdȀe

ǒ Ǔǒ Ǔ mV2 F 18

ZW Z

O

Ec. (12c)

Ø = 0.14 para flujo turbulento (Nre > 2100) Ø = 0.25 para flujo laminar (Nre v 2100) 2.

Evalúe la caída de presión por pase debido a los codos, entradas y salidas, ∆Ptr DP tr + 3mV F 18

3.

2

Ec. (13)

Evalúe la caída de presión anular por sección, ∆Pas DP as + 2.4 ǒDP tf ) DP trǓ

Ec. (14)

Paso 11.– Calcule el coeficiente global de transferencia de calor 1.

Resistencia en la pared del tubo: r W + gńK W AE ǒPara los valores de g, ver Tabla 1Ǔ AI

Ec. (15)


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(Este valor de resistencia de pared es levemente conservador. La relación Af/AI puede ser sustituida por el cociente dado por el área externa y el área existente entre la mitad de di y dE. Sin embargo, esta diferencia no afecta apreciablemente el coeficiente global). 2.

Eficiencia ajustada de aleta La eficiencia de la aleta toma en consideración el hecho de que existe un gradiente de temperatura a través de la aleta, causando una reducción en la efectividad de la fuerza impulsora por diferencia de temperatura. a.

ha = 1/Ro+ro

b.

Evalúe el parámetro correlacionado a la eficiencia de la aleta: Hf

Ǹ

ha F 40 K f T f

c.

Eficiencia de la aleta, Ef, Figura 6.

d.

Use el cociente entre el área total de las aletas y el área superficial total externa, Af/AE, para obtener la eficiencia ajustada de la aleta, Ew: EW + Ef

3.

Ec. (16)

ǒ Ǔ ǒ

Ǔ

Af A ) 1– f AE AE

Ec. (17)

Coeficiente global, Uo a.

R t + R io ) r io ) r W ǒR o ) r 0ńE WǓ

Ec. (18a)

b.

U o + 1ńR t

Ec. (18b)

Paso 12.– Temperaturas de la Pared del Tubo 1.

Temperatura interna de la pared del tubo: t Wi + t t ) U 0 ǒR io ) r ioǓ ǒt s–t tǓ

2.

Ec. (19)

Temperatura externa de la pared del tubo: t WO + T S–UO ǒR 0 ) r 0ńEWǓ ǒt s–t tǓ

Ec. (20)

Devuélvase a los cálculos de los coeficientes de transferencia de calor para el lado de los tubos y el lado anular y corrija el efecto de viscosidad en la pared. Haga las correcciones necesarias en los cálculos del coeficiente global de transferencia de calor.




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Paso 13.– Número de secciones requeridas 1.

Area por sección, As

2.

Area total requerida, A: A + QńU 0 Dt m

3.

Ec. (21)

Número de secciones, Ns N S + AńA S

Ec. (22)

Paso 14.– Calcule la caída de presión total 1.

La caída de presión total en el lado de los tubos, ∆Pt DP t + N S DPts

2.

La caída de presión total en el espacio anular, ∆Ps DP S + N S DPas

5.2

Ec. (23)

Ec. (24)

Cálculos automatizados Debido a que HTRI no ofrece un programa para cálculos de transferencia de calor con doble tubo, se usará el programa “HEXTRANTM ” (SIMSCI), como procedimiento oficial automatizado para cálculos con doble tubo. Remitimos al lector al manual del programa“HEXTRANTM ”, sección 43 (“Doble pipe exchangers”). Es conveniente mencionar que el programa evalúa una configuración predeterminada (la cual podría definirse siguiendo lo indicado en 5.1), y permite flujo bifásico.


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NOMENCLATURA

ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ A AA Af

= = =

Ai

=

AE

=

As C

= =

de

=

d’e

=

di dE d2 EF Ew Fi

= = = = = =

Ft

=

Hf hio

=

ho

=

Kf

=

Kw

=

K

=

L l

= =

Area total del intercambiador Area de flujo en el espacio anular Area superficial de la aleta por unidad de longitud de tubo Area superficial interna por unidad de longitud de tubo Area superficial externa por unidad de longitud de tubo Area por sección Calor específico del fluido a la temperatura promedio de la masa Diámetro hidráulico para cálculos de transferencia de calor Diámetro hidráulico para cálculos de caída de presión Diámetro interno del tubo interior Diámetro externo del tubo interior Diámetro interno del tubo exterior Eficiencia de la aleta Eficiencia ajustada de la aleta Factor cuyo valor depende de las unidades usadas (Ver tabla al final) Factor de corrección de la caída de presión en el lado del tubo Altura de la aleta Coeficiente películar anular interno basado en el área externa Coeficiente pelicular anular

Conductividad térmica del material de la aleta, () Conductividad térmica de la pared del tubo Conductividad térmica del fluido a temperaturas térmicas Longitud de la sección de tubo Espesor de la pared del tubo, m (pie)

En unidades SI


m2 m2 m2/m

pie2 pie2 pie2/pie

m2/m

pie2/pie

m2/m

pie2/pie

m2 kJ/kg °C

pie2 BTU/lb °F

mm

pulg

mm

pulg

mm pulg mm pulg mm pulg Adimensional Adimensional

mm W/m2 °C W/m2 °C W/m °C W/m °C W/m °C m m

pulg BTU/hpie 2 °F BTU/hpie 2 °F BTU/hpie 2 °F/pie BTU/hpie 2 °F/pie BTU/hpie 2 °F/pie pie pie


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AGO.95


ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ M m

= =

NF NRe Ns Nt DPas DPs DPt

=

DPtf DPtr

= =

DPts

=

Q Rio

= =

Ro

=

Rt

=

ri

=

rio

=

ro

= = = = =

Flujo másico Densidad del fluido a temperaturas promedio de la masa Número de aletas por tubos Número de Reynolds Número de secciones Número de tubos por sección Caída de presión anular por sección Caída de presión total anular Caída de presión total del lado del tubo Caída de presión por fricción Caída de presión por codos, entrada y salida Caída de presión por sección en el lado del tubo Velocidad de transferencia de calor Resistencia pelicular interna basada en el área externa Resistencia pelicular anular

kg/s kg/m3

lb/h lb/pie 3

adimensional adimensional adimensional adimensional kPa psi kPa psi kPa psi kPa kPa

psi psi

kPa

psi

W m2 °C/W

BTU/h hpie2 °F/BTU hpie2 °F/BTU hpie2 °F/BTU hpie2 °F/BTU

m2 °C/W m2 °C/W

=

Resistencia total a la transferencia de calor Resistencia interna por ensuciamiento, basado en el área superficial interna Resistencia interna por ensuciamiento, basado en el área superficial externa Resistencia anular por ensuciamiento

rw

=


m2 °C/W

Tf T1

= =

T2

=

Ts

=

Tt

=

Espesor de la aleta Temperatura de entrada del fluido que va a ser enfriado Temperatura de salida del fluido que va a ser enfriado, °C (°F) Temperatura promedio de la masa del fluido en el espacio anular, °C (°F) Temperatura promedio de la masa del fluido en el lado de los tubos

m2 °C/W m2 °C/W

hpie2 °F/BTU

m2 °C/W

mm °C

hpie2 °F/BTU hpie2 °F/BTU pulg °F

°C

°F

°C

°F

°C

°F


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ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Twi

=

Two

=

t1

=

t2

=

Dtm Uo

= =

V Yth

= =

Ytp

=

Z

=

Zw

=

Temperatura interna de la pared del tubo Temperatura externa de la pared del tubo Temperatura de entrada del fluido que va a ser calentado Temperatura de salida del fluido que va a ser calentado Diferencia de temperatura media Coeficiente global de transferencia de calor Velocidad Factor de correlación de transferencia de calor Factor de correlación de caída de presión Viscosidad del fluido a su temperatura promedio, () Viscosidad del fluido a la temperatura de la pared, Pa.s (cP)

°C

°F

°C

°F

°C

°F

°C

°F

°C W/m2 °C

°F BTU/hpie 2 °F m/s pie/s Adimensional Adimensional

Pa.s

cP

Pa.s

cP


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AGO.95

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ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ FACTORES QUE DEPENDEN DE LAS UNIDADES USADAS En unidades En unidades SI inglesas

F6 F9 F10 F11 F16 F18

= =

F39

=

F40

=

F41 F42

= =

= =

Ec. Ec. Ec. Ec.

(2) (3) (3) (3)

Ecs. (6), (6a), (7), (12b), (12c) y (13) Figs. (2), (3) Ecs. (4), (10) y (12a) Fig. (6) Ec. (16)

1.274x10 6 1.27x10 4

1/19.625 368

103 2000

12 9270

10–3

119.619

500

6

1/2.5x10 7 4x10 3

576 48



7


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0

AGO.95


APENDICE Tabla 1 Tabla 2 Tabla 3 Figura 1 Figura 2 Figura 3 Figura 4 Figura 5 Figura 6

Datos físicos para secciones comunes de doble tubo Constantes geométricas para secciones de doble tubo Constantes Ft para secciones de doble tubo (Tabla nueva) Componentes típicos de unidades de doble tubo Coeficiente de transferencia de calor en los tubos Caída de presión por fricción a través de los tubos Valor de la función térmica para hidrocarburos líquidos (K (N° Prandtl) 1/3) Eficiencia de aletas longitudinales


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PDVSA PD–SEC–9H


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MAR.78

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TABLA 1. DATOS FISICOS PARA SECCIONES COMUNES DE DOBLE TUBO (1) Tamaño Nominal de la carcaza

Area por Sección (2)

D.I. Nominal AE

mm

3.05 m

6.10 m

mm

di, mm

de, mm

NF

Ai

de,mm

d’e,mm

75

4.65

9.38

40

40.9

48.3

3.69

24(3)

5.93

0.801

2.65

13.92

10.54

100

5.30

10.59

40

40.9

48.3

3.69

28(3)

6.72

0.824

2.60

12.07

9.40

6.60

13.10

40

40.9

48.3

3.69

36(3)

8.30

0.858

2.51

9.42

7.65

8.36

16.72

40

40.9

48.3

3.69

24(4)

10.65

0.890

5.84

17.04

13.84

9.57

19.14

40

40.9

48.3

3.69

28(4)

12.25

0.905

5.76

4.63

12.17

12.08

24.15

40

40.9

48.3

3.69

36(4)

15.40

0.925

5.56

11.25

9.70

5.11

10.22

65

62.71

73.02

5.15

24(3)

4.26

0.727

1.93

9.22

6.65

6.97

13.94

65

62.71

73.02

5.15

36(3)

5.80

0.800

1.80

6.30

4.93

8.83

17.65

65

62.71

73.02

5.15

48(3)

7.36

0.841

1.66

4.60

3.76

100

9.94

19.79

20

14.83

19.05

2.11

16(6)

4.95

0.740

4.52

11.23

9.35

100

12.17

24.25

22

18.01

22.22

2.11

20(6)

5.01

0.753

3.65

7.37

6.35

100

3.07

6.04

22

18.01

22.22

2.11

––

1.23

––

5.50

45.0

27.2

100

3.53

6.87

25

18.59

25.90

3.41

––

1.37

4.66

33.5

21.2

100

100

x103, m

AF AE

AAx103, m2

NOTAS: (1) Los datos dados son para aletas de tubo, marca Brown, de secciones de tubería de peso estándar. Los datos presentados están limitados a los tipos de secciones usadas comúnmente. Sin embargo, existe una gran variedad de diseños de disponibilidad inmediata que no estan tabulados. (2) Area por sección (m2 (pie2)) está basada en una sección de horquilla o gancho de pelo (2 longitud de tubo) la cual tiene las distancias nominales indicadas. (3) Altura de las aletas = 12.7 mm (0.50 pulg), espesor de las aletas = 0.89 mm (0.035 pulg). (4) Altura de las aletas = 25.4 mm (1.00 pulg), espesor de las aletas = 0.89 mm (0.035 pulg). (5) 7 tubos de sección (6) Altura de las aletas = 5.3 mm (0.21 pulg), espesor de las aletas = 0.89 mm (0.035 pulg). (7) Para convertir de mm a pulgadas, divida entre 25.4. (8) Para convertir de m a pie, divida entre 0.3048.




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0

AGO.95


TABLA 2. CONSTANTES GEOMETRICAS PARA SECCIONES DE DOBLE TUBO Area de flujo anular, AA, m2 A A= ǒ2. 5x10 –7Ǔ pd 2–N T ǒp d 2+4N F H F T FǓ Area de superficie aleteada pro metro de longitud de tubo, Af, m2/m A F= ǒ10 –3Ǔ N F ǒ2H F+T FǓ Area de superficie interna por metro de longitud de tubo, Ai, m2/m A i= ǒ10 –3Ǔ p d i Area de superficie externa por metro de longitud de tubo, AE, m2/m A E= ǒ10 –3Ǔ ǒp d O+2N F H FǓ Area por sección, As, m2 A S= 2N T A E L Diámetro hidráulico para cálculos de transferencia de calor, de, mm de +

ǒ4x10 3Ǔ AA NT AE

Diámetro hidráulico para cálculos de caída de presión, de’, mm dȀ e +

ǒ4x10 3Ǔ A A N T AE ) ǒ10 –3Ǔ p d 2

NOTAS: Para convertir de mm a pulg, divida entre 25.4 Para convertir de m a pie, divida entre 0.3048


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0

AGO.95


TABLA 3. FACTOR DE CORRECION DE LA CAIDA DE PRESION POR EL LADO DEL TUBO Tubos de Acero Ft mm 19.05

25.40

38.10

pulg (3/4)

(1)

(1 1/2)

t (mm) (1)

Sencillo

Aleteado

Tubos de Aleaciones no Ferrosas Ft Sencillo

Aleteado

1.24

1.28

1.35

1.14

1.19

1.65

1.34

1.42

1.17

1.23

2.11

1.41

1.53

1.20

1.30

2.77

1.53

1.74

1.26

1.39

1.65

1.24

1.28

1.10

1.12

2.11

1.28

1.33

1.12

1.15

2.77

1.35

1.43

1.15

1.19

3.40

1.43

2.11

1.18

2.77

1.21

3.40

1.25

4.19

1.31

NOTA: (1) Para convertir de mm a pulg, divida entre 25.4

1.19




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FECHA

0

AGO.95


Fig 1. COMPONENTES TIPICOS DE UNIDADES DE DOBLE TUBO




Indice volumen


FECHA

0

AGO.95


Fig 2. COEFICIENTE DE TRANSFERENCIA DE CALOR EN TUBOS




Indice volumen


FECHA

0

AGO.95


Fig 3. CAIDA DE PRESION POR FRICCION A TRAVES DE LOS TUBOS




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FECHA

0

AGO.95


Fig 4. VALOR DE LA FUNCION TERMICA PARA HIDROCARBUROS LIQUIDOS




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Fig 5. (K (N° PRANDTL) 1/3)


FECHA

0

AGO.95





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Fig 6. EFICIENCIA DE ALETAS LONGITUDINALES


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0

AGO.95



PDVSA N°

MDP–05–E–05

0

OCT.95

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FECHA

APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

PROCEDIMIENTO DE DISEÑO PARA SERVICIOS CRIOGENICOS

APROBADA


PAG. REV. APROB.

APROB. APROB. FECHA

ESPECIALISTAS




INTERCAMBIADORES DE CALOR PROCEDIMIENTO DE DISEÑO PARA SERVICIOS CRIOGENICOS

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OCT.95

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3


3

4.1 4.2 4.3

Generalidades . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tipos de Equipos y Aplicaciones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consideraciones para Intercambiadores de Láminas Aleteadas . . . . . . .

3 4 8


14

5.1

Procedimiento de cálculo detallado para intercambiadores de láminas aleteadas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

15

6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

24

7 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

27

Tabla 1 Tabla 2.A Tabla 2.B Tabla 3 Tabla 4.A Tabla 4.B Figura Figura Figura Figura

1 2 3 4A

Figura 4B Figura 4C Figura 4D Figura 5 Figura 6

Relaciones geométricas para superficies de laminas aleteadas . . Datos geométricos de aleta (unidades si) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Datos geométricos de aleta (unidades inglesas) . . . . . . . . . . . . . . . Máximas dimensiones del cuerpo del intercambiador . . . . . . . . . . Hoja de calculo para intercambiadores de laminas (unidades si) . Hoja de calculo para intercambiadores de laminas (unidades inglesas) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ensamblaje de intercambiadores de láminas aleteadas . . . . . . . . . Arreglo de flujo para intercambiadores de láminas aleteadas . . . . Corrugaciones de aletas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Factor de transferencia de calor y caída de presión (aletas tipo lanzas) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Factor de transferencia de calor y caída de presión (aletas tipo lanzas) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Factor de transferencia de calor y caída de presión (aletas perforadas) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Factor de transferencia de calor y caída de presión (aletas onduladas) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Factor de corrección de DTML para intercambiadores de flujo transversal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Eficiencia de la aleta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

28 30 31 32 33 40 47 48 49 50 51 52 53 54 55


1




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OCT.95

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OBJETIVO El objetivo principal de este documento es proveer al Ingeniero de proceso y diseño con las herramientas necesarias para evaluar las ofertas de intercambiadores de calor de placas con aletas (Plate –and–Fin Exchanger) propuestas por los fabricantes. EL TEMA “Intercambiadores de Calor”, dentro del área de “Transferencia de Calor”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA –MDP– 05–E–01 05–E–02

Descripción del Documento Intercambiadores de Calor: Principios Básicos Intercambiadores de Calor: Procedimientos de diseño para Intercambiadores de tubo y carcaza (Incluye vaporización, condensación, calor sensible). 05–E–03 Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseño para Enfriadores de Aire. 05–E–04 Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseño para Intercambiadores de Doble Tubo. 05–E–05 Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseño para Servicios Criogénicos (Este documento). Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Intercambiadores de Calor”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, con una actualización de las Prácticas de Diseño “Intercambiadores de Calor”, presentadas en la versión de Junio de 1986 del MDP ( Sección 9), modificadas para hacer mención del uso de información y programas de HTRI.

2

ALCANCE Este documento presenta un procedimiento para calcular el tamaño de intercambiadores de calor de Placas con Aletas (Plate–and–Fin Exchanger). Este procedimiento puede ser usado para estimar costos. Adicionalmente al procedimiento de cálculo, se presenta una descripción detallada de la geometría de intercambiadores de láminas aleteadas, incluyendo criterios para la selección de componentes. También vienen dados datos de transferencia de calor y caída de presión y las consideraciones para el diseño mecánico de intercambiadores de láminas aleteadas. También está presente una discusión de otros tipos de intercambiadores de calor para servicios criogénicos y sus aplicaciones.

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REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso (versión 1986) S Vol VI, Subsección 9J “Intercambiadores de calor para servicios criogénicos” Manual de Diseño de Proceso S PDVSA–MDP–05–E–01 “Intercambiadores de calor: principios básicos” Otras Referencias S Fan, Y.N., “How to Design Plate–Fin Exchangers”, Hydrocarbon Processing, Vol. 45, No II. 211–217 (November 1966). S Hewitt, G. F.; Shires, G.L. and Bott T. R.; Process Heat Transfer; First Edition; CRC Press, Inc. (1993). S Kays, W.M. and London, A.L.; Compact Heat Exchanger; Second Edition; McGraw Hill (1964). S McKetta, J.J.; Heat Exchanger; First Edition; Marcel Dekker, Inc. (1991) S Schlûnder, E. U.; Heat Exchanger Design Handbook; Vols. 2 & 3; First Edition, CRC Press, Inc. (1983).

4


Generalidades Cualquier proceso, económicamente hablando, que opere a baja temperatura necesita ser altamente eficiente en la recuperación de refrigeración puede ser satisfecho por el efecto de expansión y un mínimo de gastos energéticos. A medida que la temperatura de operación disminuye, el costo de compresión para la refrigeración aumenta y, por consiguiente, también aumenta el incentivo de ahorro. En plantas de baja temperatura para la separación de licuados o purificación de gases, la gran refrigeración requerida para enfriar las corrientes de alimentación es suplida por las corrientes de productos fríos. Una eficiencia alta quiere decir que existe un acercamiento bastante grande entre la temperatura de las corrientes de entrada y salida. Por ejemplo, en una planta típica de separación de aire, el aire comprimido de alimentación tiene que ser enfriado de 38 a 170°C (100 a 273°F). Esto se logra intercambiando calor con las corrientes de oxígeno y nitrógeno que salen del sistema. La temperatura de acercamiento entre la salida y la entrada está en el orden de 5°C (10°F), lo que resulta en una eficiencia de 97%. Esta alta eficiencia puede ser lograda solamente en unidades con flujo en contracorriente y teniendo los pasos de flujo con un cociente de L/D bastante grande.





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Adicionalmente a los enfriadores principales de alimentación, los procesos criogénicos requieren otros intercambiadores para la operación sobre rangos de temperatura más limitados, pero siempre manteniendo una temperatura de acercamiento bastante pequeña. En este equipo se incluyen los vaporizadores, los sub–enfriadores y condensadores–rehervidores. Algunas veces se usan configuraciones de flujo diferentes al flujo en contracorrientes. Además de los criterios térmicos de diseño descritos arriba, los intercambiadores de baja temperatura deben satisfacer otros requerimientos básicos. La distribución uniforme del flujo dentro y entre las unidades en paralelo debe ser alcanzada. La compacticidad (cociente entre el área superficial y el volumen), es importante para minimizar el costo del aislamiento requerido para reducir la recuperación de calor del exterior. Otro criterio en los requerimientos es que los intercambiadores usados para enfriar la alimentación de corrientes de gases, las cuales se depositan en forma de sólidos en la superficie de transferencia de calor. Estos sólidos no se deben dejar acumular hasta el punto que bloqueen los pasos de flujo, si no que se les debe revaporizar y remover periódicamente. Una manera efectiva de obtener esto, es operando el intercambiador empieza a taparse por sólidos, los pasajes de flujo se invierten automáticamente por un período suficientemente largo para permitir que los sólidos se evaporen en una corriente de puros desechos principalmente. esta evaporización toma lugar a pesar de que la corriente de desechos esté más fría que la corriente de alimentación de la cual se condensan los sólidos. En vista de las consideraciones expuestas, varios tipos de intercambiadores han sido diseñados para uso en las plantas de baja temperatura. estos intercambiadores van a ser descritos a continuación con el área de aplicación, ventajas y desventajas.

4.2

Tipos de Equipos y Aplicaciones A continuación se presenta información sobre los tipos de intercambiadores de calor usados en los servicios criogénicos. En las subsecciones 4.5.5, 4.5.6 y 4.5.7 del documento PDVSA–MDP–05–E–01 se presenta una descripción completa de este tipo de unidades.

4.2.1

Intercambiadores de Láminas Aleteadas (Plate–and–Fin) Los intercambiadores de placas con aletas o de láminas aleteadas consisten en una serie de láminas paralelas de aluminio, entre las cuales se encuentran formando “sandwich”, hojas corrugadas de aluminio. Las corrugaciones actúan como aletas, proviendo así el área de superficie extendida para la transferencia de calor, de esta manera se le da a la unidad fuerza mecánica y un mayor número de canales de flujos paralelos. el lado de cada “sandwich” está sellado con barras de aluminio, formando así el paso completo de flujo, y la construcción completa





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se suelda sumergida en un baño de sal derretida. Los cabezales de aluminio son entonces soldados a los extremos del cuerpo del intercambiador. Algunas de las ventajas relacionadas con la construcción de intercambiadores de láminas aleteadas son las siguientes: 3.

Se puede alcanzar un alto grado de compacticidad. El cociente de 1480 m2/m3 (450 pie2/pie3) entre superficie de área y volumen es bastante común, y valores hasta de 2530 m2/m3 (770 pie2/pie3) han sido reportados. En comparación, las unidades convencionales de tubo y carcaza tienen un cociente de 165 a 245 m2/m3 (50 a 75 pie2/pie3).

4.

3 ó 4 corrientes de proceso pueden ser acomodadas fácilmente en una sola unidad con el espaciado de las láminas y la construcción de las aletas optimizado para cada una de las corrientes. Estas unidades de corrientes múltiples son ideales para operar como unidades reversibles en el desplazamiento de impurezas.

5.

Los intercambiadores pueden ser usados individualmente o conectados en serie y/o en paralelo.

6.

El tamaño pequeño y el peso liviano permite que las instalaciones sean compactas con un mínimo de fluctuaciones y estructuras de soporte.

Con estas ventajas existen varias desventajas y limitaciones que se deben tener presentes: 1.

La máxima presión de operación está limitada a 4500 kpa man. (650 psig), bajo condiciones estables, y hasta 2100 kPa man. (300 psig), bajo condiciones reversibles.

2.

Los intercambiadores de lámina aleteada no pueden ser usados donde una o más de las corrientes de proceso tienen tendencia a obstruir (ensuciar).

3.

Los escapes internos entre los pases son difíciles de localizar y de corregir en el campo. se necesitan equipos para soldar aluminio y se requiere de personal experto.

Los procesos petroquímicos típicos que utilizan intercambiadores de láminas aleteadas son: separación de aire, extracción de helio del gas natural, recuperación de etileno, licuenfacción de gas natural, purificación y licuefacción de hidrógeno y los sistemas de refrigeración usados en conjunto con cualquiera de estos procesos.


4.2.2




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Intercambiadores de Placas (Plate–and–Frame) Estas unidades consisten en un conjunto de planchas de metal muy delgadas y corrugadas, mantenidas juntas en un bastidor y selladas en sus bordes, para prevenir fugas hacia afuera, por una empacadura compresible, formando así una serie de pasadizos estrechos e interconectados, a través de los cuales son bombeados los fluidos. El fluido caliente y el frío siguen pasadizos alternos y el calor es transferido a través de las planchas con una resistencia térmica relativamente baja. El bastidor es una estructura rígida formado por una placa fija en un extremo y una columna de soporte en el otro, conectados ambos en el tope por una barra de sustentación y en el fondo por un riel guía. Pueden ser fabricadas con cualquier metal, aunque acero al carbono es poco usado porque el equipo no sería competitivo con las unidades de tubo y carcaza. Estos intercambiadores presentan muchas ventajas en comparación con las unidades de tubo y carcaza, siendo las más importantes las siguientes: 1.

Flexibilidad.– Son unidades adaptables a un amplio rango de condiciones y de fluidos, incluyendo los líquidos viscosos y no–newtonianos, y pueden ser modificadas fácilmente para adaptarse a requerimientos diferentes de operación, con un simple cambio en el número y/o la forma de las láminas. Existe disponibilidad de una gran variedad de platos corrugados que satisfacen muchas especificaciones de diseño.

2.

Compacticidad.– Estos intercambiadores son unidades compactas, donde un área muy grande ocupa un volumen pequeño, y con un coeficiente global de transferencia de calor alto, cuyo valor podría ser hasta cinco veces el correspondiente a una unidad equivalente de tubo y carcaza. Como resultado de estas características, los intercambiadores de placas ocupan menos espacio e imponen menos carga en el terreno, razones por lo que resultan atractivos para su uso en lugares confinados o sensibles al peso, como barcos o plataformas costa afuera (por ejemplo, plataformas de producción en el Lago de Maracaibo).

3.

Bajos costos de fabricación.– El costo de estas unidades es relativamente bajo debido al hechos que se fabrican a partir de planchas mantenidas juntas por presión y no por soldadura. Adicionalmente permiten el uso de material con una gran resistencia a la corrosión y a las reacciones químicas. Por ejemplo, Intercambiadores de placas de acero inoxidable pueden costar menos que unidades de tubo y carcaza de acero al carbono diseñadas para la misma carga calórica.

4.

Control de temperatura.– Los Intercambiadores de placas pueden operar con diferencias de temperatura relativamente pequeñas, lo cual representa una ventaja en aquellos casos donde las altas temperaturas deben ser evitadas. Adicionalmente, la forma de los pasadizos de flujo reduce las posibilidades de zonas muertas y puntos de sobrecalentamiento.


5.




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Facilidad de limpieza.– estas unidades pueden ser desmanteladas para su limpieza, lo cual es una ventaja significativa en servicios muy sucios.

La principal desventaja de estas unidades, radica en su riesgo potencial al derrame de fluidos. Sin embargo pueden ser diseñadas para que el derrame del fluido ocurra hacía afuera de la unidad y no entre las corrientes de proceso. por esta razón su uso no es recomendable para líquidos altamente inflamables o tóxicos. debido a lo estrecho de los canales de flujo entre placas, la caída de presión a través de la unidad es relativamente alta y, en consecuencia, los costos de capital y de operación de los sistemas de bombeo deben ser tomados en consideración cuando estas unidades se comparan con otros sistemas de intercambio de calor. Adicionalmente, los rangos de temperatura y presión son limitados a valores relativamente bajos, debido al material de la empacadura y de construcción. 4.2.3

Intercambiadores de espirales devanados (Hampson Coil) Estos intercambiadores consisten en un haz de tubo de diámetro pequeño puesto alrededor de un paso helicoidal sobre un eje central y encerrado en una carcaza cilíndrica. El número de tubos en cada hilera y el espaciado axial y radial son seleccionados de tal manera que todos los tubos tengan la misma longitud. Esto asegura distribución uniforme a través de los tubos. El patrón local de flujo en cualquier punto del intercambiador es transversal, mientras que el patrón de flujo total es esencialmente contracorriente. El material de los tubos es generalmente cobre y aluminio; los diámetros van desde 2 a 12 mm (1/8 a 1/2 pulg) y la longitud va hasta 60 metros (200 pie). El alto costo por unidad de superficie de área restringe el uso de intercambiadores de espiral para sólo aquellos servicios donde otros tipos no son aplicables, como procesos de alta presión (4500 kPa man. (650 psig) y mayor). En estos servicios la corriente de mayor presión siempre fluye en los tubos. Los intercambiadores de espirales no pueden ser operados como intercambiadores reversibles para remover las impurezas sólidas, éstos deben ser puestos fuera de servicio temporalmente.

4.2.4

Regeneradores alternantes Los regeneradores alternantes son aparatos para retener el calor y consisten usualmente en dos envases cilíndricos empacados con cinta metálica o piedras. Las dos corrientes gaseosas son desviadas alternándose entre los envases, el período de la desviación depende de la velocidad del cambio de temperatura del empaque. Los regereadores con desvío son obviamente apropiados para la corriente de alimentación y eventualmente para la evaporación de estos condensados por la corriente que sale después que ha ocurrido el cambio de envases.





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Las desventajas principales de estos regeneradores son, primero, normalmente no resultan apropiados para intercambiar calor entre un producto de alta pureza y un gas impuro, debido a que es inevitable que el producto puro se contamine cuando evapore las impurezas y, segundo, éstos tienen variación en las temperaturas de salida, lo cual causa problemas operacionales en la planta. Cuando estas desventajas se pueden tolerar, los regeneradores alternantes son bastante atractivos como enfriadores de gran escala, debido a su bajo costo y gran cantidad de área superficial por unidad de volumen. 4.2.5

Intercambiadores de tubos concéntricos Este tipo de intercambiadores consisten en varios tubos coaxiales de cobre: varias corrientes pasan a través del espacio anular que se encuentra lleno con un rollo de cinta de cobre, el cual está soldado a las puertas del tubo. Estos intercambiadores son apropiados para operarlos como unidades reversibles. estos pueden también manejar tres corrientes, siendo una de ellas producto puro. No son apropiados para operaciones de gran escala debido a problemas con la distribución del flujo asociado con un gran número de unidades similares en paralelo.

4.3 4.3.1

Consideraciones para Intercambiadores de Láminas Aleteadas Geometría del intercambiador El cuerpo de un intercambiador de lámina aleteada es construido de un número de sandwichs del tipo mostrado en la Figura 1. varios tipos de configuraciones de flujo son posibles y con cualquiera de estas configuraciones el tamaño y tipo de las corrugaciones pueden variar para cada corriente. 1.

Configuraciones del Flujo.– Los intercambiadores de lámina aleteada tienen dos configuraciones básicas de flujo, transversal y contracorriente, las cuales están ilustradas en la Figura 1. Estas configuraciones básicas se pueden edificar para formar unidades de flujo transversal simple, flujo transversal con pasos múltiples, flujo contracorriente y unidades con corrientes múltiples, usando internos apropiados para sellar, distribuidores y tanques de cabezal externo. algunos arreglos típicos están ilustrados en la Figura 2. La selección de la configuración de flujo apropiado para una aplicación particular depende de varios factores, incluyendo la velocidad de flujo, niveles de presión y la efectividad de temperatura en cada una de las corrientes. Esta última determina el factor de corrección del DTML y por consiguiente la penalidad en tamaño asociada a una configuración de flujo diferente al contracorriente. En un intercambiador de flujo transversal simple, Figura 2., las aletas se encuentran a través de toda la longitud de cada paso y los distribuidores

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internos no son necesarios. Esta configuración es generalmente usada en equipos de licuefacción donde la corriente caliente se condensa, con un pequeño cambio de temperatura, mientras intercambia calor con una corriente de gas a baja presión. La efectividad de temperatura generalmente es mayor que 60% si se quiere evitar un tamaño no efectivo. En la unidad de pasos múltiples, Figura 2., una corriente fluye en línea recta, mientras que la otra es guiada por interiores de sello y tanques externos para obtener el número de pasos requeridos. La unidad consiste básicamente de varias secciones de flujo transversal ensambladas en una formación contracorriente con una efectividad de temperatura promedio, aproximándose a la de contracorriente. En la mayoría de las aplicaciones de baja temperatura, el flujo en contracorriente es generalmente especificado. Los arreglos de cabezales deben ser apropiados para el tipo de servicio que tienen. Las unidades de contracorriente en la Figura 2., incluyen: Tipo 1, es usado principalmente en aplicaciones de baja presión, Tipo 2, un arreglo simétrico apropiado para servicios reversibles y para unidades de alta presión; y Tipo 3, el cual puede ser usado para tres o más corrientes. 2.

Corrugaciones.– Han sido desarrolladas varios tipos de corrugaciones para satisfacer la gran gama de requerimientos. Las corrugaciones más usadas comúnmente están ilustradas en la Figura 3. y se presentan con sus designaciones alternas en la lista siguiente: c.

Plana (recta)

d.

Lanza (tira, dentada, de entrada múltiple)

e.

Tejado (ondulada, espina)

f.

Perforada

Las superficies de la aleta plana están caracterizadas por pasos de flujo de larga longitud y sin interrupción, con un rendimiento similar a aquel obtenido dentro de los tubos circulares. Las superficies de aletas planas incluyendo a aquellas con pasos rectangulares, pares triangulares y pasos con esquinas redondeadas. en general, las corrugaciones de tipo lanza, tejado y perforada ofrecen mejores características de transferencia de calor y caída de presión. Cuando se comparan con aletas planas, dada una carga térmica pérdida de presión, esto resulta en una reducción de longitud con incremento en el área de la sección transversal. Dentro de cada categoría general de corrugaciones existen variaciones en la geometría específica de las aletas. Para aplicaciones industriales las dimensiones de la aleta generalmente están dentro de los rangos siguientes: Altura 3.8 a 11.4 mm (0.15 a 0.45 pulg); espesor 0.15 a 0.64 mm (0.006 a 0.025 pulg); espaciado 1.41 a 3.18 mm (0,806 a 0.13 pulg). El porcentaje de





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superficie de área removida en aletas perforadas generalmente está entre 10 y 25%. El área superficial por unidad de volumen del cuerpo del intercambiador está entre 820 y 1480 m2/m3 (250 y 450 pie2/pie3). La nomenclatura específica para la geometría de intercambiadores de lámina aleteada viene dada en la Tabla 1. También en la Tabla 1 hay relaciones para calcular las propiedades geométricas de la superficie de las láminas usando las dimensiones de la aletas, con la misma área, de tipo plana y lanza sean iguales, sus características de transferencia de calor y caída de presión son marcadamente diferentes, como se podrá ver en las secciones siguientes. Una lista parcial de las corrugaciones industriales disponibles por los principales fabricantes de los Estados Unidos viene dada en la Tabla 2. En esta tabla vienen incluidas las propiedades geométricas calculadas usando las relaciones en la Tabla 1. 3.

Criterio de selección de las aletas.– La selección de las aletas óptimas para una aplicación particular es un procedimiento bastante complejo debido al gran número de variables de proceso envueltas y a la gran cantidad de superficie disponible. sin embargo, se pueden dar criterios preliminares generales de selección de aletas basados en la naturaleza de la corriente del fluido y en la presión de operación. El tipo de aleta más usada es la aleta tipo lanza: generalmente es apropiada para aplicaciones de servicios que impliquen todo gas, todo líquido, condensación y vaporización. esta es el primer tipo de aleta que debe ser considerada cuando se seleccionan superficies para una aplicación particular. el uso de aletas planas generalmente está limitado para casos especiales de líquidos y flujos condensado y dos pasos donde se desea el paso libre de impurezas sólidas. Las aletas perforadas usualmente son usadas en servicios donde se está condensando y vaporizando y también en las secciones de distribución de unidades con flujo en contracorriente. La altura y espesor de las aletas están sujetas a limitaciones de presión. El uso de las aletas que tengan 9.5 mm (0.375 pulg) de altura o más y menos de 0.3 mm (0.012 pulg) de espesor están limitadas a presiones de operación de 2100 kPa man. (300 psig) o menos. A presiones más altas, aletas más cortas y delgadas son necesarias. Consideraciones de presión permiten que las corrugaciones más altas sean usadas para corrientes gaseosas, mientras que aquellas con una altura de 6.35 mm (0.250 pulg) y más pequeñas sean usadas para líquidos. Las aletas onduladas generalmente tienen, por lo menos, 9.5 mm (0.375 pulg) de altura y así son usadas algunas veces con corrientes de gas de baja presión.


4.




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Limitaciones de tamaño del cuerpo del intercambiador.– El tamaño máximo de un cuerpo de intercambiador está limitado por consideraciones de diseño mecánico y por facilidades en su fabricación. Las cargas de presión limitan el área de las secciones transversales del cuerpo del intercambiador a un rango entre 0.23 y 0.84 m2 (2.5 a 9 pie 2). El tamaño de los hornos para soldar limita el cuerpo del intercambiador a aproximadamente 3 m (10 pie) de longitud; sin embargo, recientemente, para operaciones de baja presión existen disponibles cuerpos con 6 m (20 pie) de longitud. Una lista de tamaños máximos de cuerpos de intercambiadores, no reversibles, a diferentes niveles de presión viene dada en la Tabla 3. Para operaciones reversibles la presión máxima de trabajo, para cada cuerpo en la lista debe ser tomado como la mitad del valor dado en la tabla. En la Tabla 2 están incluidos los espesores de las láminas de separación requeridas a diferentes niveles de presión.

5.

Pase simulado y lámina externa.– Para proteger el cuerpo de intercambiador durante el traslado y la instalación de éste, se sueldan capas de aletas de 6.3 mm (0.250 pulg) y láminas externas con un espesor de 6.3 mm (0.250) a las partes de arriba y abajo del cuerpo del intercambiador. En algunos casos el poso simulado no es necesario.

6.

Secciones de distribución.– Las unidades de contracorriente ilustradas en la Figura 2. requiere secciones de distribución para distribuir uniformemente el flujo de los cabezales a todo lo ancho del cuerpo. Estas secciones simplemente son arreglos de láminas aleteadas en ángulo con la dirección de las aletas del cuerpo del intercambiador. adicionalmente, existen sellos internos apropiados para la guía del flujo.

7.

Arreglos superpuestos.– Existen diferentes maneras en las cuales los pasos de flujos a.

Intercambiadores de dos corrientes Superposición simple:

...ABABABA...

Superposición doble:

...ABBABBA...

Intercambiadores de Corrientes Múltiples Superposición simple mixta:...

...ACABACABA... ...ACABABACA...

Superposición doble mixta:

...ABCBCA...

Superposición segregada simple: ...ABABAACACA... En general, la superposición simple provee una eficiencia de aleta más alta que la de superposición doble. En algunos casos, sin embargo, la superposición doble se requiere por consideraciones de caída de presión.

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En un intercambiador de corrientes múltiples, ya sea de superposición sencilla o doble, los pasos de corrientes frías usualmente son arreglados en una manera mixta y más o menos simétrica. Algunos autores (Fan) dicen que, cuando las temperaturas de entrada de las corrientes no son las mismas, un arreglo de superposición segregada maximiza el recobro de refrigeración y elimina la posibilidad de cruce de temperatura y de fugas internas de calor en el intercambiador. También, existen algunas ventajas en la fabricación de arreglos superpuestos segregados. 4.3.2

Diseño Mecánico 1.

Código de deformación y pruebas. Los intercambiadores de láminas aleteadas son diseñados y construidos de acuerdo con el código ASME Pressure Vessel Code. Para obtener los requerimientos del código, cada diseño de intercambiador está sujeto a una prueba de estallido. La presión de estallido debe ser por lo menos cinco veces la máxima presión de trabajo permisible. Adicionalmente, los diseños típicos están sujetos a pruebas severas de cambios de presión y choques térmicos.

2.

Varias veces durante su fabricación, cada intercambiador es probado para detectar pasos internos y fugas externas. El intercambiador está también sujeto a pruebas de presión hidráulica de 150% la máxima presión de trabajo permisible. Para satisfacer requerimientos especiales se pueden hacer pruebas de fugas con freón y helio. Cuando un número de cuerpos de intercambiadores van a ser ensamblados en paralelo, cada cuerpo debe ser sujeto a pruebas isotérmicas de caída de presión antes del ensamblaje para asegurar una distribución uniforme del flujo. Presión máxima de trabajo – La máxima presión de trabajo permisible se determina por la resistencia de las corrugaciones y las juntas soldadas y por la carga en los cabezales. En servicios a baja temperatura las construcciones con láminas aleteadas son adecuadas para presiones no reversibles de operación hasta 4830 kPa man. (70 psig), dependiendo de la altura de la aleta y espesor, y del espesor de la lámina. A presiones mayores que 2100 kPa man. (300 psig), es necesario, sin embargo, limitar el tamaño de los cabezales para así evitar excesiva carga en su periferia. Esto quiere decir que la sección transversal del cuerpo del intercambiador debe mantenerse reducida para que se ajuste a los requerimientos del diseño de los cabezales, o se debe de usar cabezales pequeños con secciones de distribución (ver la Figura 2., Tipos 2 y 3).

3.

Instalación y montaje – Las unidades de cuerpos múltiples generalmente son provistas de un ensamblaje de tubos múltiples, simplificando así la construcción de las fundaciones en el campo. El tamaño del ensamblaje de los tubos múltiples está limitado por la capacidad de transportación disponible y el equipo de construcción de las fundaciones.





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Los intercambiadores están soportados por láminas, las cuales están soldadas a los bordes del cuerpo del intercambiador, extendiendo así la sección transversal de este y descansan en la barra I de la estructura de sostén. Se debe tener cuidado durante la instalación para proteger el intercambiador de cargas excesivas sobre la tubería y de vibraciones severas. En los servicios que envuelven cambio de fase en una o más corrientes, los intercambiadores se deben instalar verticalmente con la corriente que se condensa fluyendo hacia abajo y las corrientes que se vaporizan fluyendo hacia arriba. En los servicios de una sola fase, las instalaciones verticales son usadas generalmente. 4.3.3

Datos de transferencia de calor y de caída de presión Como en el caso de cualquier tipo de intercambiadores de calor, el diseño de intercambiadores de lámina aleteada requiere datos sobre transferencia de calor y caída de presión de la superficie en consideración. Varios factores en referencia a estos datos presentan problemas al diseñador. Primero, cada superficie individual de lámina aleteada tiene sus propios datos de rendimiento y no se ha publicado ninguna correlación generalizada. Segundo, las superficies comerciales son consideradas en su mayoría propiedad del fabricante y por esto sólo existen disponibles cantidades limitadas de datos. La gran parte de los datos disponibles fueron sacados de superficies no comerciales y compiladas por algunos autores (Kays y London). Finalmente, no existen datos correlacionados disponibles para transferencia de calor y caída de presión con cambio de fase. En vista de la falta de datos útiles, el procedimiento de cálculo recomendado en la sección 5 debe ser usado con sumo cuidado. Cuando se esté revisando una oferta de contratista, los datos dados para las superficies en el diseño, deben ser obtenidos y usados. 1.

Sin cambio de fase – Los datos experimentales para flujo en una sola fase generalmente son presentados en gráficos de factor Colburn, J, y del factor de fricción, f, versus el número de Reynolds. Como se mencionó anteriormente, cada superficie individual tiene sus respectivas curvas. Usando los datos de superficie por Kays y London y los datos limitados de superficie comercial, las curvas de los factores J y f para cada tipo de corrugación fueron preparadas y se muestran en la Figura 4. La preparación de esta curva no es con el propósito de obtener una correlación generalizada precisa, sino proveer curvas típicas apropiadas para diseños aproximados.


2.




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Cambio de fase – Los pocos datos experimentales que están disponibles indican que existe un alto grado de inseguridad en los valores del coeficiente de transferencia de calor. Hasta que este problema se resuelva los siguientes valores conservadores de coeficientes de transferencia de calor en servicios de hidrocarburos son recomendados: 1.

Hirviendo h = 1140 W/m2°C (200 BTU/hpie2°F)

2.

Condensando h = 2270 W/m2°C (400 BTU/hpie2°F)

La caída de presión en los flujos de dos fases debe ser calculada como la caída de presión en un flujo de puro gas, usando el volumen específico de la mezcla homogénea gas–líquido evaluada a la condición de calidad promedio. Más detalles de este procedimiento viene dado en el procedimiento detallado de diseño descrito más adelante.

5

METODOLOGIA DE DISEÑO Los cálculos de diseño para cualquier tipo de intercambiadores de calor depende de requerimientos de proceso y de las características de transferencia de calor y caída de presión de las superficies en consideración. El tipo de construcción única de intercambiadores de lámina aleteada permite un alto grado de flexibilidad; el manejo de más de dos corrientes en un solo cuerpo de intercambiador y el tamaño y tipo de corrugación usada, la cual puede ser diferente para cada corriente. Debido a que muchos diseños alternos pueden cumplir con los requerimientos de proceso y a que existen un gran número de corrugaciones comerciales disponibles, cada una teniendo sus propias características de transferencia de calor y caída de presión, la experiencia y el sentido común son importantes para minimizar el tiempo requerido para seleccionar un diseño económico. Lo que sigue a continuación es un procedimiento detallado para calcular un intercambiador de lámina aleteada con tres corrientes. Para el propósito de ilustración se asume que la corriente, a, está siendo calentada por dos corrientes de productos, b y c, la corriente b a un nivel de temperatura más alto que la corriente c. Este procedimiento puede ser fácilmente extendido al caso simple de intercambiadores de dos corrientes y a los casos más complicados de intercambiadores de cuatro y cinco corrientes. El intercambiador de tres corrientes puede ser considerado como consistiendo de tres sub–intercambiadores, ejemplo, un sub–intercambiador a–b, un sub–intercambiador a–c y un sub–intercambiador b–c. Cada uno de los tamaños de los intercambiadores se calcula independientemente y los diseños que resultan se combinan en un solo diseño.


5.1




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Procedimiento de cálculo detallado para intercambiadores de láminas aleteadas A continuación se presenta el procedimiento de cálculo a seguir cuando el intercambiador seleccionado es una unidad de laminas aleteadas (ver Tabla 4): Paso 1.– Información mínima requerida De acuerdo con la guía general para diseño presentada en la subsección 5.3 de documento PDVSA–MDP–05–E–01, se requiere la siguiente información para cada corriente: 1.

Flujo másico M, kg/s (lb/h)

2.

Condiciones finales de fase (calidad) Xi y Xo

3.

Temperaturas finales Ti y To, °C (°F)4.

4.

Curva de disipación de calor (o datos equivalentes de Cp), Q vs. T

5.

Presión de entrada Pi, kPa abs. (psia)

6.

Caída de presión permisible DPmáx, kPa (psia)

7.

Propiedades de las corrientes; Cp, Z, K y ρ

8.

Especificaciones dadas por el cliente.

9.

Bases de diseño del proyecto.

Paso 2.–Criterios de diseño Verificar que se cumplan los criterios de diseño típicos para este tipo de unidades y servicios, los cuales se presentan en la sección 4. Otros criterios adicionales se encuentran en las subsección 4.5 del documento PDVSA–MDP–05–E–01. Paso 3.– Cálculo de la carga calórica La carga de calor para cada sub–intercambiador es obtenida de las curvas de disipación de calor para las corrientes a, b y c, usando las siguientes ecuaciones: Corriente a: Qa + Qb ) Qc

Ec. (1)

Q a + Q ab ) Q ac

Ec. (1a)

Q b + Q ab ) Q bc

Ec. (1b)

Q c + Q ac ) Q bc

Ec. (1c)

Corriente b:





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Corriente c: Q ab + (U oA)ab ǒDTMe abǓ

Ec. (2a)

Q ac + (U oA)ac (DTMe ac)

Ec. (2b)

Q bc + (U oA)bc ǒDTMe bcǓ

Ec. (2c)

Paso 4.– Obtener la Diferencia de temperatura media efectiva, DTMe 1.

Operación en contracorriente.– Cuando la curva T–Q para las dos corrientes en cualquier sub–intercambiador es lineal en todo el intervalo de temperatura, se aplica la diferencia de temperatura media logarítmica: a.

Para operaciones de flujo en contracorriente, sub–intercambiador a–b y a–c DTML ab +

a.

ǒT ia * T obǓ * ǒT oa * T ibǓ ǒT *T Ǔ ln ǒ ia ob Ǔ T oa*Tiob

Ec. (3a)

Para operaciones de flujo corriente, sub–intercambiador b–c DTML ab +

ǒT ia * T obǓ * ǒT oa * T ibǓ ǒT *T Ǔ ln ǒ ia ob Ǔ T oa*Tiib

Ec. (3b)

Debido a que el flujo solamente es en contracorriente o en corriente, las diferencias de temperatura efectivas son iguales a la diferencia de temperatura media logarítmica DTMeab = DTMLab DTMeac = DTMLac DTMebc = DTMLbc Cuando la curva T–Q no es lineal para una corriente, los intercambiadores deben ser clasificados en zonas con un DTML calculado para cada zona. La longitud de cada zona es entonces calculada con las siguientes ecuaciones de diseño. Para determinar la longitud del sub–intercambiador son sumadas las longitudes de varias zonas. 2.

Operaciones con Flujo Transversal.– (Intercambiadores con solo dos corrientes).– Para operaciones con flujo transversal, la diferencia de temperatura media logarítmica calculada en el paso (3a.) debe ser multiplicada por el factor de corrección, F

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P+

T ob * T ib T ia * T ib

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R+


T ia * T oa DTMe + F(DTML) T ob * T ib

Paso 5.– Evaluación de la transferencia de calor total, UoA

ǒU 0AǓ + QabńDTMe ab ab

Ec. (2d)

ǒU 0AǓ + QabńDTMe ac ac

Ec. (2e)

ǒU 0AǓ + QbcńDTMe bc bc

Ec. (2f)

Paso 6.– Geometría preliminar del cuerpo del intercambiador 1.

Sección transversal del cuerpo del intercambiador.– Seleccione uno de los tamaños estándar del cuerpo (longitud no especificada) de la lista en la Tabla 3. Observe la limitación de la presión máxima de trabajo.

2.

Selección de aletas.– Utilizando el criterio general de selección de aletas presentado anteriormente en esta subsección, escoja las aletas a ser usadas en cada corriente de la lista en la Tabla 2. Asegúrese que las aletas seleccionadas sean del mismo fabricante del cuerpo del intercambiador seleccionado arriba. También observe las limitaciones de presión de trabajo sobre las aletas.

3.

Número y arreglos de canales de flujo.– El número y arreglo de pasos de flujo debe ser seleccionado de una manera tal que el calor de la corriente caliente sea distribuido a cada una de las corrientes frías, obteniendo así el rendimiento deseado y satisfaciendo el requerimiento de la longitud efectiva en cada sub–intercambiador. La selección inicial requiere de bastante razonamiento y experiencia. En la selección del número y arreglo de pasos de flujo, recuerde que la altura total del cuerpo del intercambiador ha sido especificada anteriormente y que 25 mm (1 pulg), aproximadamente de la altura del cuerpo debe ser asignada para medidas de protección como láminas externas y pasos simulados. Especifique los radios, R, definidos como sigue:





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Rab =

Número de Interfaces “a–b” Número total de Interfaces “a”

Rac =

Número de Interfaces “a–b” Número total de Interfaces “a”

Rba =

Número de Interfaces “b–a” Número total de Interfaces “b”

Rbc =

Número de Interfaces “b–c” Número total de Interfaces “b”

Rca =

Número de Interfaces “c–a” Número total de Interfaces “c”

Rcb =

Número de Interfaces “c–b” Número total de Interfaces “c”


Paso 7.– Cálculo del área libre de flujo, Ax A x + AȀ X (N) W

Ec. (4)

Paso 8.– Cálculo de la velocidad másica, G G + MńA x

Ec. (5)

Paso 9.– Cálculo del Número de Reynolds, Re R e + D hGńF44Z

Ec. (6)

Si el Número de Reynolds calculado para cualquiera de las corrientes es mayor que 10000, debe proveerse área adicional de flujo. Esto se logra especificando un número de cuerpos en paralelos cuando la configuración seleccionada anteriormente (Paso 6), o cambiando la configuración del cuerpo del intercambiador, o haciendo las dos cosas. Después que la geometría ha sido modificada, recalcule los puntos del 7 al 9. Paso 10.– Cálculo del coeficiente de transferencia de calor, h 1.

Sin cambio de fase a.

a. Calcule el Número de Prandlt, Pr Pr +

ǒF 12Ǔ Cp Z K

Ec. (7)

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b.

Usando la curva apropiada en la Figura 4., encuentre el factor J correspondiente al Número de Reynolds

c.

Calcule el coeficiente, h h + F 45 j (G) C PńPr

2.

Página 19

2ń3

Ec. (8)

Cambio de fase a.

Hirviendo h = 1140 W/m2°C (200 BTU/hpie2°F)

b.

Condensado h = 2270 W/m2°C (400 BTU/hpie2°F)

Paso 11.– Cálculo de las áreas de superficies por pie de longitud, A’t AȀ t + A TńL + AȀȀ T(N)W

Ec. (9)

Paso 12.– Evaluación de transferencia de calor por unidad de longitud, hho A”T 1.

Geometría de la aleta y el factor de material, Fm Fm + 1 np b 2 F 16

Ǹ

h

F 2 kf ǒx fńF 16Ǔ

Ec. (10)

En esta ecuación, b es la altura de la aleta en mm (pulg) y np es el número de pases adyacentes de la corriente en cuestión. Para el arreglo común de superposición simple (alternando corrientes calientes y frías), n es igual a uno (1). La conductividad térmica de las aletas con material de aleación de aluminio puede ser tomada, aproximadamente constante en un valor promedio de 156 W/m°C (90 BTU/hpie2°F/pie) en un rango de temperatura de +37 a –185°C (+100°F a –300°F). Usando este valor de kf, la expresión de arriba de Fm puede ser simplificada como sigue: F m + F 46 np b 2.

Ǹxh

Ec. (10a)

f

Efectividad de la aleta, hf hf +

tan h (F m) Fm

Esta relación está graficada en la Figura 6.

Ec. (11)

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3.

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efectividad de la superficie, ho h0 + 1 *

4.

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Página 20

Af ǒ1 * h fǓ AT

Ec. (12)

La evaluación de la transferencia de calor por unidad de longitud se define como hho A’T

Paso 13.– Evaluación del coeficiente global de transferencia de calor por unidad de longitud, UoA’ 1 1 1 + ) U o AȀ ab ǒhho AȀTǓ R ab ǒhh o AȀTǓ R ba a b

Ec. (13a)

1 1 1 + ) U o AȀ ac ǒhho AȀTǓ R ac ǒhh o AȀTǓ R ca a c

Ec. (13b)

1 1 1 + ) U o AȀ ac ǒhho AȀTǓ R bc ǒhh o AȀTǓ R bc b c

Ec. (13c)

Paso 14.– Cálculo de la longitud efectiva requerida, L La geometría del cuerpo del intercambiador debe ser ahora ajustada de tal manera que equilibre las longitudes efectivas (entre 5 y 10 por ciento) de cada una de las corrientes frías y satisfaga los requerimientos de caída de presión. El área libre de flujo de cada corriente puede ser ajustada cambiando el número de cuerpos de intercambiadores, la sección transversal de éste, el número de arreglos de canales de flujo, y finalmente las corrugaciones. Generalmente, muchas pruebas son necesarias. Después que el balance de longitud es logrado, la corriente fría más larga debe ser especificada y el porcentaje de área en exceso, de las otras corrientes, debe ser dada. L ab +

(U oA)ab Q ńDTDMe ab + ab (U oAȀ)ab (U oAȀ)ab

Ec. (14a)

L ac +

(U oA)ac Q ńDTDMe ac + ac (U oAȀ)ac (U oAȀ)ac

Ec. (14b)

L bc +

(U oA)bc Q ńDTDMe bc + bc (U oAȀ)bc (U oAȀ)bc

Ec. (14c)





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La geometría del cuerpo del intercambiador debe ser ahora ajustada de tal manera que equilibre las longitudes efectivas (entre 5 y 10 por ciento) de cada una de las corrientes frías y satisfaga los requerimientos de caída de presión. El área libre de flujo de cada corriente puede ser ajustada cambiando el número de cuerpos de intercambiadores, la sección transversal de éste, el número de arreglos de canales de flujo, y finalmente las corrugaciones. Generalmente, muchas pruebas son necesarias. Después que el balance de longitud es logrado, la corriente fría más larga debe ser especificada y el porcentaje de área en exceso, de las otras corrientes, debe ser dada. Paso 15.– Cálculo de la caída de presión La pérdida total de presión para cualquier corriente es la suma de las pérdidas en varias secciones del intercambiador. Esta suma incluye, empezando de la boquilla de entrada a la boquilla de salida, las pérdidas individuales siguientes: DP1

=

Pérdidas por expansión de la boquilla de entrada al cabezal, kPa (psi)

DP2

=

Pérdidas por contracción de la entrada del cabezal al portal, kPa (psi)

DP3

=

Pérdidas por contracción del portal de entrada al área de flujo distribuidor, kPa (psi)

DP4

=

Caída de presión por fricción en la entrada del distribuidor, kPa (psi)

DP5

=

Pérdidas por expansión o contracción de la entrada del distribuidor al área de flujo del cuerpo del intercambiador, kPa

DP6

=

Caída de presión por fricción e impulsión a través del cuerpo del intercambiador, kPa (psi)

DP7

=

Pérdidas por contracción o expansión del cuerpo del intercambiador al área de flujo del distribuidor de salida, kPa (psi)

DP8

=

Caída de presión por fricción en la salida del distribuidor, kPa (psi)

DP9

=

Pérdidas por expansión de la salida del distribuidor al portal, kPa (psi)

DP10

=

Pérdidas por expansión del portal de salida al cabezal, kPa (psi)

DP11

=

Pérdida por contracción del cabezal de salida a la boquilla, kPa (psi)

Dada la geometría en detalle de varios componentes del intercambiador, la caída de presión del intercambiador puede ser calculada usando las relaciones dadas abajo. Solamente para propósito de estimación de la suma de las caídas de presiones arriba, excluyendo DP6, puede ser calculada como aproximadamente 25% de DP6 en un cuerpo de un intercambiador de 3 m (10 pie) de longitud. En cuerpos más cortos este porcentaje es proporcionalmente más largo.


1.




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Pérdidas por expansión o contracción DP +

Kp F 47

ƪ ƫ òV 2 2gc

Ec. (15)

donde: Kp = coeficiente de pérdida dependiendo de la geometría específica de la expansión o contracción. Los valores de Kp pueden ser encontrados en las referencias estándar de flujo de fluidos y en PDVSA–MDP–(Pendiente: Ver MDP versión 1986, Sección 14). òV 2 + Carga de velocidad en la sección transversal más pequeña 2gc 2.

Pérdidas por fricción a.

Sin Cambio de fase

ǒ Ǔǒ

DP f + 4 f L F 47 D h

G2 2ò m g ch

Ǔ

Ec. (16)

donde: f = Factor de fricción para la superficie en consideración evaluada usando el Número de Reynolds calculado arriba en el punto 9 (Ver Fig. 4.A, B, C o D). ò mix b. 3.

Densidad evaluada a la temperatura y presión promedio Cambio de fase

Use la expresión de arriba para DP. En cálculos del Número de Reynolds, use la viscosidad del vapor. La densidad que debe usarse es la densidad de una mezcla homogénea evaluada a la condición promedio de calidad. ò mix + X

m òg

1 )

(1*X m) òL

Ec. (17)

donde: Xm = Calidad = kg de vapor/kg de mezcla (lb de vapor/lb de mezcla) ρg, ρl= Densidad de vapor y líquido kg/m3 (lb/pie3) 4.

Pérdida por impulsión en el cuerpo del intercambiador, DPm

La pérdida de presión por impulsión debido a cambios de temperatura en las corrientes de gas viene dado por: DP m +

G2 1 1 F 47 gc ò o ò i

Ec. (18)


5.




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Caída de presión total en el cuerpo del intercambiador, DP6 DP 6 + DP f ) DP m

6.

Ec. (19)

Caída de presión total, DPt

Cuando todos los términos individuales de caída de presión se conocen: DP t + DP 1 ) DP 2. . . ) DP 11

Ec. (20)

Solamente para propósitos de estimación, cuando las caídas de presión individual no pueden ser calculadas: DP t + 1.25 ǒF 48ńLǓ DP6 donde: L = Longitud efectiva de pasos, m (pie)

Ec. (21)

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NOMENCLATURA

Area superficial total por pie de longitud

En unidades SI


m2/m

pie2/pie

A

=

A’

=

Af

=

Area superficial secundaria (aleta) por paso

m2

pie2

A”f

=

Area superficial secundaria (aleta) por paso por unidad de longitud de ancho efectivo

m2/m.mm

pie2/pie.pulg

Ap

=

Area superficial primaria (lámina) por paso

m2

pie2

A”p

=

Area superficial secundaria (lámina) por paso por unidad de longitud de ancho efectivo

m2/m.mm

pie2/pie.pulg

AT

=

Area superficial total de cada corriente

m2

pie2

A’T

=

Area superficial total por unidad de longitud de cada corriente

m2/m

pie2/pie

A”T

=

Area superficial total por paso por unidad de longitud de ancho efectivo

m2/m.mm

pie2/pie.pulg

Ax

=

Area de flujo de una corriente de proceso

m2

pie2

A’x

=

Area de flujo por paso por mm (pulg) de ancho efectivo

m2/mm

pie2/pulg

b

=

Altura de la aleta

mm

pulg

Cp

=

Calor específico

kJ/kg °C

BTU/lb °F

Dh

=

Diámetro hidráulico

m

pie

DTMe

=

Diferencia de temperatura media efectiva

°C

°F

DTML

=

Diferencia de temperatura media logarítmica

°C

°F

f

=

Factor de fricción de caída de presión

Adimensional

F

=

Factor de corrección de flujo transversal para la media logarítmica

Adimensional

Fi

=

Factor cuyo valor depende de las unidades usadas (Ver tabla al final)

Adimensional

Fm

=

Factor de geometría y material de la aleta

Adimensional kg/sm2

lb/pie 2

G

=

Velocidad másica

gc

=

Constante gravitacional

103 kg/kPas2m 32.174 lbpie/lbfs2

gch

=

Constante gravitacional

103 kg/kPas2m 32.174 lbpie/lbfs2

h

=

Coeficiente de transferencia de calor de la película

j

=

Número de Stanton para factor de transferencia de calor

W/m2°C

BTU/hpie 2°F

Adimensional

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K

=

Coeficiente entre la longitud actual y la longitud proyectada (aletas tipo tejado)

m/m

pie/pie

Kp

=

Coeficiente de pérdida de caída de presión

k

=

conductividad térmica

W/m°C

BTU/hpie 2°F/pie

kf

=

Conductividad térmica del material de la aleta

W/m°C

BTU/hpie 2°F/pie

L

=

Longitud efectiva del paso

m

pie

M

=

Flujo másico

kg/s

lb/h

N

=

Número de pasos

n

=

espaciado de aletas

mm

pulg

np

=

Número de pasos adyacentes de la corriente

Pi

=

Presión de entrada de la corriente

Pr

=

Número de Prandtl

DP

=

Pérdidas por expansión o contracción

kPa

psi

DPf

=

Caída de presión por fricción del cuerpo del intercambiador

kPa

psi

DPm

=

Pérdida de impulsión en el cuerpo del intercambiador

kPa

psi

DPmáx

=

Máxima caída de presión permisible

kPa

psi

DPt

=


kPa

psi

DP1

=

Pérdidas por expansión de la boquilla de entrada al cabezal

kPa

psi

DP2

=

Pérdidas por contracción de la entrada del cabezal al portal

kPa

psi

DP3

=

Pérdidas por contracción del portal de entrada al área de flujo del distribuidor

kPa

psi

DP4

=

Caída de presión por fricción en la entrada del distribuidor

kPa

psi

DP5

=

Pérdidas por expansión o contracción de la entrada del distribuidor al área de flujo del cuerpo del intercambiador

kPa

psi

DP6

=

Caída de presión por fricción e impulsión a través del cuerpo del intercambiador

kPa

psi

DP7

=

Pérdidas por expansión o contracción del cuerpo del intercambiador al área de flujo del distribuidor de salida

kPa

psi

DP8

=

Caída de presión por fricción en la salida del distribuidor

kPa

psi

DP9

=

Pérdidas por expansión de la salida del distribuidor del portal

kPa

psi

Adimensional

Adimensional kPa

psi Adimensional

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DP10

=

Pérdidas por expanxsión del portal de salida del cabezal

kPa

psi

DP11

=

Pérdidas por contracción del cabezal de salida a la boquilla

kPa

psi

Q

=

Velocidad de transferencia de calor

W

BTU/h

R

=

Coeficiente de interface de corriente

Adimensional

Re

=

Número de Reynolds

Adimensional

rh

=

Radio hidráulico

m

pie

Ti

=

Temperatura de la corriente de entrada

°C

°F

To

=

Temperatura de la corriente de salida

°C

°F

Uo

=

Coeficiente global de transferencia de calor

W/m2°C

BTU/hpie 2°F

V

=

Velocidad del fluido

m/s

pie/s

m3/kg

pie3/lb

v

=

Volumen específico

W

=

Ancho efectivo del paso

mm

pulg

Xf

=

Espesor de la aleta

mm

pulg

Xi

=

Caluidad de la corriente de entrada

kgvapor/kg mezcla

lbvapor/lb mezcla

Xm

=

Calidad promedio de la corriente

kgvapor/kg mezcla

lbvapor/lb mezcla

Xo

=

Calidad de la corriente que sale

kgvapor/kg mezcla

lbvapor/lb mezcla

Xp

=

Espesor de la lámina

mm

pulg

Y

=

Fracción de la aleta perforada

Z

=

Viscosidad

Pa.s

cP

b

=

Coeficiente entre el área superficial total de un lado del intercambiador y el volumen entre las láminas del mismo lado

m2/m3

pie2/pie3

e

=

Efectividad de la temperatura

Adimensional

hf

=

Efectividad de aletas

Adimensional

ho

=

efectividad de superficie

Adimensional

ρ

=

Densidad

kg/m3

ρg

=

Densidad del vapor

kg/m3

lb/pie 3

ρl

=


kg/m3

lb/pie 3

ρm

=

Densidad evaluada a una temperatura y presión promedio

kg/m3

lb/pie 3

ρmix

=

Densidad de dos fases homogéneas evaluada a las condiciones de calidad promedio

kg/m3

lb/pie 3

lb/pie 3





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FACTORES QUE DEPENDEN DE LAS UNIDADES USADAS En unidades En unidades SI inglesas F2 F12 F16 F22 F23 F44 F45 F46 F47 F48

7

= =

= = = = = =

Ec. (10) Ec. (7) Ecs. (I–2,I–3,I–5,I–6) Ec. (I–1) Fig. (4.A, B, C, D) Ec. (6) Fig. (4.A, B, C, D) Ec. (8) Fig. (4.A, B, C, D) Ec. (10a) Ecs. (10, 16, 18) Ec. (21)

0.5 103 103 106 2x10 3 1 103 0.00179 1/2.5x10 7 103

0.5 2.42 12 144 1/3x10 10 2.42 1 0.0215 576 10

APENDICE Tabla 1 Tabla 2a Tabla 2b Tabla 3 Tabla 4a Tabla 4a Figura 1 Figura 2 Figura 3 Figura 4a Figura 4b Figura 4c Figura 4d Figura 5 Figura 6

Relaciones geométricas para superficies de láminas aleteadas. Datos geométricos de aletas (unidades SI). Datos geométricos de aletas (unidades inglesas). Máximas dimensiones del cuerpo del intercambiador. Forma de procedimiento de cálculo detallado (unidades SI). Forma de procedimiento de cálculo detallado (unidades inglesas). Ensamblaje de intercambiadores de láminas aleteadas. Arreglo de flujo para intercambiadores de láminas aleteadas. Corrugaciones de aletas. Factores de transferencia de calor y caída de presión – aletas planas. Factores de transferencia de calor y caída de presión – aletas tipo lanza. Factores de transferencia de calor y caída de presión – aletas perforadas. Factores de transferencia de calor y caída de presión – aletas onduladas. Factor de corrección del DTML de intercambiadores de flujo transversal. Eficiencia de aletas.

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TABLA 1. RELACIONES GEOMETRICAS PARA SUPERFICIES DE LAMINAS ALETEADAS Lo siguiente son los datos geométricos básicos para una superficie de lámina aleteada: b

=

Altura de la aleta = espacio entre láminas

mm (pulg)

n

=

Espaciado de las aletas

mm (pulg)

Xf

=

Espesor de las aletas

mm (pulg)

Y

=

Fracción perforada de la aleta (para aletas perforadas solamente)

K

=

Coeficiente entre la longitud actual y la longitud proyectada (solamente para aletas tipo techo, esta fracción es difícil de calcular y puede ser tomada como aproximadamente 1.07 para la mayoría de las aletas tipo techo)

–

Los siguientes puntos describen el cuerpo del intercambiador: Ax

=

Area de flujo de cada corriente

m2 (pie2)

AT

=

Area total de transferencia de calor de cada corriente

m2 (pie2)

L

=

Longitud efectiva del efectiva

m (pie)

W

=

Ancho efectivo del pasaje

mm (pulg)

Xp

=

Espesor de la lámina

mm (pulg)

N

=

Número de pasajes de cada corriente

–

De las dimensiones básicas de las aletas, las propiedades geométricas siguientes pueden calcularse para un paso de láminas aleteadas: A’x

=

Area de flujo por pasaje por mm (pulg) de ancho efectivo

m2/mm (pie2/pie)

Ap

=

Area superficial primaria (lámina por paso)

m2 (pie2)

A”p

=

Area superficial primaria (lámina por paso) por m (pie) de longitud por mm (pulg) de ancho efectivo

m2/m.mm (pie2/pie.pulg)

Af

=

Area superficial secundaria (aleta) por paso

m2 (pie2)

A”f

=

Area superficial secundaria (aleta) por paso por m (pie) de longitud por mm (pulg) de ancho efectivo


A”T

=

Area superficial total por paso por metro (pie) de longitud por mm (pulg) de ancho efectivo


rh

=

Radio hidráulico del paso de flujo, AxL/At

m (pie)

Dh

=

Diámetro hidráulico = 4rh

m (pie)

=

Coeficiente entre el área superficial total de un lado del intercambiador y el volumen entre las láminas del mismo lado

m2/m3 (pie2/pie3)

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TABLA 1 RELACIONES GEOMETRICAS PARA SUPERFICIES DE LAMINAS ALETEADAS (CONT.) AȀȀ f Af + AT AȀȀ T

=

Coeficiente entre el área superficial de la aleta y el área superficial total

AȀ x +

Ax WN

=

ƪ(b * X )(n * X )ǒ1nǓƫǒF1 Ǔ

AȀȀ p +

Ap WL

=

(n * X f) x 2 x 1 n F 16

I–2

AȀȀ f +

Af WL

=

(b * X f) 2 x k (1 * y) x 1 n F 16

ǒǓ

I–3

AT NWL

=

AȀȀ p ) AȀȀ f

I–4

A xL AT

=

(b * Xf) (n * X f) AȀ x + 1 x x 1 2 (n * X f) (b * X f)k (1 * y) AȀȀ F 16

=

2 x F 16

AȀȀ T +

rh +

f

– I–1

f

22

ǒǓ

ƪ

(n * X f) ) (n * Xf) bxn

ƫ ƪ ƫ

I–5

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TABLA 2. TABLA 2.A DATOS GEOMETRICOS DE ALETA (UNIDADES SI) Tipo

Compañia

Plana (Recta)

Espaciado

Espesor

b (mm)

n (mm)

Xf (mm)

Max. presión aprox. A’x x 10–6

A’’p x 10–3

A’’f x 10–3

A’’T x 10–3

Af/At

Dh mm

Kpa,mom

SW, T

*

5.08

1.81

0.20

4.331

1.775

5.375

7.150

0.751

2.42

1400

SW, T

*

5.08

1.81

0.30

3.972

1.655

5.270

6.925

0.760

2.30

2100

SW

*

6.35

2.54

0.64

4.287

1.800

4.500

6.000

0.750

2.86

4900

7.11

1.81

0.41

5.201

1.560

7.380

8.940

0.825

2.33

3500

T

Lanza

Altura

SW

*

6.35

1.69

0.30

4.956

1.645

7.140

8.785

0.813

2.26

2100

SW

*

9.53

1.69

0.20

8.193

1.765

11.000

12.770

0.862

2.57

1400

T

*

9.53

2.21

0.30

7.937

1.730

8.340

10.070

0.828

3.16

2100

SW

*

9.53

3.17

0.64

7.110

1.610

5.590

7.200

0.778

3.95

1400

SW

6.35

1.69

0.20

4.956

1.645

7.140

8.785

0.813

2.26

2100

SW

6.35

1.81

0.51

4.206

1.440

6.420

7.860

0.817

2.13

4900

SW

9.53

1.69

0.20

8.193

1.740

11.030

12.770

0.862

2.57

1400

T

7.87

1.69

0.15

7.023

1.825

9.120

10.945

0.833

2.57

1400

T

9.53

2.42

0.30

8.047

1.750

7.620

9.370

0.813

3.44

2100

T

5.08

Data no disponible

4900

T

7.11

Data no disponible

3500

(Dentada)

Techo

11.30

1.41

0.15

9.949

1.765

15.815

17.580

0.899

2.27

1400

T

9.53

2.12

0.20

8.412

1.810

8.810

10.620

0.830

3.17

1400

T

10.82

2.12

0.15

9.912

1.860

10.080

11.940

0.939

3.32

1400

SW

*

– También disponibles con perforación

SW

– Stewart Warner

T

– Trane

PDVSA




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OCT.95

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Página 31

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Indice norma

TABLA 3. TABLA 2.B DATOS GEOMETRICOS DE ALETA (UNIDADES INGLESAS) Tipo

Compañia

Plana (Recta)

Espaciado

Espesor

Max. presión aprox.

b (pulg)

n ALETAS/PULG

Xf (pulg)

A’x

A’’T

A’’f

A’’T

Af/At

Dh

(psi)

SW, T

*

0.200

14

0.008

0.001184

0.148

0.448

0.596

0.751

0.00794

200

SW, T

*

0.200

14

0.012

0.001086

0.138

0.439

0.577

0.760

0.00753

300

SW

*

0.250

10

0.025

0.001172

0.150

0.375

0.500

0.750

0.00937

700

0.280

14

0.016

0.001422

0.130

0.615

0.745

0.825

0.00763

500

T

Lanza

Altura

SW

*

0.250

15

0.012

0.001355

0.137

0.595

0.732

0.813

0.00741

300

SW

*

0.375

15

0.008

0.00224

0.147

0.917

1.064

0.862

0.00843

200

T

*

0.375

11.5

0.012

0.00217

0.144

0.695

0.839

0.828

0.01036

300

SW

*

0.375

8

0.025

0.001944

0.134

0.466

0.600

0.778

0.01296

200

SW

0.250

15

0.012

0.001355

0.137

0.595

0.732

0.813

0.00742

300

SW

0.250

14

0.020

0.001150

0.120

0.535

0.655

0.817

0.00700

700

SW

0.375

15

0.008

0.00224

0.145

0.919

1.064

0.862

0.00843

200

T

0.310

15

0.006

0.00192

0.152

0.760

0.912

0.833

0.00843

200

T

0.375

10.5

0.012

0.00220

0.146

0.635

0.781

0.813

0.01128

300

T

0.200

Data no disponible

700

T

0.280

Data no disponible

500

SW

0.445

18

0.006

0.00272

0.147

1.318

1.465

0.899

0.00744

200

T

0.375

12

0.008

0.00230

0.151

0.734

0.885

0.830

0.01040

200

T

0.426

12

0.006

0.00271

0.155

0.840

0.995

0.939

0.01090

200

(Dentada)

Techo

*

– También disponibles con perforación

SW

– Stewart Warner

T

– Trane





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OCT.95

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Página 32

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Indice norma

TABLA 4. TABLA 3 MAXIMAS DIMENSIONES DEL CUERPO DEL INTERCAMBIADOR TRANE

STEWART – WARNER

Presión máx. de trabajo (ASME)

(kPa, man) (1) 1380

2070

3450

4830

1380

3100

4830

Ancho Total Máximo

(mm) (2)

914

914

635

457

762

660

451

Ancho Efectivo Máximo

(mm) (2)

885

886

606

432

730

629

419

Altura Total Máxima

(mm) (2)

914

914

535

514

762

762

762

Longitud Total Máxima

(m) (3)

6.10

3.66

3.05

3.05

3.17

3.17

3.17

Espesor de la Lámina Separadora

(mm) (2)

0.81

1.63

1.53

1.63

0.81

1.27

1.63

NOTAS: 11. PARA CONVERTIR kPa man a Psig DIVIDA ENTRE 6.894757 12. PARA CONVERTIR mm a pulg DIVIDA ENTRE 25.4 13. PARA CONVERTIR m a pulg DIVIDA ENTRE 25.4 x 10–3

PDVSA




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TABLA 5. TABLA 4.A HOJA DE CALCULO PARA INTERCAMBIADORES DE LAMINAS (UNIDADES SI) Proceso No. de Intercambiador

Refinería y Localización

Calc. por Fecha

1. Especificaciones de rendimiento Corriente caliente a: Ti = z =

°C Pa.s

M = To = k =

kg/s Xi = °C Pi = W/m°C ρ =

, Xo = Kpa.abs. kg/m3 cp =

Corriente caliente b: Ti = z =

°C Pa.s

M = To = k =

kg/s Xi = Pi = °C W/m°C ρ =


Corriente caliente c: Ti = z =

°C Pa.s

M = To = k =

kg/s Xi = °C Pi = W/m°C ρ =


2. Carga de calor Qa = 103 Ma cpa (Ti–To)a = Qb = 103 Mb cpb (To–Ti)b = Qc = 103 Mc cpc (To–Ti)c = Note que:

Qa = Qb + Qc Qa = Qab + Qac Qb = Qab – Qac Qc = Qac + Qbc

3. Especificaciones de rendimiento a. Operación en contracorriente Para corrientes a y b DTML ab +

ǒT ia * T obǓ * ǒT oa * T ibǓ

ƪ

ƫ

ǒTia*TobǓ ln ǒToa*TibǓ

+ DTMeab +

Para corrientes b y c DTML ac +

(T ia * T oc) * (T oa * T ic)

ƪ

ǒT *TocǓ ln ǒ ia Toa*TicǓ

ƫ

+ DTMeac +

, kj/kg , kj/kg , kj/kg

PDVSA




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OCT.95

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TABLA 4.A (CONTINUACION) Para corrientes b y c ǒT ib * T icǓ * ǒT ob * T ocǓ

DTML bc +

ƪ

ƫ

ǒTib*TicǓ ln ǒTob*TocǓ

+ DTMeab +

b. Operación con flujo transversal P+

T ob * T ia + T ia * T ib

R+

T ia * T oa + T ob * T ia

de la Figura 5, determine F = DTML ab +


ƪ

ƫ


DTMe + F ǒDTML abǓ

+

+

4. Evaluación de la Transferencia Total de Calor (U oA)ab +

Q ab + DTMe ab

(U oA)ac +

Q ac + DTMe ac

(U oA)bc +

Q bc + DTMe bc

5. Geometría del Cuerpo del Intercambiador Primer Tanteo

a. Seleccione el tamaño estándar del cuerpo del intercambiador de la Figura 3 Ancho total máx. Ancho efectivo máx. Altura total máx. Longitud total máx. Espesor de la lámina separadora

= = = = =

b. Selecciones el tipo de aleta de la Tabla 2 (1) Para la corriente a Altura, b Espaciado de aleta, n Espesor de aleta, Xf

= = =

Segundo Tanteo

Tercer Tanteo

PDVSA




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0

OCT.95

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TABLA 4.A (CONTINUACION) Primer Tanteo A’x A”F AF/AT Dh

= = = =

(2) Para la corriente, b Altura, b Espaciado de la aleta; n Espesor de la aleta; Xf A’x A”F

= = = = =

A”T AF/AT Dh

= = =

(3) Para la corriente, c Altura, b Espaciado de la aleta; n Espesor de la aleta; Xf A’x A”F

= = = = =

AT AF/AT Dh

= = =

c. Número y Arreglos de Canales de flujo Para la corriente a, Na Para la corriente b, Nb Para la corriente c, Nc

= = = =

Rab =

Número de interfaces “a–b” No total de interfaces “a”

=

Rac =

Número de interfaces “a–c” No total de interfaces “a”

=

Rba =

Número de interfaces “b–a” No total de interfaces “b”

=

Segundo Tanteo

Tercer Tanteo

PDVSA




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OCT.95

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TABLA 4.A (CONTINUACION) Primer Tanteo Rbc =

Número de interfaces “b–c” No total de interfaces “b”

=

Rca =

Número de interfaces “c–a” No total de interfaces “c”

=

Rcb =

Número de interfaces “c–b” No total de interfaces “c”

=

6. Area de Flujo Ax = A’x (N) W Para la corriente a, Ax Para la corriente b, Ax Para la corriente c, Ax

= = = =

7. Velocidad Másica G = M/Ax Para la corriente a, G Para la corriente b, G Para la corriente c, G

= = = =

8. Número de Reynolds Re= Dh G/Z Para la corriente a, Re Para la corriente b, Re Para la corriente c, Re

= = = =

Segundo Tanteo

Tercer Tanteo

Si cuaquier Re > 10000, el área adicional de flujo debe ser provista, cambiando la geometría del cuerpo del intercambiador, la configuración de flujo de éste o las dos. 9. Coeficiente de Transferencia de Calor

a. Una sola fase (1) Pr = cp z/k Para la corriente a, Pr Para la corriente b, Pr Para la corriente c, Pr

= = =

(2) El factor j de la Figura 4 Para la corriente a, j Para la corriente b, j Para la corriente c, j

= = =

PDVSA




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0

OCT.95

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TABLA 4.A (CONTINUACION) Primer Tanteo (3) h =

103

j G

cp/Pr2/3

Para la corriente a, h Para la corriente b, h Para la corriente c, h

= = =

b. Cambio de fase Hirviendo

h = 1140 W/m2°C

Condensado

h = 2270 W/m2°C


= = =

10. Area superficial por metro de longitud A’T = AT/L = A”T (N) (W) Para la corriente a, A’T Para la corriente b, A’T Para la corriente c, A’T

= = =

11. Evaluación de la Transferencia de Calor por Unidad de Longitud A’T = AT/L = A”T (N) (W)

a. Fm = 0.00179 np

b

ǸXh

f

Para la corriente a, Fm Para la corriente b, Fm Para la corriente c, Fm

= = =

b. De la Figura 6, determine ηf Para la corriente a, ηf Para la corriente b, ηf Para la corriente c, ηf

= = =

c. ηo = 1 – (Af/AT) (1–η) Para la corriente a, ηo Para la corriente b, ηo Para la corriente c, ηo

= = =

d. Evaluación de la transferencia de calor, hηo A”T Para la corriente a, hηo A’T Para la corriente b, hηo A’T Para la corriente c, hηo A’T

= = =

Segundo Tanteo

Tercer Tanteo

PDVSA




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0

OCT.95

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(4)

TABLA 4.A (CONTINUACION) Primer Tanteo

Segundo Tanteo

Tercer Tanteo

12. Evaluación del Coeficiente Total de Transferencia de Calor por Unidad de Longitud

ǒU 1AȀǓ o

ǒU 1AȀǓ o

ǒU 1AȀǓ o

+

1 1 ) ǒhh o AȀ TǓ R ab ǒhh o AȀ TǓ R ba a b

=

+

1 1 ) ǒhh o AȀ TǓ R ac ǒhh o AȀ TǓ R ca a c

=

+

1 1 ) ǒhh o AȀ TǓ R bc ǒhh o AȀ TǓ R cb b c

=

ab

ac

bc

13. Longitud Efectiva Requerida L ab +

(Uo A) ab (Uo AȀ) ab

=

L ac +

(Uo A) ac (Uo AȀ) ac

=

L bc +

(Uo A) bc (Uo AȀ) bc

=

Si es necesario la geometría del cuerpo del intercambiador debe ser ajustada de tal manera que las longitudes efectivas se balanceen entre 5% y 10% 14. Caída de Presión

a. Pérdida por fricción, ∆Pf (1) Flujo de una fase Densidad promedio de la corriente a, ρm Densidad promedio de la corriente b, ρm

=

Densidad promedio de la corriente c, ρm

=

=

(2) Densidad promedio para un cambio de fase, ρm

ò mix + X

1 m

òg

)

(1*X m) òl


= = =

PDVSA




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OCT.95

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TABLA 4.A (CONTINUACION) Primer Tanteo

(3)

ǒ

Ǔ

2 DP f + 1 x f L G ò 500 Dh m

Para la corriente a, ∆Pf Para la corriente b, ∆Pf Para la corriente c, ∆Pf

= = =

b. Pérdida por Impulsión, ∆Pm

ǒ

Ǔ

DP m + G 2 ò1 ò1 o l

Para la corriente a, ∆Pm Para la corriente b, ∆Pm Para la corriente c, ∆Pm

= = =

c. Caída de presión total en el cuerpo del intercambiador

DP 6 + DP f ) DP m Para la corriente a, ∆P6 Para la corriente b, ∆P6 Para la corriente c, ∆P6

= = =

d. Caída de presión total

DP t + 1.25 ǒ3ńLǓ DP 6 Para la corriente a, ∆Pt Para la corriente b, ∆Pt Para la corriente c, ∆Pt

= = =

Segundo Tanteo

Tercer Tanteo

PDVSA




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0

OCT.95

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TABLA 6. TABLA 4.B HOJA DE CALCULO PARA INTERCAMBIADORES DE LAMINAS (UNIDADES INGLESAS) Proceso No. de Intercambiador

Refinería y Localización

Calc. por Fecha

1. Especificaciones de rendimiento Corriente caliente a: Ti = z =

°F cP

Corriente caliente b: Ti = z =

°F cP

Corriente caliente c: Ti = z =

°F cP

M = To = k =

lb/h Xi = °F Pi = BTU/hpie2°F

M = To = k =


M = To = k =


2. Carga de calor Qa = 103 Ma cpa (Ti–To)a = Qb = 103 Mb cpb (To–Ti)b = Qc = 103 Mc cpc (To–Ti)c = Note que:

Qa = Qb + Qc Qa = Qab + Qac Qb = Qab – Qac Qc = Qac + Qbc

3. Especificaciones de rendimiento a. Operación en contracorriente Para corrientes a y b DTML ab +


ƪ

ƫ


+ DTMeab +

Para corrientes b y c DTML ac +

(T ia * T oc) * (T oa * T ic)

ƪ

ǒT *TocǓ ln ǒ ia Toa*TicǓ

ƫ

+ DTMeac +

, psia

Xo= cp = lb/pie3

, BTU/lb

, psia

Xo= cp = lb/pie3

, BTU/lb

, psia

Xo= cp = lb/pie3

, BTU/lb

ρ =

ρ =

ρ =

PDVSA




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0

OCT.95

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TABLA 4.B (CONTINUACION) Para corrientes b y c ǒT ib * T icǓ * ǒT ob * T ocǓ

DTML bc +

ƪ

ƫ

ǒTib*TicǓ ln ǒTob*TocǓ

+ DTMeab +

b. Operación con flujo transversal P+

T ob * T ia + T ia * T ib

R+

T ia * T oa + T ob * T ia

de la Figura 5, determine F = DTML ab +


ƪ

ƫ


DTMe + F ǒDTML abǓ

+

+

4. Evaluación de la Transferencia Total de Calor (U oA)ab +

Q ab + DTMe ab

(U oA)ac +

Q ac + DTMe ac

(U oA)bc +

Q bc + DTMe bc

5. Geometría del Cuerpo del Intercambiador Primer Tanteo

a. Seleccione el tamaño estándar del cuerpo del intercambiador de la Figura 3 Ancho total máx. Ancho efectivo máx. Altura total máx. Longitud total máx. Espesor de la lámina separadora

= = = = =

b. Selecciones el tipo de aleta de la Tabla 2 (1) Para la corriente a Altura, b Espaciado de aleta, n Espesor de aleta, Xf

= = =

Segundo Tanteo

Tercer Tanteo

PDVSA




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0

OCT.95

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TABLA 4.B (CONTINUACION) Primer Tanteo A’x A”F AF/AT Dh

= = = =

(2) Para la corriente, b Altura, b Espaciado de la aleta; n Espesor de la aleta; Xf A’x A”F

= = = = =

A”T AF/AT Dh

= = =

(3) Para la corriente, c Altura, b Espaciado de la aleta; n Espesor de la aleta; Xf A’x A”F

= = = = =

AT AF/AT Dh

= = =

c. Número y Arreglos de Canales de flujo Para la corriente a, Na Para la corriente b, Nb Para la corriente c, Nc

= = = =

Rab =

Número de interfaces “a–b” No total de interfaces “a”

=

Rac =

Número de interfaces “a–c” No total de interfaces “a”

=

Rba =

Número de interfaces “b–a” No total de interfaces “b”

=

Segundo Tanteo

Tercer Tanteo

PDVSA




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0

OCT.95

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Indice volumen


TABLA 4.B (CONTINUACION) Primer Tanteo Rbc =

Número de interfaces “b–c” No total de interfaces “b”

=

Rca =

Número de interfaces “c–a” No total de interfaces “c”

=

Rcb =

Número de interfaces “c–b” No total de interfaces “c”

=

6. Area de Flujo Ax = A’x (N) W Para la corriente a, Ax Para la corriente b, Ax Para la corriente c, Ax

= = = =

7. Velocidad Másica G = M/Ax Para la corriente a, G Para la corriente b, G Para la corriente c, G

= = = =

8. Número de Reynolds Re= Dh G/ 2.42 Z Para la corriente a, Re Para la corriente b, Re Para la corriente c, Re

= = = =

Segundo Tanteo

Tercer Tanteo

Si cuaquier Re > 10000, el área adicional de flujo debe ser provista, cambiando la geometría del cuerpo del intercambiador, la configuración de flujo de éste o las dos. 9. Coeficiente de Transferencia de Calor

a. Una sola fase (1) Pr = 2.42 cp z/k Para la corriente a, Pr Para la corriente b, Pr Para la corriente c, Pr

= = =

(2) El factor j de la Figura 4 Para la corriente a, j Para la corriente b, j Para la corriente c, j

= = =

PDVSA




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0

OCT.95

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Indice volumen


TABLA 4.B (CONTINUACION) Primer Tanteo (3) h =

103

j G

cp/Pr2/3


= = =

b. Cambio de fase Hirviendo

h = 200 BTU / hpie2°F

Condensado

h =400 BTU / hpie2°F


= = =

10. Area superficial por metro de longitud A’T = AT/L = A”T (N) (W) Para la corriente a, A’T Para la corriente b, A’T Para la corriente c, A’T

= = =

11. Evaluación de la Transferencia de Calor por Unidad de Longitud A’T = AT/L = A”T (N) (W)

a. Fm = 0.025

np

b

ǸXh

f

Para la corriente a, Fm Para la corriente b, Fm Para la corriente c, Fm

= = =

b. De la Figura 6, determine ηf Para la corriente a, ηf Para la corriente b, ηf Para la corriente c, ηf

= = =

c. ηo = 1 – (Af/AT) (1–η) Para la corriente a, ηo Para la corriente b, ηo Para la corriente c, ηo

= = =

d. Evaluación de la transferencia de calor, hηo A”T Para la corriente a, hηo A’T Para la corriente b, hηo A’T Para la corriente c, hηo A’T

= = =

Segundo Tanteo

Tercer Tanteo

PDVSA




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0

OCT.95

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(4)

TABLA 4.B (CONTINUACION) Primer Tanteo

Segundo Tanteo

Tercer Tanteo

12. Evaluación del Coeficiente Total de Transferencia de Calor por Unidad de Longitud

ǒU 1AȀǓ o

ǒU 1AȀǓ o

ǒU 1AȀǓ o

+

1 1 ) ǒhh o AȀ TǓ R ab ǒhh o AȀ TǓ R ba a b

=

+

1 1 ) ǒhh o AȀ TǓ R ac ǒhh o AȀ TǓ R ca a c

=

+

1 1 ) ǒhh o AȀ TǓ R bc ǒhh o AȀ TǓ R cb b c

=

ab

ac

bc

13. Longitud Efectiva Requerida L ab +

(Uo A) ab (Uo AȀ) ab

=

L ac +

(Uo A) ac (Uo AȀ) ac

=

L bc +

(Uo A) bc (Uo AȀ) bc

=

Si es necesario la geometría del cuerpo del intercambiador debe ser ajustada de tal manera que las longitudes efectivas se balanceen entre 5% y 10% 14. Caída de Presión

a. Pérdida por fricción, ∆Pf (1) Flujo de una fase Densidad promedio de la corriente a, ρm Densidad promedio de la corriente b, ρm

=

Densidad promedio de la corriente c, ρm

=

=

(2) Densidad promedio para un cambio de fase, ρm

ò mix + X

1 m

òg

)

(1*X m) òl


= = =

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TABLA 4.B (CONTINUACION) Primer Tanteo

(3)

ǒ

Ǔ

2 DP f + 1 x f L G ò 500 Dh m

Para la corriente a, ∆Pf Para la corriente b, ∆Pf Para la corriente c, ∆Pf

= = =

b. Pérdida por Impulsión, ∆Pm

ǒ

Ǔ

DP m + G 2 ò1 ò1 o l

Para la corriente a, ∆Pm Para la corriente b, ∆Pm Para la corriente c, ∆Pm

= = =

c. Caída de presión total en el cuerpo del intercambiador

DP 6 + DP f ) DP m Para la corriente a, ∆P6 Para la corriente b, ∆P6 Para la corriente c, ∆P6

= = =

d. Caída de presión total

DP t + 1.25 ǒ3ńLǓ DP 6 Para la corriente a, ∆Pt Para la corriente b, ∆Pt Para la corriente c, ∆Pt

= = =

Segundo Tanteo

Tercer Tanteo





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Fig 1. ENSAMBLAJE DE INTERCAMBIADORES DE LAMINAS ALETEADAS





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Fig 2. ARREGLOS DE FLUJO PARA INTERCAMBIADORES DE LAMINAS ALETEADAS





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Fig 3. CORRUGACIONES DE ALETAS






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Fig. 4A FACTOR DE TRANSFERENCIA DE CALOR Y CAÍDA DE PRESIÓN (ALETAS PLANAS)

Fig 4.





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Fig. 4B FACTOR DE TRANSFERENCIA DE CALOR Y CAÍDA DE PRESIÓN (ALETAS TIPO LANZAS)

Fig 5.





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Fig. 4C FACTOR DE TRANSFERENCIA DE CALOR Y CAÍDA DE PRESIÓN (ALETAS PERFORADAS)

Fig 6.





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Fig. 4D FACTOR DE TRANSFERENCIA DE CALOR Y CAÍDA DE PRESIÓN (ALETAS ONDULADAS)

Fig 7.





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Fig. 5 FACTOR DE CORRECCIÓN DE DTML PARA INTERCAMBIADORES DE FLUJO TRANSVERSAL

Fig 8.





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Fig. 6 EFICIENCIA DE LA ALETA

Fig 9.


PDVSA MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO MANEJO DE MATERIALES SOLIDOS A GRANEL (MMSG)

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MDP–11–MA–01

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E PDVSA, 1983

ALMACENAMIENTO A CIELO ABIERTO: PILAS, SISTEMAS APILADORES Y RECUPERADORES

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 GENERAL . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 APILADORES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

4.1 4.2

Apiladores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pilas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 4

5 RECUPERADORES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

6

6 APILADORES/RECUPERADORES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

9

7 EQUIPO MOVIL . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

11

8 MEZCLADO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

18

9 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

20

10 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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OBJETIVO En este tópico se establecerán los parámetros de diseño más relevantes de los sistemas de almacenamiento a cielo abierto, y se evaluarán las condiciones que establecen la selección de los diferentes equipos relacionados.

2

ALCANCE Este tópico cubre lo concerniente a los tipos y características de los sistemas de almacenamiento a cielo abierto y equipo relacionado. Este tópico también incluye criterios de mezclado en pilas.

3

GENERAL El almacenamiento a cielo abierto es el método más económico para mantener altos inventarios de materiales sólidos a granel, minimizando la inversión y el mantenimiento de estructuras y equipo auxiliar. El almacenamiento a cielo abierto es una práctica común en un gran número de industrias, aplicándose principalmente a materiales que reúnen las siguientes características: S S S S S S S

No higroscópicos, con tamaños de partícula mayor a 200 micrones, desaireados, poco propensos a ser arrastrados por el viento, con propiedades que no se alteran al estar expuestos a la intemperie, no contaminantes, con una buena relación peso / volumen.

Entre los materiales que comúnmente son almacenados a cielo abierto encontramos al carbón, los minerales, los materiales aglomerados y la arena. Sin embargo, esta práctica no se restringe a los criterios listados, ya que también se almacenan normalmente a cielo abierto la sal (que es higroscópica), la astillas de madera y el aserrín (que poseen baja densidad y pueden ser arrastrados por el viento), y otros materiales. La capacidad del terreno para soportar las pilas es la primera condición a evaluar. Dependiendo de la densidad del material, algunas pilas de 3 a 6 m. pueden exceder la resistencia del terreno. Algunos materiales a granel han sido almacenados en pilas de más de 31 m. Cuando exista la duda, se debe realizar estudios geotécnicos para determinar la máxima altura posible de la pila. Es importante recalcar que siempre se debe buscar el maximizar la altura de la pila para obtener la mayor capacidad de almacenamiento posible.


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Según el diseño y las técnicas de manejo, esta práctica se puede categorizar como almacenamiento vivo, activo o muerto. El almacenamiento vivo está relacionado con las prácticas de recuperación del material de la pila por gravedad. El almacenamiento activo es cuando el material es recuperado mecánicamente durante las operaciones normales. La recuperación mecánica puede hacerse vía rueda de cangilones (“bucket wheel”), “bulldoser”, excavadores de portal (“Portal scraper”), u otro tipo de equipo. El almacenamiento muerto se refiere a aquellos material que son mantenidos en pilas por períodos extendidos de tiempo. A fin de reducir la inversión, el almacenamiento muerto se maneja, usualmente, con equipo móvil. Existen una serie de reglas básicas para el diseño del almacenamiento de materiales a cielo abierto. Estas son: S Se debe almacenar como mínimo el 10 % del requerimiento anual de un material. S Al menos el 10% del material almacenado a cielo abierto debe ser activo. S Se debe incrementar lo establecido en los dos puntos anteriores al 50% cuando sea necesario el mezclado de las pilas. S Tener capacidad para almacenar al menos 1,5 veces el inventario de materiales que se usa o se produce por período de tiempo. S Tener capacidad estacionales, etc.

de

almacenamiento

para

compensar

fluctuaciones

Estas reglas básicas se establecen para condiciones promedio.

4

APILADORES 4.1

Apiladores Existe en el mercado una gran variedad de apiladores de uso común. estos equipo se adaptan frecuentemente a nuevos diseños. La selección apropiada de los apiladores es de capital importancia, ya que estos equipos representan una parte preponderante de los costos de inversión y mantenimiento del sistema. Un método sencillo y útil para evaluar diferentes tipos de apiladores se presenta en la Tabla 1. Esta tabla clasifica a los apiladores según su diseño y capacidad volumétrica.


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TABLA 1. TIPOS DE APILADORES.

Tipo de apilador

Descripción

Ventajas

Desventajas

Volumen de almacenamiento promedio (m3 x 1000)

Fijo

Transportador que se Más barato Menor capacidad extiende sobre una pila. Menos complicado de pila Forma pilas cónicas. Mas eficiente

Radial

Transportador montado Barato sobre una rueda que le Sencillo permite efectuar una Eficiente descarga semicircular.

Capacidad limitada

Linear

Transportador montado Gran capacidad sobre una rueda y Eficiente desplazamiento lineal.

A veces costoso y/o complicado

30 – 600

Elevado

Transportador elevado Alta capacidad con descarga móvil. Eficiente Forma pilas cónicas o Fácil de cerrar tipo “Windrow”.

Altos costos de estructura y fundaciones

30 – 600

Portátil

Transportador montado Barato sobre ruedas, fácil de Flexible ubicar en diferentes sitios

Alta labor

> 30

Móvil

Transportador móvil Alta capacidad montado sobre rieles. Flexible Permite almacenar altos volúmenes de material en áreas extensas

Alto costo Requiere alto mantenimiento

> 600

4.2

< 15

3 – 60

Pilas Se pueden identificar tres formas básicas de pilas formadas por equipos apiladores: cónicas, riñón (“kidney”) y fila (“windrow”). Otras configuraciones posibles se derivan de las tres primeras, encontrándose algunas con topes planos. La Figura 1 ilustra las formas básicas de pilas y se presentan ecuaciones para el calculo del volumen y el are a superficial de las mismas.


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Fig 1. DIMENSIONES Y FORMAS TÍPICAS DE LAS PILAS.

En las tipo riñón y fila no se considera en las ecuaciones el volumen y el área que ocupan los conos terminales de las pilas. Si se quiere efectuar un calculo exacto se deben sumar las ecuaciones dadas para la pila cónica. Debido a la naturaleza heterogénea de algunos materiales sólidos particulados, sus componentes pueden variar en su naturaleza química, dureza, densidad y en otras características físicas. Cuando se forman las pilas, frecuentemente se observa segregación, especialmente cuando se apila usando un solo punto de descarga, tal como se muestra en la Figura 2.


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Fig 2. SEGREGACIÓN TEÓRICA DE UNA PILA PARA UN SOLO PUNTO DE DESCARGA.

La segregación puede ser minimizada descargando desde múltiples posiciones, tal como se ilustra en la Figura 3. Fig 3. SEGREGACIÓN TEÓRICA DE UNA PILA PARA MÚLTIPLES PUNTOS DE DESCARGA.

5

RECUPERADORES Los equipos recuperadores se usan ampliamente y pudiéndose conseguir en una gran variedad de estilos. Se los puede categorizar por su arreglo, estructura y elemento operativo, tal como se muestra en la Tabla 2.


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TABLA 2. CLASIFICACIÓN GENERAL DE LOS EQUIPOS RECUPERADORES. Arreglo

Lineal

Estructura

Grúa

“Grab bucket” “Dragline” “Shovel”

Portal

“Scraper” “Bucket chain” “Rotary disc”

Radial

Móvil

Elemento operativo

Puente

“Bucket wheel” “Drum”

Los rangos típicos de capacidad para los equipos recuperadores se muestran en la Tabla 3. TABLA 3. RANGOS TÍPICOS DE CAPACIDAD DE LOS EQUIPOS RECUPERADORES.

Capacidad (m3/h) Elemento operativo

Normal

“Grab bucket”

40 – 230

“Dragline”

50 – 270

“Shovel”

70 – 390

“Scraper”

180 – 1800

“Bucket chain”

1000 – 4000

“Rotary disc”

1000 – 1800

“Bucket wheel”

200 – 4000

“Drum”

500 – 1500

Máximo

1800

10000

13000


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La estructura de un recuperador puede ser de grúa, portal o puente. Los términos portal y puente se usan, algunas veces, confiriéndole el mismo significado. Sin embargo, el termino portal se refiere a una estructura simétricamente inclinada y elevada, mientras que el puente se asocia a una estructura horizontal elevada a nivel de la base de la pila. Los equipos recuperadores pueden ser categorizados como maquinaria cíclica o continua. La maquinaria cíclica tiene mas ventajas que la continua para servicios pesados. Ellas se usan, normalmente, en aplicaciones mineras donde el tamaño del material, el esfuerzo de excavación, las distancias y/o las profundidades son grandes. La maquinaria continua se aplica, en general, para recuperar material almacenado en pilas. Su efectividad puede trasladarse a aplicaciones mineras siempre y cuando el tamaño del material no sea muy grande. Cada uno de los recuperadores mas usados presenta ventajas especiales dependiendo de la aplicación requerida. El “portal scraper” es el único recuperador que puede efectuar la doble función de recuperador y apilador. El “bucket wheel” permite manejar materiales relativamente cohesivos, de libre fluencia o aquellos que se pueden degradar si se usan “scrapers” o “bulldozers”. El “bucket wheel” montada sobre un puente se usa en aplicaciones de homogeneización de pilas, mientras que si se lo monta sobre una grúa, este se usa para aplicaciones generales de recuperación. En la Figura 4 se ilustran algunos de estos equipos.


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(A)

(B)

(C)

Fig 4. EQUIPOS RECUPERADORES. A) GRÚA CON “BUCKET WHEEL”; B) PORTAL CON “SCRAPER”; C) PUENTE CON “SCRAPER”.

6

APILADORES/RECUPERADORES El termino apilador/recuperador define a cualquier equipo que como una entidad exclusiva desarrolla ambas funciones. El arreglo mas usado para esta función es la combinación de grúa móvil con “bucket wheel”, montada sobre rieles. La doble función de este tipo de equipos pueden resultar, dependiendo de la operación, en una ventaja o en un constante impedimento operativo. Cuando se usan en pilas de alta capacidad, los apiladores/recuperadores ofrecen ventajas de costo de inversión y mantenimiento frente a equipos que realicen cada función por separado.


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El uso apropiado de estos equipos los relaciona con un almacenamiento activo, aun cuando se los ha utilizado en almacenamiento muerto. La recuperación efectiva del material de una pila usando un apilador/recuperador requiere de un operador experimentado, familiarizado con las características de la pila. El método mas común usado para recuperar una pila triangular, tipo fila (“windrow”), es el conocido como “side block bench”, el cual se ilustra en la Figura 5. Fig 5. MÉTODO DE RECUPERACIÓN “SIDE BLOCK BENCH”.


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EQUIPO MOVIL El equipo móvil–tractores “bulldozer”, excavadoras, cargadores y camiones representan un elemento importante en el manejo y almacenamiento de materiales a granel a cielo abierto. Sin embargo, y muy frecuentemente, este tipo de equipo es inadecuadamente estudiado durante la fase de planeamiento y diseño de un sistema de almacenamiento en pilas. Aun cuando los costos de inversión de este tipo de equipos representa un pequeña fracción del costo total del sistema, ellos ejercen un impacto significativo sobre los costos de operación debido a la inclusión de los siguientes elementos: S S S S S

Operadores, combustibles y lubricantes, reparaciones y mantenimiento, reemplazo de neumáticos, reemplazo de maquinaria.

Los cuatro mayores tipos de equipo móvil se muestran en la Figura 6. Fig 6. EQUIPO MÓVIL DE ARRIBA HACIA ABAJO: TRACTOR “BULLDOZER”, CARGADOR FRONTAL, CAMIÓN Y EXCAVADORA.


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El tractor “bulldozer” se usa comúnmente para extender o recuperar una pila de material. Las curvas de producción de este tipo de equipos se muestran en la Figura 7. Esta carta puede modificarse por los factores dados en la Figura 8 y en las Tablas 5 y 6. Para una máxima producción, es importante la selección apropiada de la cuchilla. Esta producción puede verse afectada por las características del material y las limitaciones inherentes al equipo. Fig 7. PRODUCCIÓN ESTIMADA PARA EL TRACTOR “BULLDOZER”.


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Fig 8. “DOZING FACTOR”.

TABLA 4. COEFICIENTES DE TRACCIÓN. Condition Well

Loose coal

Machine

Coefficient of Traction

Track type

0.75 – 0.80

Wheel type

0.40 – 0.50

Track type

0.60

Wheel type

0.30 – 0.0


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TABLA 5. FACTORES DE CORRECCIÓN PARA LA CONDICIÓN DE TRABAJO.

El tractor “bulldozer” es más efectivo para excavar y transportar materiales sobre distancias cortas y terreno accidentados e inclinados. El cargador frontal, por su parte, son maquinarias cíclicas. Su capacidad de producción debe ser calculado por ciclos, consistentes en: 1.

Carga, descarga y maniobras,

2.

tráfico, para aquellas situaciones en que el cargador frontal debe trasladar el material entre dos puntos próximos.

Las Figuras 9 y 10 presentan un método simple para estimar la producción en una operación de carga de camiones.


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Fig 9. CARGADORES FRONTALES CARTA DE PRODUCCIÓN Y SELECCIÓN DE EQUIPOS.

Fig 10. CARGADORES FRONTALES CARTA DE PRODUCCIÓN Y SELECCIÓN DE EQUIPOS (CONTINUACIÓN).


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Los camiones se seleccionan para el acarreo de materiales a distancias relativamente largas para el resto de los equipos móviles, sirviendo de interfase entre ellos y el punto de destino. Esta selección resulta económica en aquellas aplicaciones que involucran baja a moderada capacidad de carga, y sobre distancias que varían entre los 10 y 200 km. Dentro de la logística de transporte de los camiones, la carga y descarga lleva, normalmente 5 min. El tiempo de tránsito se ve afectado por la capacidad del camión, el tipo de carga, nivel de llenado de la unidad, clima, experiencia del conductor, mantenimiento de la vía y velocidad de desplazamiento. Para ciclos cortos, se asume un tiempo de 30 min para completar la operación. La Figura 11 muestra la producción estimada para varias capacidades de los camiones. Fig 11. PRODUCCIÓN DE LOS CAMIONES SEGÚN SU CAPACIDAD.


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Las excavadoras son equipos montados sobre ruedas que tienen un rango de operación mayor que los tractores “bulldozer” y menor que los camiones. Se usan para cubrir distancia que van desde los 300 m a más de un kilómetro. Estas unidades son autosuficientes para cargar y descargar materiales. Gracias a esta característica, este tipo de unidades no forman colas, como los camiones, cuando se trabaja a una alta producción. La Figura 12 muestra un ejemplo de una curva de producción para una excavadora de alta capacidad tipo “push–pull”. Fig 12. EXCAVADORAS DISTANCIA VS. PRODUCCIÓN.

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MEZCLADO El mezclado y homogeneización de los materiales particulados almacenados a cielo abierto ha sido, históricamente, de capital importancia para muchas industrias. Esto es particularmente cierto cuando las materias primas provienen de diferentes fuentes y minas, variando en calidad. El mezclado también se usa para combinar diferentes tipos de materiales con diferentes características y propiedades. La homogeneización reduce la variabilidad del material. De la teoría estadística tradicional se puede expresar la medición de la variabilidad como la desviación estándar de una muestra: s+

Ǹ

_ 2 S ǒ X * Xi Ǔ N*1

[1]

donde: σ

=

desviación estándar

X

= = =

el promedio de la población el promedio de la muestra número de muestras tomadas

Xi N

En este caso, el objetivo de mezclar es reducir la desviación estándar hasta un nivel aceptable. Esto se efectúa estableciendo la variación permisible y el intervalo de confianza. La Figura 13 ilustra un ejemplo típico. Fig 13. CURVA DE HOMOGENEIZACIÓN DISTRIBUCIÓN NORMAL.

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El segundo objetivo de el mezclado es el combinar varios tipos de materiales en un producto específico vía receta. Para ello se puede usar la siguiente ecuación:

ȍ aiUi n

Ub +

[2]

i+1

donde: U α i n b

= = = = =

el resultado de la combinación, la cantidad proporcional de cada componente, cada material a ser mezclado, el número total de materiales a ser mezclados, el producto de la mezcla.

Tal como se muestra en la Figura 14, existen diversos métodos para mezclar y homogeneizar materiales almacenados en pilas. Cada método usa diferentes componentes y arreglos, representando cada uno de ellos diferentes niveles de flexibilidad, capacidades de homogeneización y rangos de inversión. Fig 14. MÉTODOS DE MEZCLADO Y HOMOGENEIZACIÓN.

El método de galones (“chevron”) apila al material por un punto de descarga central. Cada capa subsecuente cubre completamente la capa anterior. Cada


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capa sucesiva tiene mayor volumen, por lo que para mantener el mismo grosor, la velocidad del apilador debe ser variable. El método de fila (“windrow”) apila al material usando descarga múltiple, por lo que se forman múltiples pilas. Este método se recomienda para minimizar la segregación en materiales con diferencias granulométricas importantes. El método galones/fila (“chevron/windrow”) combina las ventajas d los dos métodos anteriores. El método de galones oblicuos (“skewed chevron”) se usa cuando el equipo recuperador es un excavador de portal. Por último, el mezclado por pilas separadas implica la recuperación dosificada de materiales diferentes provenientes de distintas pilas.

9

NOMENCLATURA s

=

desviación estándar

X

=

el promedio de la población

Xi

=

el promedio de la muestra

N

=

número de muestras tomadas

U

=

el resultado de la combinación,

a

=

la cantidad proporcional de cada componente,

i

=

cada material a ser mezclado,

n

=

el número total de materiales a ser mezclados,

b

=

el producto de la mezcla.

10 REFERENCIAS 1.

KULWIEC, R. “Materials Handling Handbook”. Wiley–Interscience Publication. New York, 1985.

2.

Catálogos de fabricantes.

2nd.

Edition.


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PDVSA, 1983

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INTRODUCCION

DESCRIPCION FECHA NOV.97

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MANEJO DE MATERIALES SOLIDOS A GRANEL (MMSG) INTRODUCCION Indice manual

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2.1 2.2 2.3 2.4

Propiedades de los materiales sólidos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemas alimentadores y transportadores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Almacenamiento en silos y tolvas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Almacenamiento a cielo abierto: pilas, sistemas apiladores y recuperadores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Muestreo de materiales sólidos a granel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Seguridad industrial asociada al manejo de materiales sólidos a granel

2 3 3

3 DEFINICION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

4 CONSIDERACIONES SOBRE EL MANEJO DE MATERIALES SOLIDOS A GRANEL . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

2.5 2.6

4.1 4.2 4.3 4.4

2 2 2

Tecnología de procesos y manejo de materiales sólidos a granel . . . . . . Productividad y manejo de materiales sólidos a granel . . . . . . . . . . . . . . . Problemas relacionados con el manejo de materiales sólidos a granel . Arreglo de planta, disposición de equipos y manejo de materiales sólidos a granel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 5 6

5 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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OBJETIVO En esta sección se desarrolla una introducción a los capítulos incluidos en el área “Manejo de materiales sólidos a granel”, a fin de presentar los tópicos involucrados y exponer las principales consideraciones conceptuales asociadas con esta área del diseño de procesos.

2

ALCANCE Se cubren los tópicos incluidos en el área del manejo de los materiales sólidos a granel. Estos tópicos se presentan a continuación:

2.1

Propiedades de los materiales sólidos Los sólidos son el estado de la materia que presenta más dificultad para su manejo. El conocimiento del comportamiento de un material, como partícula o a granel, es básico tanto para el diseño como para la selección de equipos de transporte y/o almacenamiento. Dentro de este tópico se presentan las secciones de propiedades de las partículas sólidas y de los materiales sólidos a granel.

2.2

Sistemas alimentadores y transportadores Asegurar flujos uniformes de materiales entre equipos de almacenaje, manejo y procesamiento es potestad de los sistemas alimentadores y transportadores. Este tópico reune una amplia gama de equipos alimentadores, asociados con aplicaciones diversas, y diferentes sistemas transportadores, entre los cuales se incluyen correas transportadoras, transportadores de cadena, de tornillo, vibradores y tipo “en–masse”, elevadores de cangilones y elementos para el diseño de sistemas neumáticos.

2.3

Almacenamiento en silos y tolvas Un buen diseño de los equipos para el almacenaje de los materiales sólidos a granel se traduce en descargas confiables a ratas controlables. Este tópico involucra muchas de las consideraciones necesarias para diseñar silos y tolvas, haciendo especial énfasis en la importancia de seleccionar parámetros de diseño consistentes con las propiedades de fluencia del material a ser almacenado.

2.4

Almacenamiento a cielo abierto: recuperadores

pilas, sistemas apiladores y

El almacenamiento a cielo abierto es el método más económico para mantener altos inventarios de materiales sólidos a granel. Su aplicación reduce al mínimo los costos de inversión y mantenimiento sobre estructuras y equipos auxiliares. Este tópico cubre parámetros de diseño de pilas, sistemas apiladores y recuperadores y estrategias de almacenamiento.



2.5


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Muestreo de materiales sólidos a granel El valor de mercado de un material sólido a granel es una función de la calidad promedio respecto a las características de interés para el comprador y el usuario. En la medición de la calidad promedio cobra especial relevancia la metodología de muestreo que se aplique previa al análisis de propiedades. Este tópico incluye bases teóricas y diversas metodologías de muestreo relacionadas con aquellas operaciones que involucren el manejo o procesamiento de materiales sólidos a granel.

2.6

Seguridad industrial asociada al manejo de materiales sólidos a granel De todos los tipos de accidentes ocurridos en áreas industriales, los accidentes relacionados con el manejo de materiales sólidos a granel son los más comunes. Este tópico incluye consideraciones de seguridad dirigidas a proteger tanto la salud de los trabajadores, como las instalaciones y el medio ambiente en aquellas áreas de riesgo asociadas con el manejo de materiales sólidos a granel.

3

DEFINICION Manejo de materiales sólidos a granel es el sistema o combinación de métodos, instalaciones, labor y equipos relacionados con el transporte, empaque y almacenamiento de materiales particulados para cubrir objetivos específicos.

4

CONSIDERACIONES SOBRE EL MANEJO DE MATERIALES SOLIDOS A GRANEL Diversos tópicos cobran especial importancia a la hora de ampliar la definición del manejo de materiales sólidos a granel y ubicar esta área del conocimiento dentro del contexto de las otras operaciones industriales. Entre estos cabe destacar los que se desarrollan a continuación.

4.1

Tecnología de procesos y manejo de materiales sólidos a granel En el más amplio sentido, la tecnología de procesos involucra la transformación de la materia de acuerdo con su naturaleza, calidad y composición. Esta transformación generalmente ocurre en varias etapas implicando la adición o liberación de energía. La representación esquemática de estos cambios se muestra en la Figura 1, en donde tres campos pueden ser diferenciados: tecnología de procesos químicos, térmicos y mecánicos.


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MANEJO DE MATERIALES SOLIDOS A GRANEL (MMSG) INTRODUCCION

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Fig 1. CAMPOS DE LAS TECNOLOGÍAS DE PROCESOS

Cambios de estado Tecnología de procesos químicos

Tecnología de procesos térmicos

Fenómeno de transporte

Reacciones químicas

Transporte de calor

Transformaciones de fase

Transporte de moléculas

Intercambio de fase

Tecnología de procesos mecánicos

Cambios en condiciones de mezclas y en condiciones dispersión

las las las de

Transporte de sistema continuos Transporte de partículas

En el campo de la tecnología de procesos químicos las transformaciones están controladas por reacciones químicas, mientras que en el campo de la tecnología de procesos térmicos las transformaciones y los fenómenos de intercambio ocurren entre fases termodinámicamente bien definidas. En ambos casos, las condiciones reales estarán determinadas por equilibrios controlados por leyes termodinámicas y por parámetros de operación tales como presión, temperatura, composición, etc. Las transformaciones que ocurren en el campo de la tecnología de procesos mecánicos están caracterizadas por cambios en el estado de los sistemas dispersos y/o en mezclas consistentes en materia particulada y fases fluidas continuas. Los sistemas dispersos consisten normalmente en dos o más fases, en las cuales las fases continuas están entremezcladas. Los elementos discretos de los sistemas dispersos se conocen como partículas, las cuales pueden presentar vastas variaciones morfológicas y de tamaño. La tecnología de procesos mecánicos involucra a las operaciones unitarias que se muestran en la Figura 2.





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Fig 2. OPERACIONES UNITARIAS INCLUIDAS DENTRO DE LA TECNOLOGÍA DE PROCESOS MECÁNICOS

Separación

Combinación

Sin cambio de tamaño de partícula

Separaciones mecánicas

Mezclado

Con cambio de tamaño de partícula

Reducción de tamaño

Análisis de tamaño de partícula Aglomeración

Manejo de materiales sólidos (unitarios y a granel)

Las cuatro operaciones unitarias principales pueden ser descritas por eventos de separación y combinación y por el cambio resultante en el tamaño de partícula de la materia sólida participante. Adicionalmente, esta clasificación básica requiere ser completada con el manejo de materiales sólidos y el análisis de tamaño de partícula. Dentro del manejo de materiales sólidos se establecen dos amplias categorías: unitarios y a granel. Unitarios envuelve a aquellos objetos discretos (ej.: tuercas, herramientas, cajas, carrocerías de automóviles, etc.), los cuales se caracterizan por ser entidades separadas. Los materiales a granel son almacenados y manejados por volúmenes, frecuentemente sin empacar (ej.: polvos, gránulos hojuelas, resinas, carbones, fertilizantes, azufre, sal, etc.).

4.2

Productividad y manejo de materiales sólidos a granel El eficiente manejo de los materiales sólidos a granel en aquellas plantas que los generan como productos o subproductos, se ha convertido en un factor clave a la hora de mejorar la productividad. De esta forma, cualquier plan alterno de manejo de materiales debe considerar su efecto sobre la productividad de la planta u operación a ser modificada. Hasta el presente, se dispone de muy pocos estándares industriales que relacionen manejo de materiales y productividad.




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En primer término, cualquier estándar debe permitir monitorear el comportamiento operativo del sistema en el tiempo. Se debe comparar el comportamiento actual con el obtenido en el pasado. Si fuera posible, se debe cotejar la productividad de otras plantas en la misma industria o de otros sistemas similares. De esta forma, cualquier cambio en la productividad debe ser usado para sustentar la necesidad de tomar acciones correctivas.

4.3

Problemas relacionados con el manejo de materiales sólidos a granel Usualmente a la hora de seleccionar existen varios métodos alternativos para resolver situaciones que involucren el manejo de materiales sólidos a granel. El punto a considerar es la secuencia a seguir a la hora de resolver problemas relacionados con este campo. Una secuencia general a seguir debe involucrar los siguientes pasos:

Identificar el problema colectar data relevante analizar la data evaluar opciones generales seleccionar la mejor opción desarrollar un plan de ejecución implementar la solución definida.

Aún cuando todas las etapas definidas dentro de esta secuencia son fundamentales, se puede considerar que la identificación del problema y la evaluación de opciones son las que requerirán de un análisis más profundo cuando se necesite resolver una situación específica. Identificar problemas relacionados con el manejo de materiales sólidos a granel no es siempre una tarea sencilla. Frecuentemente, los problemas pueden ser atribuidos a otros factores relacionados con los métodos o equipos de producción o control de calidad, cuando la situación está generada por prácticas deficientes en el manejo de materiales. Algunos problemas comunes generados por prácticas deficientes en el manejo de materiales sólidos pueden deberse generalmente a:

Alto número de operaciones simultáneas mantenimiento deficiente baja asistencia en los departamentos de servicios obstáculos en el flujo de materiales




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exceso de operaciones manuales de carga y descarga inventarios deficientes exceso de almacenamiento temporal exceso de etapas de carga y descarga manejo de cantidades no apropiadas (baja o alta carga) retrasos en producción equipos, máquinas y espacios de almacenamiento ociosos alta rata de daño en equipos o instalaciones altos costos indirectos operaciones de manejo efectuada por personal de calificación no adecuada (alta o baja) equipos de manejo de materiales con más de 10 años. En la evaluación de opciones puede resultar beneficioso el usar como un primer paso los veinte principios del manejo de materiales sólidos a granel: 1.

Principios de orientación: antes de establecer un plan preliminar se deben estudiar las relaciones definidas por el sistema para identificar métodos y problemas existentes, limitaciones físicas y económicas y establecer requerimientos futuros.

2.

Principio de planeamiento: establecer un plan para incluir los requerimientos básicos, opciones deseable y consideraciones de contingencias para el manejo y almacenamiento de materiales salidos a granel.

3.

Principio de los sistemas: integrar aquellas actividades de manejo y almacenamiento económicamente viables dentro de un sistema coordinado de operación, que incluye recepción, inspección, almacenamiento, producción , despacho y transporte.

4.

Principio de las cargas unitarias: manejar los productos y subproductos en cantidades tan grandes como sea posible.

5.

Principio de la utilización del espacio: utilizar efectivamente todo el espacio cúbico disponible.

6.

Principio de la estandarización: estandarizar métodos y equipos de manejo de materiales donde sea posible.

7.

Principio ergonómico: reconocer las capacidades y limitaciones del personal diseñando equipos y procedimientos de manejo de materiales sólidos a granel que permitan una interacción efectiva con la gente que usará el sistema.

8.

Principio de la energía: incluir los consumos de energía de los sistemas y procedimientos de manejo de materiales sólidos a granel cuando se efectúen comparaciones o se preparen justificaciones económicas.



9.


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Principio ecológico: minimizar los efectos adversos sobre el medio ambiente cuando se seleccionen equipos y procedimientos para el manejo de materiales sólidos a granel.

10. Principio de la mecanización: mecanizar los sistemas de manejo de materiales donde sea posible para incrementar la eficiencia y mejorar la economía del proceso. 11.

Principio de la flexibilidad: usar y/o seleccionar métodos y equipos los cuales permitan operar bajo el mayor número posible de condiciones de operación que permita la economía del proceso.

12. Principio de la simplificación: simplificar los sistemas de manejo eliminando, reduciendo o combinando movimientos o equipos innecesarios. 13. Principio de la gravedad: utilizar la gravedad para mover materiales siempre donde sea posible. 14. Principio de la seguridad: proveer equipos y métodos acordes con los códigos y regulaciones de seguridad existentes, incluyendo aquellas consideraciones ganadas en la práctica. 15. Principio de la computarización: considerar la computarización de los sistemas de control sobre los métodos y equipos para el manejo de materiales sólidos a granel, siempre que las circunstancias garanticen mejoras operacionales. 16. Principio del sistema de flujo: integrar flujo de información con flujo físico de materiales en manejo y almacenamiento. 17. Principio del arreglo de equipos: preparar el arreglo de equipos y la secuencia operacional para todas las opciones viables, para luego poder seleccionar aquella que mejor integre efectividad y eficiencia. 18. Principio de costo: comparar las justificaciones económicas de las diferentes opciones sobre la base de su efectividad económica. 19. Principio del mantenimiento: preparar un esquema para efectuar mantenimiento preventivo y reparaciones planificadas sobre todos los equipos de manejo de materiales. 20. Principio de la obsolescencia: establecer una política de reemplazo de equipos y métodos obsoletos.

4.4

Arreglo de planta, disposición de equipos y manejo de materiales sólidos a granel El manejo de materiales sólidos a granel y el arreglo de planta son estrechamente interdependientes. La forma en que se establezca el arreglo de planta incidirá directamente sobre la operación de la planta.




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La cantidad y el tipo de espacio disponible, su forma y configuración influirán sobre el tipo de equipos que se deberán usar para el manejo de materiales sólidos a granel. Los fundamentos que subyacen para cada problema de manejo de materiales involucrarán al tipo de material a manejar y a los movimientos y métodos necesarios para su manejo. Los fundamentos que gobiernan cualquier propuesta de arreglo de planta estará basada en las relaciones entre las etapas operativas, los movimientos requeridos y el espacio disponible. Para establecer las relaciones se deberá definir el tipo y cantidad de material a ser manejado y los movimientos requeridos dentro del área de actividad. Sin embargo, los equipos y métodos para el manejo de materiales serán una función parcial de las distancias involucradas, las cuales estarán determinadas por el arreglo de la planta. De esta forma, el costo asociado al manejo de un material específico estará influido por: Las características físicas del material la cantidad de material involucrada la intensidad (cantidad de veces por período de tiempo) con que el material debe ser manejado en cada ruta la distancia. A su vez, la relación distancia/tiempo se verá afectada por:

Cambios físicos o químicos del material durante el manejo las condiciones físicas y el congestionamiento de la ruta de manejo las condiciones de operación en los puntos de carga y descarga consideraciones sobre el tiempo operacional, tales como cambios de turno durante el manejo, picos de demanda y urgencia en los movimientos.



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REFERENCIAS 1.


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2.

PIETSCH, W. “Size Enlargement by Agglomeration”. John Wiley & Sons. England, 1991.


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MDP–11–MM–01

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MUESTREO DE MATERIALES SOLIDOS A GRANEL

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 CONCEPTOS BASICOS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 DIMENSIONES MINIMAS DE LOS APARATOSDE RECOLECCION DE MUESTRAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

5 MUESTREO DE PILAS ESTACIONARIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4

6 VENTAJAS DEL MUESTREO DE CORRIENTES DE MATERIAL .

4

7 MUESTREO EN CORREAS DETENIDAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4

8 MUESTREO MECANICO DE CORRIENTES DE MATERIAL . . . . .

5

9 REDUCCION Y PREPARACION DE LOS INCREMENTOS . . . . . . .

7

10 ASPECTOS DE MANEJO DE MATERIALES EN EL MUESTREO .

8

11 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

9

12 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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OBJETIVO En este tópico se establecerán una serie de conceptos y condiciones básicas para efectuar muestreos de materiales sólidos a granel.

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ALCANCE Este tópico cubre lo concerniente al muestreo de los materiales sólidos a granel y las bases teóricas que rigen su aplicación adecuada.

3

CONCEPTOS BASICOS El valor de mercado para una cantidad de material sólido a granel es una función de la calidad promedio del material respecto a las características de interés para el comprador y/o usuario. Diferencias en la calidad promedio establecida por muestreo y procesos de análisis son frecuentemente de igual o mayor importancia que las diferencias en el peso reportado. Dependiendo de las especificaciones contractuales, diferencias relativamente pequeñas en la característica promedio de interés pueden determinar la aceptación o rechazo de la compra. La precisión con que se mide una característica promedio de referencia es, usualmente, establecida en términos de un índice de precisión, dado en muchos muestreos estándares a granel como ± 2 σ, donde σ es la desviación estándar de la distribución estadística de los resultados de los análisis finales. Si se repite el muestreo sobre un material a granel, se debe esperar que solo el 5 % de las mediciones difieran en su característica principal promedio en mas de 2 σ, y solo cerca del 5 % de dos muestras cualquiera se aparten en mas de 2(2)1/2 σ. La desviación (“bias”) se define como la diferencia entre el valor esperado del resultado de un muestreo y análisis y el promedio real de la característica del material que esta siendo medida. La curva de desviación y precisión se presenta como Figura 1.


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Fig 1. DESVIACIÓN Y PRECISIÓN.

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DIMENSIONES MINIMAS DE RECOLECCION DE MUESTRAS

LOS

APARATOS

DE

Si se le hace seguimiento a un espécimen de un material sólido a granel y separadamente se analiza las porciones correspondientes a las partículas pequeñas y grandes, se encontrara que las partículas finas tienes mas superficie expuesta que las grandes. Existe un gran numero de propiedades superficiales, tales como la humedad, que se verían afectadas si por error de muestreo se rechaza selectivamente la fracción gruesa del material, causando desviación. Para que las partículas grandes no sean rechazadas, es importante que los aparatos de muestreo tengan unas dimensiones mínimas en la boca de recolección, la cual deberá ser, al menos 2,5 a 3 veces mayor que el tamaño tope nominal de partícula del material.


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El tamaño tope nominal se define como el tamaño del tamiz a través del cual pasa el 95% en peso del material.

5

MUESTREO DE PILAS ESTACIONARIAS Las pilas de materiales sólidos a granel están, frecuentemente, altamente segregadas con respecto al tamaño de partícula. El concepto de muestreo probabilístico implica una selección al azar dentro del marco global del material. Sin embargo, resulta costoso el recoger muestras de localidades que no se encuentren próximas a la región superficial de la pila, siendo extremadamente difícil hacerlo del centro de la pila, especialmente cuando estas son muy grandes. En virtud de lo antes expuesto, el tratamiento que se les da a las muestras provenientes de pilas es el de espécimen y no el de muestra real, por lo que no se recomienda efectuar este tipo de muestreo.

6

VENTAJAS DEL MUESTREO DE CORRIENTES DE MATERIAL Casi sin excepción, los materiales sólidos a granel son heterogéneos y anisotrópicos respecto a la mayoría de las características a ser medidas. Considerando la heterogeneidad, se hace evidente que se debe poder tener acceso a toda la masa de material para poder colectar muestras validas que puedan ser sometidas a los métodos de muestro probabilístico. La mayor posibilidad de acceso practico a toda la masa de material se logra cuando este se encuentra en transito en transportadores o bajantes, y en menor escala en equipos móviles, tales como camiones, vagones etc.

7

MUESTREO EN CORREAS DETENIDAS Una manera de recolectar muestras de material es deteniendo las correas transportadoras y colectando una muestra completa de este, tal como se muestra en la Figura 2.


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Fig 2. MUESTREO EN CORREAS DETENIDAS.

La distancia mínima entre las dos divisiones no debe ser menor a tres veces el tamaño tope nominal del material para evitar el rechazo de la s partículas de mayor tamaño. Este tipo de muestreo ha sido aceptado como u método de mínima desviación. Sin embargo, el tener que detener una correa transportadora lo hace impráctico como muestreo de rutina, dejándose para casos de estudios especiales o para establecer la desviación de otros métodos continuos.

8

MUESTREO MECANICO DE CORRIENTES DE MATERIAL Un método común para recolectar muestras en corrientes de material en un punto de transferencia se ilustra en la Figura 3. Fig 3. CUARTEADOR DE CORRIENTE DE MATERIAL.

MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO MUESTREO DE MATERIALES SOLIDOS A GRANEL

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El cuarteador primario se debe mover a una velocidad constante a través de la corriente de material. Se sugiere que la abertura de recolección del cuarteador sea al menos tres veces el tamaño tope nominal. Sin embargo, para materiales finos con tendencia a formar arcos, esta abertura no debe ser menor a 30 mm. La velocidad máxima del cuarteador debe ser tal que no permita el rechazo del las partículas mas grandes del material. Aún cuando no existe un acuerdo sobre el valor de esta velocidad, un estándar ASTM para muestreo de carbón sugiere que el limite máximo se ubique en los 0,46 m/seg, encontrándose, para otras aplicaciones, valores de hasta 1 m/seg. La masa de material recolectado por un cuarteador como el que se muestra en la Figura 3, sin rechazo de material, se puede calcular por la formula: . MC + M W VC

[1]

donde: MC = . M =

flujo masco de la corriente, en kg/seg.

W

=

ancho del cuarteador, en m.

VC

=

velocidad del cuarteador, en m/seg.

masa de la muestra, en kg

Otro tipo de cuarteador, conocido como el muestreador de martillo se muestra en la Figura 4. Fig 4. MUESTREADOR DE MARTILLO.


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El muestreador de martillo recolecta la muestra directamente de la corriente de material, y se usa cundo las limitaciones de espacio restringen la utilización de un cuarteador. Es importante que el martillo tenga suficiente masa para arrastrar el material sin verse afectado por perdida de velocidad, y debe estar equipado con cepillos que permitan un arrastre total del material transportado por la correa. Al igual que en el caso del cuarteador, la boca de recolección debe ser tres veces mayor que el tamaño tope nominal del material. La masa de muestra colectada por el muestreador de martillo se puede calcular usando la ecuación [1].

9

REDUCCION Y PREPARACION DE LOS INCREMENTOS Una muestra primaria obtenida deteniendo la correa o por medio de una cuarteador generalmente alcanza una masa que puede variar entre los 10 y 1000 kg. Para obtener suficiente precisión, se necesitaran tomar un numero de muestras cercanas a las cien a fin de definir una característica promedio del material. Sin embargo, el establecimiento de muchas de estas características, tales como composición química, requiere de cantidades ínfimas, por lo que es necesario reducir la masa de las muestras hasta el limite en que la desviación y la variancia lo permitan. Esta reducción puede llevarse a cabo por medio de un muestreo mecánico de varios pasos, tal como se ilustra en la Figura 5. Fig 5. SISTEMA DE MUESTREO DE TRES PASOS PARA CARBÓN.


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Para muchos tipos de materiales a granel se necesita realizar una trituración y molienda en línea para poder reducir la muestra a cantidades razonables. Si el objetivo del muestreo es la determinación de la humedad, se recomienda no triturar por debajo de los 10 mm, ya que de esta forma la muestra dejaría de ser representativa por perder su contenido original de agua. La variación en la reducción de las cantidades recolectadas hasta alcanzar la cantidad requerida para el análisis se puede efectuar cuarteando la muestra hasta alcanzar una cantidad razonable que no altere los niveles de desviación originales.

10 ASPECTOS DE MANEJO DE MATERIALES EN EL MUESTREO Muchos de los sistemas de muestreo mecánicos han sido diseñados e instalados sin prestar especial atención al material manejado en la muestra y al rechazado. A continuación se presentan algunas reglas generales de muestreo: 1.

Minimizar el tiempo de manejo de la muestra. Esto ayuda a reducir la contaminación potencial de la muestra.

2.

Mantener cerrados los conductos por los que se transporta la muestra.

3.

Usar bajantes verticales o de alto grado de inclinación, construidos con materiales de bajo coeficiente de fricción, de tal forma que no queden residuos del material en los conductos que puedan contaminar futuras muestras.

4.

Disponer de acceso fáciles para realizar limpiezas frecuentes y mantenimiento.

5.

Evitar triturar el material hasta tamaños que puedan aumentar la desviación del promedio esperado.

6.

No usar elevadores de cangilones para subir la muestra, ya que estos equipos no se pueden limpiar de manera efectiva.

7.

Usar correas transportadoras en lugar de transportadores vibratorios para trasladar las muestras.

8.

Dejar suficiente espacio alrededor de los equipos para efectuar mantenimientos periódicos.

Es importante considerar que ningún sistema de muestreo mecánico puede ser considerado para su uso comercial hasta que se lo somete a una prueba apropiada de desviación sobre la base de un valor aceptado. En la continua rutina del muestreo, la desviación reviste mayor importancia que la precisión. Si la desviación en el muestreo existe, el estimado de calidad de la muestra se debe aproximar a la desviación y no al valor promedio real.


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11 NOMENCLATURA MC = . M =

masa de la muestra, en kg flujo masco de la corriente, en kg/seg.

W

=

ancho del cuarteador, en m.

VC

=

velocidad del cuarteador, en m/seg.

12 REFERENCIAS 1.


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E PDVSA, 1983

PROPIEDADES DE LAS PARTICULAS SOLIDAS

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 PROPIEDADES DE LAS PARTICULAS SOLIDAS . . . . . . . . . . . . .

2

3.1 3.2

Concepto y definición de partícula . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Características superficiales, subsuperficiales e interiores de las partículas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Análisis del tamaño de partícula . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Concepción y definiciones de la forma de las partículas . . . . . . . . . . . . . .

6 10 13

4 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

17

5 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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3.3 3.4

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OBJETIVO Para enfrentar cualquier problema relacionado con el manejo de materiales sólidos a granel, es necesario comenzar por conocer las propiedades de las partículas que conforman el todo. Este conocimiento permitirá predecir y, en algunos casos, controlar el comportamiento del material bajo diferentes condiciones de manejo. En este tópico se presenta una visión general de las propiedades y características más importantes de las partículas sólidas.

2

ALCANCE Partiendo del concepto, este tópico cubre lo concerniente a las características principales de las partículas sólidas, haciendo énfasis en aquellas propiedades que se derivan del tamaño y de la forma de las mismas.

3

PROPIEDADES DE LAS PARTÍCULAS SÓLIDAS Existe una multiplicidad de materiales sólidos granulados generados en procesos de manufactura como productos o subproductos. Estos materiales no presentan, comúnmente, tamaños uniformes o formas regulares. La distribución de tamaño y la forma de las partículas tendrán una incidencia fundamental sobre el comportamiento del material a granel o en sistemas multifásicos. Los materiales granulados pueden ser producidos por trituración, molienda, precipitación, atrición, rociado o otro tipo de proceso de generación de partículas y, sólo bajo condiciones estrictamente controladas, estas partículas pueden presentar tamaños y formas relativamente uniformes. Las correlaciones cuantitativas para predecir el comportamiento de los materiales particulados, tanto a granel como en sistemas multifásicos, resultan difícil de establecer debido al gran número de parámetros existentes que relacionan tamaño de partícula, forma, características superficiales, subsuperficiales e internas y propiedades físicas. Esta sección introduce algunas definiciones básicas para el análisis y caracterización de las partículas sólidas.

3.1

Concepto y definición de partícula Entre las diferentes definiciones asociadas al término, la partícula ha sido mayoritariamente descrita como: 1.

Una pequeña parte, porción o división de un todo,

2.

una pequeña porción o cantidad de materia, y


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la parte componente sensible más pequeña de un agregado o masa.

Cuando se usa la palabra partícula, el término evoca un interés en su tamaño y sustancia. Dependiendo de su rango de tamaño, las partículas reciben diferentes apelativos. La palabra “polvo” se usa comúnmente para partículas menores a los 100 µm. Como “humo” se designan a aquellas partículas inferiores a los 0.01 µm y los términos “gránulo”, “gota” y “material pulverizado” se asocian a materiales con un tamaño superior a los 100 µm. Desde el punto de vista estructural, una partícula sólida esta conformada por las siguientes regiones: superficie, subsuperficie e interior. Otras características de las partículas cuya importancia está ligada a circunstancias particulares, se listan a continuación: Características de los materiales: Estructura Densidad teórica Punto de fusión Plasticidad Características relacionadas al proceso de fabricación Tamaño de partícula Forma de la partícula Densidad (porosidad) Condiciones superficiales Microestructura (estructura cristalina) Tipo y cantidad de defectos de la red cristalina Contenido gaseoso dentro de la partícula Gas adsorbido Cantidad de óxido superficial Reactividad Existen numerosos métodos que permiten la observación de las partículas sólidas. Entre estos se encuentran: microscopia óptica, microscopia de transmisión de electrones, microscopia electrónica de superficies, microanálisis electrónico, etc. La observación de las partículas sólidas, sumado a las pruebas de caracterización permiten su identificación. En la Tabla 1 se muestran algunas de las técnicas actuales más usadas para la caracterización e identificación de partículas sólidas.


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TABLA 1. TÉCNICAS DE CARACTERIZACIÓN E IDENTIFICACIÓN DE PARTÍCULAS SÓLIDAS.

Técnica Microscopía óptica luminosa

P a r á m e t r o s

Pruebas Propiedades microquímicas químicas y por microscopia físicas electrónica

Difracción de rayos X

Análisis por sonda de electrones

Micrografías

Dimensiones de celda

Caracterización cualitativa

Patrón de partículas

Caracterización cuantitativa

Tamaño

Densidad

Forma

Susceptibilidad magnética

Forma

Fisuras

Constante dieléctrica

Superficie

Características superficiales

Data de solubilidad

Homogeneidad Color (luz reflejada y transmitida)

Temperatura de fusión

Dispersión de electrones

Difracción del área seleccionada

Densidad Peso fórmula

Fluorescencia electrónica Composición química

Peso fórmula por celda

Polimorfismo

Trnsparencia, translucencia u opacidad Indices de refracción y dispersión Angulos de extinción dispersión Signos de elongación Signos ópticos y ángulo axial óptico Morfología Fotomicrografía

La sensibilidad de los métodos usados para la identificación de las partículas sólidas en relación con los tamaños y pesos de las muestras necesarias para una apropiada identificación se muestran en la Tabla 2. Las limitaciones relacionadas con la sensibilidad de los métodos actuales se reducen día a día, hasta el punto que muchas partículas sólidas pueden ser identificadas, en algunos casos, en cantidades cercanas al manogramo y al picogramo en otros.


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TABLA 2. PROPIEDADES FÍSICAS DE LAS PARTÍCULAS SÓLIDAS INDIVIDUALES. Peso y tamaño de partícula mínimos Propiedad Micrones

gramos

Punto de fusión

2

10 –11

Solubilidad

1

10 –12

20

10 –6

1

10 –12

Dureza

10

10 –9

Fisuras

10

10 –9

Peso molecular

20

10 –8

Indice de refracción

0,5

10 –13

Fluorescencia, U.V o electrónica

1

10 –12

Magnetismo

1

10 –12

0,02

10 –17

10

10 –9

1

10 –12

Densidad Pruebas microquímicas

Difracción del área seleccionada Difracción de rayos X Microsonda electrónica

El libro de referencia para el análisis morfológico de la partículas individuales es el “Particle Atlas”. Usando las técnicas e información presentada en este libro es posible identificar una gran gama de partículas por su forma. El atlas usa un código de identificación de seis dígitos basado en las siguientes seis características de clasificación: – – – – – –

transparencia color (transmitido) color (reflejado) birrefringencia índice de refracción (relativo al medio) forma.

El esquema desarrollado para el análisis morfológico sobre el cual el atlas está basado se muestra en la Figura 1. Una vez definido el número de seis dígitos, éste ofrece un campo estrecho de posibilidades de partículas que cumplen con las características principales establecidas por el código. Por último, se compara la data descriptiva sobre las partículas seleccionadas con las de la muestra problema para establecer la identificación final.


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Fig 1. DEFINICIÓN DEL CÓDIGO DE SEIS DÍGITOS EN EL CUAL ESTÁ BASADO EL “PARTICLE ATLAS”. OPACO COLOREADO BIREFRINGENTE ALTO INDICE PLANO AGUJAS O CILINDROS

ORDEN:

1 1 0

1 2 0

1 3 0

1 4 0

1 5 0

1 6 0

PLANOS NO PLANO BAJO INDICE ISOTROPICO SIN COLOR TRANSPARENTE

3.2

Características superficiales, subsuperficiales e interiores de las partículas La superficie de la partícula Se considera como interfase al límite en el cual tienen contacto dos porciones disimiles de materia. De esta forma, la interfase establece la línea de discontinuidad entre las dos porciones. Esta discontinuidad puede corresponder a cambios en composición, estructura, orientación o fase. El término superficie se asocia a la interfase entre un sólido y un fluido, particularmente cuando el fluido es un gas. Sin embargo, esta definición se restringe al campo de lo macroscópico. Las propiedades del sólido cambian gradualmente a medida que se produce una aproximación a su superficie, por lo que este término debe sustituirse por el de región superficial, indicando así la existencia de una entidad estructurada. Estructuralmente, la superficie de un sólido consistirá en diferentes tipos de arreglos cristalinos. La superficie ideal es aquella en que las discontinuidades cristalinas forman arreglos que repiten un patrón de empaque de manera homogénea, conformando de esta forma un área energéticamente uniforme. Sobre el plano real, las superficies sólidas siempre están conformadas por capas, terrazas, pliegues, fisuras, dislocamientos, impurezas y otros tipos de


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discontinuidades. Aún la superficie más perfecta estará constituida por un conjunto de zonas conectadas con arreglos cristalinos homogéneos de varios tipos, en donde un tipo específico será más numeroso que los otros. Analíticamente se pueden distinguir tres tipos de superficies en un sólido cristalino (Figura 2): 1.

Superficies singulares con el más alto factor de empaque atómico con un arreglo de planos superpuestos compactos.

2.

Superficies vecinales en donde el arreglo de los planos superpuestos conforman terrazas.

3.

Superficies generales terraza–capa–pliegue.

en

donde

cobra

primacía

el

modelo

de

Fig 2. EJEMPLOS DE TIPOS DE SUPERFICIE EN SÓLIDOS CRISTALINOS.

Superficie singular

Superficie vecinal

El estado energético asociado a los átomos superficiales es mayor que el de aquellos ubicados en el interior de la partícula, debido al menor número de enlaces. Esto indica que el aumento de las irregularidades incrementa la energía superficial, mejorando aquellos procesos que dependen de su actividad (ej.: procesos de adsorción, absorción, reacciones químicas con el sólido o catalizadas por él, etc.).


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La región subsuperficial Establecer los límites de las regiones superficiales e internas de una partícula puede resultar relativamente sencillo. Sin embargo, es diferente cuando se intenta identificar el entorno de la región subsuperficial. Su definición es siempre más arbitraria. La Figura 3 presenta algunas de las características más relevantes que puede exponer la región subsuperficial. En general, estas características pueden ser del tipo estructural y composicional. Fig 3. CARACTERÍSTICAS SUBSUPERFICIALES RELEVANTES.

Gradiente de esfuerzo interno

Gradiente de composición

Segmento de cobertura

Gradiente por defecto

Fisura

ÎÎÎÎ ÏÏÏ ÌÌÌ ÎÎÎÎ ÎÎÎÎÏÏÏ ÏÏÏ ÌÌÌ ÌÌÌ ÎÎÎÎÏÏÏ Capilar ciego

Límite de fase o grano

Capilares interconectados

La superficie externa de una partícula se define de tal forma que una de las fases de un lado de la interfase es completamente fluida. Del otro lado, la partícula puede contener fisuras, capilares o poros dirigidos hacia su interior. Se puede considerar como región subsuperficial a aquella que aislada consistiría en una mezcla de fase fluida y sólida. La proporción de los componentes en esta mezcla dependerá de la extensión del volumen de las fisuras y/o los capilares de la partícula. La fase sólida pudiera contener una gran variedad de gradientes de esfuerzo y defectos, diferentes fases sólidas o granos y límites difusos creados por gradientes de composición.


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Una partícula con una región subsuperficial rica en fisuras y/o capilares tendrá mayor área expuesta por unidad de volumen que una partícula relativamente lisa. Aún cuando estas contribuciones pueden ser consideradas, en algunos casos, como área superficial, al menos los siguientes dos aspectos se pueden contar como diferencias: 1.

El área expuesta de las fisuras, y especialmente de los capilares, son menos accesibles que la superficie externa. Debido a esto, es común que la región superficial de la partícula sea más proclive a interactuar con la fase fluida.

2.

La concentración de el fluido en la subsuperficie dependerá de las características morfológicas de las fisuras y de los capilares que gobiernan los procesos de capilaridad.

La distancia que puede recorrer un fluido dentro de un capilar o fisura se puede calcular por la fórmula: h =

γ cos θ ∆ρg

×

1 B/ L

[1]

donde: γ

=

tensión superficial (asumida isotrópica)

θ

=

radio de curvatura entre la superficie del capilar y el menisco del fluido

ρ

=

densidad del fluido

g

=

aceleración de la gravedad

B

=

área del menisco

L

=

perímetro del menisco

El interior de la partícula El interior de cualquier partícula consiste esencialmente de tres elementos: 1.

La(s) substancia(s) del(los) material(es) o matriz,

2.

la porosidad, que puede discreta, continua o combinación de ambas, y

3.

los espacios vacíos.

Adicionalmente, la substancia de la partícula puede presentar defectos puntuales, lineales o planares con distribución irregular. La existencia de impurezas en la matriz de la partícula puede detectarse por medio del análisis químico apropiado. También pudieran ser observadas a través del microscopio en el caso que existan fases claramente identificables.


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La presencia de microesfuerzos han sido identificados por medio de experimentos que involucran el uso de rayos X. Estos microesfuerzos pueden ser de origen térmico o debido a deformaciones naturales.

3.3

Análisis del tamaño de partícula Concepto de dimensión El concepto de tamaño está relacionado con las dimensiones externas de un cuerpo. En el caso de una esfera, su tamaño queda directamente establecido por su diámetro. Sin embargo, a medida que la forma de una partícula se hace más compleja, la representación de su tamaño se convierte en una tarea más difícil. De aquí que la forma y el tamaño de una partícula estén íntimamente relacionados. Dimensiones de las partículas: diámetros En el caso de una partícula irregular, el grado de dificultad para establecer su diámetro apropiado es mayor que en el caso de una esfera. Una dimensión frecuentemente utilizada es el diámetro del área proyectada, DP. En este caso, se delimita un círculo que contenga la misma área que el perímetro proyectado de la partícula, tal como se muestra en la figura 4. La aplicación de este método pude resultar tedioso y la precisión obtenida dependerá de la experiencia del observador. Una vía para evitar las deficiencias del procedimiento anterior es usar el método del diámetro de Feret, DF. Este diámetro es la distancia entre tangentes paralelas, tal como se ilustra en la Figura 4. Resulta obvio al observar el diagrama que diferentes medidas de DF pueden ser obtenidas para una misma partícula, a menos que el observador especifique la dirección de la medida. Por esta razón, el diámetro de Feret, DF, se especifica junto a una dirección. Otro diámetro usado es el diámetro de Martin, DM . En esta medición, la dimensión principal es la longitud de la cuerda que bisecta la partícula por su centroide. Al igual que en el diámetro de Feret, se debe especificar, en este caso, la dirección de la medición.


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Fig 4. DIÁMETRO GEOMÉTRICO DE UNA PARTÍCULA DE FORMA IRREGULAR.

DP

DP

DM

DM

DF

DF

Debido a que es de interés usual el conocer el diámetro promedio de una población de partículas, esta dimensión se consigue por cálculo estadístico. De esta forma se pueden definir los siguientes diámetros promedio: DF =

DM =

1 π

n

∑P i

[2]

o

1 n ∑ DMi n

[3]

0

donde: Pi

=

perímetro de una partícula

DF

=

diámetro de Feret promedio

DM =

diámetro de Martin promedio

Otro tipo de diámetro es el promedio de las cuerdas tomadas al azar por partícula entre una población de ellas. Esta medida es conocida como el diámetro de Croften. La expresión matemática de esta medida es:


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n

c=∑ i

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Ai Pi

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[4]

donde: c =

diámetro de Croften promedio

Ai =

área de una partícula

Pi =

perímetro de una partícula

Estrategias de clasificación de tamaño La medición del tamaño de partícula se lleva a cabo, normalmente, para relacionar esta característica con algún comportamiento de la población a la que pertenece la muestra. Sin embargo, las poblaciones muy raramente están conformadas por partículas regulares del mismo tamaño, por lo que deben realizarse representaciones estadísticas de la muestra. El proceso de clasificación requiere del establecimiento de un número conveniente de clases en las cuales los diferentes tamaños de partícula puedan ser agrupados. La distribución de la población de partículas entre estos grupos pueden ser representados estadísticamente en términos de promedios, varianzas, etc. Otro factor importante que involucra la estrategia de clasificación es la escogencia del método experimental de medición de tamaño de partícula que permitirá recopilar la data a ser sometida al tratamiento estadístico. Dejando aparte a los métodos de microscopía, en general la muestra será forzada a reaccionar dentro de un medio cuidadosamente regulado, por ejemplo: tamices mecánicos, sedimentación en medios líquidos o gaseosos, precipitación, filtración, etc. Grupos con diferentes tamaños de partícula reaccionarán en forma dispar en un mismo ambiente. Esta separación basada en el comportamiento de las partículas frente a diferentes condiciones impuestas por el medio permite llevar a cabo la clasificación y representación estadística apropiada. Frecuentemente, la escogencia del método experimental para la medición del tamaño o distribución de tamaños de partícula se realiza en un medio controlado que guarda una relación estrecha con el ambiente en el cual las partículas deberán interactuar. En resumen, todo lo expuesto en este capítulo debe servir para reforzar el hecho que en la medición de las dimensiones de las partículas nada es absoluto. En la práctica operativa, cada grupo desarrolla fundamentos que le permiten medir distribuciones de tamaño de partícula que tengan relación con resultados asociados a comportamientos preestablecidos.


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3.4

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Concepción y definiciones de la forma de las partículas Existe un gran número de definiciones para el término “forma” cuando este se aplica a una partícula: 1.

Apariencia externa determinada por líneas de contorno

2.

la cobertura visible de un objeto

3.

aquella cualidad de un objeto material (o figura geométrica) que depende de relaciones constantes de posición y de distancias definidas entre todos los puntos que componen su periferia o superficie exterior

4.

patrón reconocido de las relaciones entre los puntos que constituyen su superficie externa.

Para completar estas definiciones se puede decir que la forma es una propiedad, es una característica intrínseca de un sistema material. La forma puede ser una propiedad de una abstracción (ej.: una figura geométrica) y también puede ser una propiedad de un trozo de un material concreto, debido a que la forma de los objetos se hace consciente en la mente humana a través del proceso de reconocimiento de patrones. La forma está circunscrita a la superficie externa de un objeto. La caracterización morfológica de un trozo de material que contiene poros no los toma en cuenta si estos son internos. En la medición de la forma de una partícula cobran importancia tres áreas específicas de las cuales dependerá la precisión del resultado: 1.

El procedimiento de medición

2.

el tratamiento de las medidas tomadas

3.

las conclusiones extraídas de la data procesada.

Debido a que el concepto de la forma está ligado a todos los puntos de la superficie de un objeto, la resolución del esquema de la forma de una partícula dependerá del procedimiento de muestreo. Los errores de medición pueden variar en tipo y magnitud potencial dependiendo de la forma de la partícula, siendo tan numerosos estos errores como técnicas de medición se pueden conseguir. Existen dos puntos de vista para enfrentar la caracterización de la forma de una partícula. El objetivo del primero es la reproducción de la forma original de la partícula, mientras que el del segundo es producir una data la cual pueda constituirse en factores de forma, para ser convenientemente manipulados a través de fórmulas matemáticas. Los diferentes esquemas que se usan para la determinación de la forma de una partícula se muestran clasificados en la Figura 5.


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Fig 5. CLASIFICACIÓN DE LOS ESQUEMAS PARA EL ANÁLISIS DE LA FORMA DE LAS PARTÍCULAS. Esquemas para la determinación de la forma de las partículas

Clase 1

Partículas individuales Categoría 1

Distancia entre tangentes paralelas Heywood Krumbein Lees

Categoría 2

Comparaciones estandares de forma Housner Diámetro del área proyectada Mackay Lees Wadell

Categoría 3

Longitud de los interceptos Church Cole Pin

Clase 2

Propiedades a granel Beddow Flujo Permeabilidad Porosidad Elasticidad

Clase 3

Formas generadas Series de Fourier Generación de polinomios Mapeo matricial

Clase 4

Uso de términos BS 2955 Grupo de formas Clase de morfología Información del contenido de los términos


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En esta clasificación se han delineado cuatro clases generales de los esquemas para el análisis de la forma de las partículas: Clase 1:

Clase 2: Clase 3:

Clase 4:

En esta clasificación, la forma estará determinada por las características de las partículas individuales. De las tres categorías que se establecen, la primera relaciona la forma de la partícula con las distancias medidas entre las tangentes paralelas al contorno. La segunda, se usa una gran variedad de formas estándares las cuales fungen como base comparativa. En la tercera, la longitud de tipos específicos de interceptos son medidos y usados para caracterizar la forma de la partícula. Las categoría establecidas en esta clase incluyen métodos desarrollados por los autores que se citan en la Figura 5. Los esquemas que pertenecen a esta clase envuelven la toma de medidas de las propiedades a granel de las partículas. Estos esquemas en los cuales la forma de las partículas se reproducen usando técnicas matemáticas variadas, entre las cuales se encuentran los análisis por series de Fourier y el mapeo matricial. Esta clase está dividida en cuatro categorías las cuales corresponden al uso del grupo de la forma, el uso de definiciones verbales separadas, el análisis de la información contenida por los términos y el uso de las clases morfológicas. Es de hacer notar que las tres clases anteriores estaban relacionada con los medios de observación, mientras que ésta última vincula a las formas de descripción. Esto explica por qué los esquemas incluidos en la clase 4 son usados frecuentemente conjuntamente con los otros tres.

Quizás entre los esquemas de análisis de la forma de la partícula, se puede considerar como los más comúnmente usados los de comparaciones estándares de forma. Diferentes autores han usado la comparación con formas geométricas conocidas. A manera de ejemplo, Rittenhouse [3] desarrolló una escala de variación de la forma de la partícula haciendo analogía con la esfera (esfericidad) para la identificación visual de guijarros. En la Figura 6 se muestra una escala de variación de forma tomando respecto a una esfera.


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Fig 6. ESQUEMAS DE ANÁLISIS DE FORMA DE LAS PARTÍCULAS. MÉTODO DE COMPARACIÓN CON ESTÁNDARES (ESFERICIDAD).

Esfericidad alta

Esfericidad media

Esfericidad baja

Muy angular

Angular

Sub–

Sub–

angular

redondeada

Redondeada

Bien redondeada


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NOMENCLATURA γ

= tensión superficial (asumida isotrópica)

θ

= radio de curvatura entre la superficie del capilar y el menisco del fluido

ρ

= densidad del fluido

g

= aceleración de la gravedad

B

= área del menisco

L

= perímetro del menisco

Pi

= perímetro de una partícula

DF

= diámetro de Feret promedio

DM = diámetro de Martin promedio c

= diámetro de Croften promedio

Ai

= área de una partícula


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REFERENCIAS 1.

BEDDOW, J.K.. “Particle Science and Technology”. Chemical Publishing Co., Inc. New BEDDOW, J.K. “Particle Science and Technology”. Chemical Publishing Co., Inc. New York, 1980.

2.


3.

RITTENHOUSE, G. Journal of Sedimentary Petrology. 11, 2. (1941). 64–72.

4.

RAWLE, A. “The Importance of Particle Size and Zeta Potential in the Mining and Mineral Industry”. Catálogo de Malvern Instruments. U.K.

2nd

Edition.


PDVSA N°

TITULO

MDP–11–MP–02

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APROB.

E PDVSA, 1983

PROPIEDADES DE LOS MATERIALES SOLIDOS A GRANEL


APROB.

17

L.G.

PAG.

REV.

M.D.

L.R.


ESPECIALISTAS


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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 PROPIEDADES DE LAS PARTICULAS SOLIDAS A GRANEL . .

2

3.1 3.2 3.3

Revisión de las propiedades . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Medición de las propiedades . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Efectos sobre la selección de materiales y equipos . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4 14 14

4 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

16

5 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

17


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OBJETIVO Para el diseño de un sistema destinado al manejo de materiales sólidos a granel se debe comenzar con un estudio lo más completo posible sobre aquellas propiedades del material asociadas tanto a las partículas como entes singulares como a sus interrelaciones poblacionales. Las propiedades de las partículas singulares se presenta en el documento No.: PDVSA MDP–11–MP–01, “Propiedades de las partículas sólidas”. Este documento complementa al primero al presentar una visión general sobre aquellas propiedades más resaltantes de las poblaciones de partículas sólidas.

2

ALCANCE Este tópico cubre lo concerniente al comportamiento de las partículas sólidas a granel, haciendo énfasis en aquellas propiedades asociadas a su fluencia.

3

PROPIEDADES DE LAS PARTICULAS SOLIDAS A GRANEL El estado sólido es la condición de la materia más difícil de manejar. Todos los tipos de líquidos y gases son fáciles de almacenar y dispensar. Contrariamente, los sólidos a granel presentan un vasto rango de dificultades entre los diferentes tipos y grados que se pueden encontrar. Si un material sólido a granel ha sido manejado por una compañía en el pasado, sus propiedades le serán familiares, pudiendo predecir problemas potenciales en su manejo o procesamiento. Si no existen antecedentes en aplicaciones similares, será mandatorio el realizar un profundo análisis de las propiedades del material. Muchos tipos de clasificaciones de los materiales sólidos a granel han sido propuestas, todas ellas cimentadas en alguna propiedad de interés. A continuación se presenta la clasificación establecida por Carr [1, 2] basada en las propiedades de fluencia del material (Tabla 1). Las propiedades que caracterizan al material por su fluencia y sobre las cuales está basada la clasificación (coeficiente de uniformidad, fracción de polvo, rango de fluencia, rango de fluidización y tendencia a formar arcos) aparecen definidas en la próxima sección.




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TABLA 1. SISTEMA DE CLASIFICACIÓN PARA SÓLIDOS A GRANEL BASADO EN LAS PROPIEDADES PROMEDIO DE FLUJO. Descripción de la clase

l.

Rango de

Rango de

Tendencia a

polvo

fluencia

fluidizabilidad

formar arcos

1. Uniformes

1 – 10

<5

70 – 100

0

(1)

2. Desiguales

15 – 30

<5

60 – 75

0

(3)

3. Muy desiguales

30 +

<5

50 – 70

0

(4)

4. Húmedos

30 +

<5

30 – 65

0

(5)

5. Blandos – pegajosos B. Polvos granulares

1. Uniformes 2. Poco desiguales

C. Polvos

(3) (1)

55 – 70

0

(6)

50 – 65

0

(2), (5)

4. Muy desiguales

30 +

< 30

30 – 60

0

(5)

5. Húmedos

30 +

< 30

40 – 65

0

(2)

6. Blandos – pegajosos

–

< 30

50 – 70

0

(6)

1. Alta fluencia

–

60 – 90

55 – 70

70 – 90

(8)

cohesivo

(a) Granular (b) Gran. – pulv.

–

30 – 60

50 – 65

30 – 70

(8)

(c) Pulvurento

–

95 – 100

45 – 65

80 – 95

(7)

(a) Granular

–

60 – 90

45 – 55

50 – 75

(2), (7)

(b) Gran. – pulv.

–

30 – 60

40 – 60

20 – 60

(2), (7)

(c) Pulvurento

–

95 – 100

35 – 50

45 – 75

(2), (7)

(a) Granular

–

60 – 90

20 – 45

25 – 60

(2)

(b) Gran. – pulv.

–

29 – 60

20 – 40

10 – 35

(2)

(c) Pulvurento

–

95 – 100

10 – 40

15 – 45

(2)

1. Polvurento

–

95 – 100

5 – 25

0 – 20

(2)

2. Granular – pulvurento

–

30 – 60

5 – 40

0 – 20

(2)

Laminar

Rango de tamaño promedio 1. Delgado

1

/2 a 3 pulg.

1 – 15

0

(5)

2. Grueso

1

/4 a 1 pulg.

10 – 20

0

(5)

– 200 mallas

30 – 50

35 – 60

(7)

1 – 10

0

(5)

70 – 80

0

(1)

3. Pulvurento B. Película

1. Muy delgado

C. Trozos

1. Finos, uniformes 2. Finos, desiguales

D. Hojuelas

0 0

< 30

3. Fluyente –

A. Micáceo

40 – 75 70 – 80

< 30

2. Fluyente

cohesivos

<5 < 30

8 – 18

fluyentes

D. Polvos

– 1 – 12

15 – 30

3. Desiguales

lll.

Fracción de

uniformidad

Corpuscular A. Granulos

ll.

Coeficiente de

1

/16 a 1 /2 pulg.

+ 100 a + 10 mallas – 60 a + 10 mallas

60 – 70

0

(3)

3. Largos, desiguales

–10 mallas a 3 pulg.

30 – 40

0

(5)

1. Delgados

–100 mallas a 1 pulg.

1 – 20

0

(5)

2. Finos, uniformes

–20 mallas a 3 /8 pulg.

50 – 80

0

(1), (3)

3. Finos, desiguales


45 – 50

0

(4)

4. Pulvurento


50 – 70

0

(4)

/4 a 3 /8 pulg.

50 – 60

0

(4)

1

/4 a 1 pulg.

10 – 20

0

(2)

2 a 3 pulg.

1 – 10

0

(5)

Fibrilar A. Leñoso

1. Muy corto 2. Corto 3. Largo

B. Fibroso

C. Acicular

1

1. Racimos

1

/2 a 2 pulg.

5 – 20

0

(5)

2. Racimos finos

–100 mallas

20 – 30

0

(5)

3. Pulvurento, grueso

–200 a +10 mallas

40 – 55

0

(7)

1. Finos

+100 a +40 mallas

65 – 75

0

(1), (3)

2. Finos, desiguales

–100 a +10 mallas

55 – 70

0

(4)

30 – 40

0

(5)

35 – 50

40 – 60

(7)

3. Medios 4. Pulvurento, fluído

(1)

No forma arcos

(2)

Forma arcos

(3)

Puede formar anclajes interparticulares si se encuentra bajo presión

(4)

Forma anclajes interparticulares si se encuentra bajo presión

(5)

Forma anclajes interparticulares

(6)

Puede formar arcos bajo presión

(7)

Forma arcos bajo presión

(8)

Forma arcos bajo excesiva presión

+20 mallas a

7

/8 pulg.

–200 mallas


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Revisión de las propiedades Tradicionalmente a los materiales particulados se los dividía en dos grupos: cristalinos y amorfos. En la industria moderna se han establecido dos categorías más prácticas: “fácil de manejar” y “difícil de manejar”. Sin embargo, “difícil de manejar” implica usar una terminología simple para definir un fenómeno complejo. Los especialistas en manejo de materiales sólidos a granel deben cotejar cuidadosamente las propiedades mecánicas, eléctricas y ópticas de los sólidos a fin de poder establecer los efectos que estas tendrán sobre los sistemas potenciales de transporte y almacenaje. Cualquier consideración de diseño de un proceso debe tener en cuenta a las siguientes propiedades: Abrasividad Conocer la abrasividad de un material es importante para diseñar apropiadamente un equipo contra el desgaste por contacto. Aceros endurecidos, coberturas especiales o plásticos de alta densidad deben considerarse a la hora de definir las características de los equipos que tengan zonas expuestas a este tipo de deterioro, tales como conos de tolvas, bajantes, tornillos alimentadores, transportadores mecánicos o neumáticos, etc. Adhesión Existe una tendencia generalizada a confundir el significado de los términos adhesión y cohesión. Sin embargo, la diferencia radica en el tipo de mecanismo que le permite a una partícula establecer puentes de unión con el medio circundante: la adhesión es una propiedad superficial, mientras que la cohesión dependerá de la región subsuperficial y/o el interior de la partícula. Los materiales adhesivos tienden a formar puentes durante el almacenaje, por lo que se requerirá asistencia externa para facilitar su descarga. Angulo de reposo Esta propiedad ofrece una indicación directa de la cualidad de fluencia de un material, así como una manifestación indirecta de otras propiedades que afectarán esa fluencia: tamaño de partícula y forma, porosidad, cohesión, etc. El ángulo de reposo se define como el ángulo comprendido entre el borde de una pila cónica formada por el material cuando éste se deja caer libremente, y la horizontal. Un valor de ángulo de reposo bajo indicará que el material debe fluir fácilmente, mientras que un valor alto sugerirá lo contrario. Angulo de caída Luego de medir el ángulo de reposo, la pila cónica es agitada por la vibración producida por un peso que se deja caer en su cercanía, obteniéndose así una pila


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más plana. El ángulo entre el borde de la nueva pila y la horizontal se conoce como ángulo de caída . Si llamamos ángulo de diferencia al enmarcado entre el ángulo de reposo y el de caída, podemos tener un nuevo indicio de la aptitud del material para fluir. Cuanto mayor sea el ángulo de diferencia, mejor deberá fluir el material bajo condiciones específicas de transporte y almacenamiento. Angulo de deslizamiento Este es el ángulo que mide la pendiente a la cual el material deslizará sobre una superficie plana por gravedad. El ángulo de deslizamiento es otro indicador de la aptitud a fluir del material y resulta especialmente útil a la hora de diseñar bajantes, conos de tolvas y sistemas de descarga. Angulo de espátula Para medir la fricción interna producida por el material, se recoge el sólido de una pila con una espátula y se levanta de tal forma que ésta sostenga la mayor carga que le sea posible. Se mide el ángulo formado entre el borde de la pila y la horizontal, a éste ángulo lo llamaremos 1. La pila formada sobre la espátula será luego agitada por la vibración producida por un peso que se deja caer en su cercanía, formándose un ángulo de pila que llamaremos 2. El promedio entre los ángulos 1 y 2 es el ángulo de espátula. Cuanto mayor sea este ángulo, mayor será también la resistencia del material a fluir. Cohesión La cohesión se define como la atracción molecular por medio de la cual las partículas de un cuerpo o material permanecen unidas. Un material particular con un alto factor de cohesión no fluirá fácilmente y, por lo tanto, se deben tomar las medidas requeridas al diseñar tolvas y sistemas alimentadores. La medición de esta propiedad no es sencilla, y debe hacerse usando equipos sofisticados, tales como un “cohe–tester”. Compresibilidad La compresibilidad se define como una función de las densidades aireada y empacada, expresada por medio de la ecuación:

C+ donde:

ǒò e

* ò aiǓ òe

[1]


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C = ρe = ρai =

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compresibilidad densidad empacada densidad aireada

Un valor de compresibilidad que puede asumirse como el límite entre un material de libre fluencia y uno que debe ser ayudado para que fluya es 0,2. Por encima de este valor se puede asumir que el material presentará dificultades para su manejo. La compresibilidad frecuentemente es usada como indicador de uniformidad en forma y tamaño de partícula, deformabilidad, área superficial y contenido de humedad. Corrosión Cuando se deba procesar un material corrosivo, éste debe ser manejado en equipos con superficies de contacto provistas de aceros aleados, plásticos especiales, o pinturas resistentes a la corrosión. Densidad Entre los materiales comúnmente manejados en la industria existe un extenso rango de densidades. Estas densidades dependerán del tamaño y distribución de partícula y de la compresibilidad del material. Esto último implica que para materiales con un alto índice de compresibilidad, puede establecerse un perfil de densidades vs. presión. Este perfil resulta de utilidad para el diseño estricto de sistemas de almacenamiento. Se han definido tres tipos de densidades en relación con los materiales sólidos a granel: aireada, empacada y dinámica. La figura más usada en cálculos es la densidad dinámica, la cual queda establecida por la siguiente ecuación: ò d + ( ò e * ò ai ) x C ) ò ai donde: ρd =

densidad dinámica

ρe =

densidad empacada

ρai =

densidad aireada

C =

compresibilidad

[2]


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La densidad aireada se obtiene de llenar un recipiente de volumen y peso conocido con el material suelto y pesar. La densidad empacada es el resultado de llenar un recipiente de volumen y peso conocido con el material, comprimir el contenido, enrasar con material el espacio desocupado y pesar. Dispersibilidad La dispersibilidad es la propiedad que causa la presencia de polvo suspendido en las inmediaciones del sitio donde se efectúa el manejo. Los materiales con alta dispersibilidad son, generalmente, aquellos con baja densidad a granel y reducido tamaño de partícula, lo que los hace comportarse más como gases o líquidos que como sólidos. Materiales con una relación de dispersibilidad mayor al 50 % son fácilmente fluidizables y, son propensos a fugarse cuando se los almacena y se los maneja, a menos que se toman las medidas necesarias. Degradación En general, esta cualidad de un material específico puede ser determinada observando su comportamiento al ser sometido a compresión. Sin embargo y dado que el comportamiento de cada material en particular dependerá de las condiciones del proceso al cual va a ser sometido, la tendencia a la degradación debe ser obtenida bajo condiciones representativas del proceso o manejo. Para ello basta con medir y comparar las distribuciones de tamaño de partícula antes y después de procesar o manejar el material. Si se considera que no es deseable tener rompimiento de partículas durante el proceso, es mandatorio usar equipos que prevengan o reduzcan al máximo esta ocurrencia. Humedad e higroscopicidad Aquellos materiales que presentan una alta tendencia a contener altos porcentajes de humedad pueden presentar problemas de fluencia. La humedad puede causa la formación de puentes interparticulares o enlaces debido a tensión superficial que tenderán a formar aglomerados. Generalmente, materiales con niveles de humedad libre sobre los 5 – 10 % en peso, o materiales higroscópicos, se consideran riesgosos en lo relativo a su manejo. Es importante tomar medidas para reducir al mínimo la posibilidad de tener que manejar materiales húmedos. Si esta condición es inherente al proceso, debe estudiarse la posibilidad de secar el material previo a su manejo o, al contrario, agregar agua y manejarlo como una suspensión.


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Tamaño de partícula y forma Estas son propiedades de extrema importancia a la hora de manejar un material sólido a granel, y se discuten más ampliamente en el documento PDVSA MDP–11–MP–01 de esta serie. Los materiales particulados se pueden conseguir desde gruesos (> 24 mallas) hasta muy finos (< 350 mallas). Industrialmente, la mayoría de los materiales particulados se clasifican usando seis cribas estándares (24, 35, 60, 115, 250 y 325 mallas). En la Tabla 2 se presentan los diferentes estándares para la medición de la distribución de tamaño de partícula de un material y sus equivalencias. Cargas estáticas Alguno materiales están sujetos a formar conglomerados por la presencia de electricidad estática, causando taponamientos en sistema de almacenaje y equipos de procesamiento. Cuando se presente este tipo de problema se debe usar inhibidores de estática o conectar apropiadamente los sistemas o equipos a tierra. Límites de temperatura En la industria de los plásticos, algunos materiales son almacenados cuando todavía están calientes. Mientras se produce el enfriamiento, las partículas pueden adherirse formando aglomerados, resultando en una alteración adversa de sus características de fluencia. Puentes o arcos La razón primordial por la cual pueda fallar la descarga de un material desde un silo o una tolva es la formación de puentes o arcos. Un puente o arco es una estructura de partículas formada por el efecto de fuerzas de compresión debido al peso del material, a la fuerza de gravedad y a la presión generada sobre las paredes del recipiente. La resistencia a la ruptura de un puente dependerá, en términos generales, del diseña del silo y de la propensión que tengan las partículas a formar ligandos entre unas y otras. El nivel de estabilidad de un puente o arco dependerá de: S Densidad a granel: cuanto mayor peso tenga un material, mayor será su propensión a formar puentes más fuertes. S Compresibilidad: cuanto mayor sea la compresibilidad del material, mayor será su propensión a formar puentes más fuertes.

MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO PROPIEDADES DE LOS MATERIALES SOLIDOS A GRANEL

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TABLA 2. TAMICES ESTÁNDARES Y SUS EQUIVALENCIAS. Designación de la malla Estándar Alternativa

Abertura de la malla mm. pulg.

Diámetro nominal del alambre mm. pulg.

Designación (eq. de Tayler)

107,6 mm. 101,6 mm. 90,5 mm. 76,01 mm. 64.0 mm.

4,24 pulg. 4 pulg. 3 1 / 2 pulg. 3 pulg. 2 1 / 2 pulg.

107,6 101,6 90,5 76,1 64,0

4,24 4,00 3,50 3,00 2,50

6,40 6,30 6,08 5,80 5,50

0,2520 0,2480 0,2394 0,2283 0,2165

53,8 mm. 50,8 mm. 45,3 mm. 38,1 mm. 32,0 mm.

2,12 pulg. 2 pulg. 1 3 / 4 pulg. 1 1 / 2 pulg. 1 1 / 4 pulg.

53,8 50,8 45,3 38,1 32,0

2,12 2,00 1,75 1,50 1,25

5,15 5,05 4,85 4,59 4,23

0,2028 0,1988 0,1909 0,1807 0,1665

26,9 mm. 25,4 mm. 22,6 mm. * 19,0 mm. 16,0 mm. *

1,06 pulg. 1 pulg. 7 / 8 pulg. 3 / 4 pulg. 5 / 8 pulg.

26,9 25,4 22,6 19,0 16,0

1,06 1,00 0,875 0,750 0,625

3,90 3,80 3,50 3,30 3,00

0,1535 0,1496 0,1378 0,1299 0,1181

13,5 mm. 12,7 mm. 11,2 mm *. 9,51 mm. 8,00 mm. *

0,530 pulg. 1 / 2 pulg. 7 / 16 pulg. 3 / 8 pulg. 5 / 16 pulg.

13,5 12,7 11,2 9,51 8,00

0,530 0,500 0,438 0,375 0,312

2,75 2,67 2,45 2,27 2,07

0,1083 0,1051 0,0965 0,0894 0,0815

6,73 mm 6,35 mm. 5,66 mm. 4,76 mm. 4,00 mm. *

0,265 pulg. 1 / 4 pulg. No. 3 1 /2 No. 4 No. 5

6,73 6,35 5,66 4,76 4,00

0,265 0,250 0,223 0,187 0,157

1,87 1,82 1,68 1,54 1,37

0,0736 0,0717 0,0661 0,0606 0,0539

3 1 /2 malla 4 malla 5 malla

3,36 mm. 2,83 mm. 2,38 mm. 2,00 mm. * 1,68 mm.

No. 6 No. 7 No. 8 No. 10 No. 12

3,36 2,83 2,38 2,00 1,68

0,132 0,111 0,0937 0,0787 0,0661

1,23 1,10 1,00 0,900 0,810

0,0484 0,0430 0,0394 0,0354 0,0319

6 malla 7 malla 8 malla 9 malla 10 malla

1,41 mm. * 1,19 mm. 1,00 mm. * 841 micras 707 micras *

No. 14 No. 16 No. 18 No. 20 No. 25

1,41 1,19 1,00 0,841 0,707

0,0555 0,0469 0,0394 0,0331 0,0278

0,725 0,650 0,580 0,510 0,450

0,0285 0,0256 0,0228 0,0201 0,0177


595 micras 500 micras * 420 micras 354 micras * 297 micras

No. 30 No. 35 No. 40 No. 45 No. 50

0,595 0,500 0,420 0,354 0,297

0,0234 0,0197 0,0165 0,0139 0,0117

0,390 0,340 0,290 0,247 0,215

0,0154 0,0134 0,0114 0,0097 0,0085


250 micras * 210 micras 177 micras * 149 micras 125 micras *

No. 60 No. 70 No. 80 No. 100 No. 120

0,250 0,210 0,177 0,149 0,125

0,0098 0,0083 0,0070 0,0059 0,0049

0,180 0,152 0,131 0,110 0,091

0,0071 0,0060 0,0052 0,0043 0,0036


105 micras 88 micras * 74 micras 63 micras * 53 micras

No. 140 No. 170 No. 200 No. 230 No. 270

0,105 0,088 0,074 0,063 0,053

0,0041 0,0035 0,0029 0,0025 0,0021

0,076 0,064 0,053 0,044 0,037

0,0030 0,0025 0,0021 0,0017 0,0015


44 micras * 37 micras

No. 325 No. 400

0,044 0,037

0,0017 0,0015

0,030 0,025

0,0012 0,0010

325 mallas 400 malla

* Estas cribas corresponden a las propuestas como estándar internacional (I.S.O.). Se recomienda que, siempre que sea posible, se incluyan estos tamices en todos los datos de análisis de tamices o cribas o en los informes que se vayan a publicar a nivel internacional.

1,050 pulg. 0,883 pulg. 0,742 pulg. 0,624 pulg. 0,525 pulg. 0,441 pulg. 0,371 pulg. 2 1 / 2 mallas 3 malla


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S Naturaleza de la superficie de la partículas: si las partículas son cohesivas, deformables, higroscópicas o con una alta energía superficial serán proclives a formar puentes más estables. S Tiempo de permanencia del material dentro del silo o la tolva: cuanto más tiempo permanezca un material dentro de un sistema de almacenaje, el puente será más estable. S Exposición de las partículas a agentes que aumentan su tendencia a la aglomeración: ej.; exposición a la humedad, CO2, etc. S Diseño del cono del sistema de almacenaje: una boca de descarga que resulte pequeña y/o un ángulo de cono inapropiado resultarán en la formación de puentes. Rango de fluencia El rango de fluencia establecido en la Tabla 1 por Carr [1, 2], se calcula conociendo las propiedades de fluencia del material (ángulo de reposo, compresibilidad, ángulo de espátula, coeficiente de uniformidad y cohesión) y se le asigna un puntaje, tal como se muestra, para cada caso, en la Tabla 3. La sumatoria de estos puntos permitirá definir el rango de fluencia comparando el resultado con lo que aparece en la columna de la izquierda. Rango de fluidizabilidad El rango de fluidizabilidad establecido en la Tabla 1 por Carr [1, 2], se calcula conociendo las propiedades del material (fluencia, ángulo de caída, ángulo de diferencia y dispersibilidad) y se le asigna un puntaje, tal como se muestra, para cada caso, en la Tabla 4. La sumatoria de estos puntos permitirá definir el rango de fluidizabilidad comparando el resultado con lo que aparece en la columna de la izquierda. Uniformidad (coeficiente de): Este es el valor numérico que se obtiene al dividir la medida de la abertura de la criba por la que pasa el 60 % p. de la muestra por la medida de la abertura de la criba por la que pasa el 10 % p. de la muestra. Estos dos valores se obtienen del análisis de distribución de tamaño de partícula del material. Cuanto más similares sean las partículas que integran a un material sólido a granel, el coeficiente de uniformidad será más cercano a la unidad. Este coeficiente permite tener una medida indirecta del tamaño, forma y compresibilidad de un material.




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TABLA 3. PUNTUACIÓN PARA EVALUAR LA FLUENCIA DE LOS MATERIALES SÓLIDOS A GRANEL. Fluencia y comportamiento

Angulo de reposo

Compresibilidad

Angulo de espatula

Grado

Puntos

%

Puntos

Grado

Puntos

25

25

5

25

25

25

1

25

Fluye fácil

26–29

24

6–9

23

26–30

24

2–4

23

No forma puente

30

22,5

10

22,5

31

22,5

5

22,5

Muy bueno, 80–90 pts.

31

22

11

22

32

22

6

22

Fluye fácil

32–34

21

12–14

21

33–37

21

7

21

No forma puente

35

20

15

20

38

20

8

20

Bueno, 70–79 pts.

36

19,5

16

19,5

39

19,5

9

19

37–39

18

17–19

18

40–44

18

10–11

18

40

17,5

20

17,5

45

17,5

12

17,5

Regular, 60–69 pts.

41

17

21

17

46

17

13

17

Menor nivel de fluencia

42–44

16

22–24

16

47–59

16

15–16

16

Puede formar puentes

45

15

25

15

60

15

17

Pobre, 40–59 pts.

46

14,5

26

14,5

61

14,5

Debe agitarse,

47–54

12

27–30

12

62–74

55

10

31

10

Muy pobre, 20–39 pts.

56

9,5

32

Agitar más

57–64

7

intensamente

65

Extr. pobre, 0–19 pts. Agitación especial

Exelente, 90–100 pts.

Puede fluir fácil Puede requerir ayuda

o vibrar

Cohesión *

Coef. de uniformidad

%

Puntos

15

<6

15

18

14,5

6–9

14,5

12

19–21

12

10–29

12

75

10

22

10

30

10

9,5

76

9,5

23

9,5

31

9,5

33–36

7

77–89

7

24–26

7

32–54

7

5

37

5

90

5

27

5

55

5

66

4,5

38

4,5

91

4,5

28

4,5

56

4,5

67–89

2

39–45

2

92–99

2

29–35

2

51–79

2

90

0

> 45

0

> 99

0

> 36

0

> 79

0

* Aplica cuando se pueda medir efectivamente la cohesión

Unidades

Puntos




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TABLA 4. PUNTUACIÓN PARA EVALUAR LA FLUIDIZABILIDAD DE LOS MATERIALES SÓLIDOS A GRANEL. Fluidizabilidad y comportamiento

Fluencia Pts. (Tabla 3)

Angulo de caída

Angulo de diferencia

Dispersibilidad

Puntos

%

Puntos

Grado

Puntos

%

Puntos

Muy fluidizable,

60+

25

10

25

30+

25

50+

25

80–90 pts.

59–56

24

11–19

24

29–28

24

49–44

24

55

22,5

20

22,5

27

22,5

43

22,5

54

22

21

22

26

22

42

22

53–50

21

22–24

21

25

21

41–36

21

49

20

25

20

24

20

35

20

Fluidizable,

48

19,5

26

19,5

23

19,5

34

19,5

60–79 pts.

47–45

18

27–29

18

22–20

18

33–29

18

No forma puente

44

17,5

30

17,5

19

17,5

28

17,5

43

17

32–39

16

17–16

16

26–21

16

44–40

16

32–39

16

17–16

16

20

15

39

15

40

15

15

15

20

15

Tendencia a

38

14,5

41

14,5

14

14,5

19

14,5

fluidizar,

37–34

12

42–49

12

13–11

12

18–11

12

40–59 pts.

33

10

50

10

10

10

10

10

Puede fluidizar,

32

9,5

51

9,5

9

9,5

9

9,5

25–39 pts.

31–29

8

52–56

8

8

8

8

8

28

6,25

57

6,25

7

6,25

7

6,25

No es fluidizable,

27

6

58

6

6

6

6

6

0–24 ps.

26–23

3

59–64

3

5–1

3

5–1

3

< 23

0

> 64

0

0

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Porosidad La porosidad es una desviación entre la densidad a granel y la densidad de una masa compacta de un material (densidad aparente). Cuanto mayor sea la diferencia entre estas dos densidades, mayor será la porosidad del material. En esta medida se suman los espacios interparticulares y los accidentes superficiales de las partículas. Materiales altamente cohesivos, tales como el óxido de zinc, asbestos fibrosos y tierras diatomeas han mostrado porosidades de hasta un 90 %. La arena, en su forma granular, tiene una porosidad de aprox. 45 %. La expresión matemática que relaciona a la densidad aparente de una partícula, con la densidad a granel y la porosidad es:

ǒ

Ǔ

òg Porosidad (%) + 100 1 * ò ap

[3]

donde: ρg

=

ρ ap

=

nótese que la porosidad dependerá de el tipo de densidad a granel que se utilice en la ecuación, ya sea empacada o aireada. Dependiendo del uso que se le vaya a dar a la propiedad dependerá de cual de las dos densidades se deberá escoger. la densidad aparente es la densidad de una partícula del material. Esta incluye a los capilares y a los accidentes subsuperfiales e interiores (espacio vacíos). Se relaciona con la densidad real (ρ r, la cual se define como la densidad de una muestra del material libre de espacios vacíos), por medio de la ecuación: òr +

1 ) òf c 1 ò ap

) c

[4]

donde: ρr ρf

= =

ξ=

densidad real densidad del fluido que llena los espacios vacíos volumen de los espacios vacíos por unidad de masa del material


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3.2

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Medición de las propiedades Tradicionalmente, pruebas y procedimientos simples y/o domésticos era todo lo que se necesitaba para medir muchas de las propiedades que se definen en el capítulo anterior. De esta forma, se apretaba el material con la mano para determinar si éste era compresible o adhesivo. Se derramaba el material sobre una superficie plana para que formara una pila cónica y poder establecer el ángulo de reposo, etc. En respuesta a la creciente necesidad de obtener una evaluación más exacta, especialmente aquellas que permiten predecir el comportamiento del material al ser almacenado en tolvas, alimentadores y transportadores, el Hosokawa Micromeritics Laboratory de Osaka, Japón, diseñó un “tester” de características de materiales sólidos particulados, basado en los trabajos de Ralph L. Carr [1, 2]. Este equipo ha ganado una amplia aceptación y es usado por compañías petroleras, químicas, alimenticias y farmacéuticas alrededor del mundo. El “tester” es un equipo que permite siete tipos de medidas: ángulo de reposo, ángulo de caída, ángulo de espátula, cohesividad, compresibilidad, dispersibilidad y densidad. Por medio de estas siete medidas, un material puede ser clasificado dentro de una de las siete categorías de rango de fluencia o de las cinco de rango de fluidizabilidad ( ver Tablas 2 y 4). El rango de fluencia permite determinar cuando se deberán tomar medidas para prevenir la formación de puentes o arcos. El rango de fluidizabilidad indicará cuando sea necesario el uso de sellos o válvulas para evitar fugas de material o contaminación del área circundante al sistema de manejo de sólidos. Otro instrumento de aplicación reciente es el “tester” para la medición de la fuerza cohesiva de los materiales, desarrollado también por el Hosokawa Micromeritics Laboratory.

3.3

Efectos sobre la selección de materiales y equipos Existen dos estrategias para usar el conocimiento ganado sobre las propiedades de un material. La primera tiene que ver con la selección del tipo o grado del material, o en caso de ser necesario, de un sustituto que reemplace su función. La segunda está asociada con la selección de sistemas y equipos para transportar, medir y almacenar el material escogido. La primera estrategia se circunscribe a una escogencia dictada por la economía del proyecto: usar el material empacado o a granel, usar materiales que se producen u obtienen en diferentes localidades y con diferentes características, y seleccionar la logística de transporte más aventajada. La segunda estrategia puede resultar más complicada que la primera y, frecuentemente requerirá de pruebas de laboratorio.


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Se ha estimado que un 90 % de los problemas de manejo de materiales están relacionados con las descargas de silos y tolvas. Existen una gran cantidad de medios para optimar esta operación, los cuales serán discutidos en profundidad en el tópico 4: “Almacenamiento en silos y tolvas”, PDVSA MDP–11–MS–01. Materiales abrasivos pueden estropear las correas transportadoras, así como materiales con alta dispersibilidad pueden ocasionar pérdidas. Materiales compresibles no deben ser transportados con tornillos sin fin, a excepción que esto sea absolutamente necesario. En este caso habrá que remitirse a los diseños especiales que existen de estos equipos. Materiales higroscópicos pueden ocasionar problemas en ambientes húmedos, por lo que será necesario aislar al material. Consideraciones para el diseño y/o selección de equipos para almacenamiento, transporte y medición serán ahondados en los próximos tópicos.


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4

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NOMENCLATURA C

=

compresibilidad

ρe

=

densidad empacada

ρd

=

densidad dinámica

ρg

=

densidad a granel

ρai

=

densidad aireada

ρap =

densidad aparente

ρr

=

densidad real

ρf

=

densidad del fluido que llena los espacios vacíos en una partícula

ξ

=

volumen de los espacios vacíos por unidad de masa del material


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5

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REFERENCIAS 1.

CARR, R. L. Jr. “Evaluating Flow Properties of Solids”. Chemical Engineering. January 18, 1965.

2.

CARR, R. L. Jr. “Classifying Flow Properties of Solids”. Chemical Engineering. February 1, 1965.

3.

CARR, R. L. Jr. “Properties of Solids”. Chemical Engineering. October 13, 1969.

4.

KULWIEC, R. “Materials Handling Handbook”. Wiley–Interscience Publication.New York, 1985.

5.

“Powder Characteristics Tester, Operating Instructions”. Hosokawa Iron Works, Ltd. Osaka, Japón.

2nd

Edition.


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TITULO

MDP–11–MS–01

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APROB.

E PDVSA, 1983

ALMACENAMIENTO EN SILOS Y TOLVAS

APROBADA


L.G.

PAG. REV. APROB.

M.D.

L.R.


ESPECIALISTAS


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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 GENERAL . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3.1 3.2 3.3

Definición . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Problemas típicos de flujo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Patrones de flujo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2 2 4

4 MEDICION DE LAS PROPIEDADES DE FLUJO . . . . . . . . . . . . . . . .

8

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6

Angulo de fricción de pared . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Función de flujo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Angulo efectivo de fricción interna . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Angulo de fricción interna . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Densidad a granel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Permeabilidad . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

9 11 12 13 13 13

5 METODOS DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

15

5.1 5.2 5.3

Angulo de pared para flujo másico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tamaño de la boca de salida . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Carga de tolvas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

15 18 20

6 CONSIDERACIONES ESPECIALES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

21

6.1 6.2 6.3

Limitaciones en el flujo de descarga de materiales finos . . . . . . . . . . . . . . Promotores de flujo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Insertos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

21 22 23

7 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

27

8 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

28

9 ANEXO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

28


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OBJETIVO En este tópico se establecerán los parámetros de diseño más relevantes de tolvas y conos de descarga, y se evaluarán las condiciones que establecen la selección de los diferentes componentes.

2

ALCANCE Este tópico cubre lo concerniente a los tipos, características y parámetros de diseño de las tolvas y conos de descarga.

3

GENERAL 3.1

Definición Tolva (“Bin”): se define a las tolvas como un contenedor de materiales sólidos a granel con una o más bocas de descarga. Esta descarga puede realizarse tanto por gravedad como asistida por equipos especiales. Dentro de esta definición se encuentran los silos, contenedores, tanques de sólidos, y toda una gama de definiciones usadas en usos particulares. Todos son tolvas de diferentes diseños. Una tolva puede dividirse en dos secciones principales: zona contenedor y cono de descarga. El contenedor es de sección transversal constante y, usualmente, de forma cilíndrica, rectangular o cuadrada. El cono de descarga es, generalmente, una pirámide invertida, de sección cilíndrica, rectangular o cuadrada, que termina en una o más bocas o aberturas en las cual se puede anexar válvulas, alimentadores o equipos promotores de flujo.

3.2

Problemas típicos de flujo Existen una gran variedad de problemas de flujo que pueden desarrollarse cuando se opera una tolva: No flujo Esta condición, la más seria, describe lo que sucede cuando la válvula o compuerta están abiertas, o el alimentador en operación, y no se presenta la descarga del contenido de la tolva. La falta de fluencia puede deberse, entre otras cosas, a la formación de puentes, o arcos, los se manifiestan como obstrucciones, o establecen un hoyo estable (“rathole” o “piping”) sobre la abertura de descarga.


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Flujo errático Esta condición ocurre por el paso de una condición de “no flujo” a una de “flujo” o viceversa, debido al colapso de los arcos o puentes. Estos últimos, probablemente volverán a formarse luego de un período corto de descarga del material. Fluidización Cuando se maneja sólidos muy finos en condición de flujo errático, el colapso de las paredes pseudo estables de material pueden mantener atrapadas burbujas de aire. Estas burbujas fluidizan al material al ir ascendiendo por el lecho particulado. El material fluidizado adquiere características de líquido y vacía el contenido de la tolva rápidamente. Capacidad restringida Cuando se desarrolla un hoyo estable dentro de un contenedor, la capacidad de la tolva se ve drásticamente restringida hasta un 10 a 20 % de su volumen original. Segregación Muchos materiales sólidos a granel se segregan cuando se los maneja en los diferentes equipos y sistemas. Si el material está compuesto por un rango amplio de tamaños de partícula, los finos se van a concentrar debajo del punto de carga de la tolva, mientras que los gruesos se agrupará en la periferia de la pila. Degradación La degradación se puede manifestar como daño en alimentos almacenados, oxidación conducente a combustión espontánea, o aglomeración de polvos químicos en aquellas situaciones en que la segregación condiciona una situación de descarga discontinua (“first–in last–out sequence”). La degradación por ruptura de las partículas es causado por impacto durante la carga o por excesiva presión combinada con movimiento dentro de la tolva.


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3.3

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Patrones de flujo La mayoría de los problemas de flujo que pueden desarrollarse cuando se opera una tolva están asociados con el patrón de flujo a la descarga. Básicamente, existen dos tipos principales de patrones de flujo: flujo embudo (“funnel flow”) y flujo total (“mass flow”). Un tercer tipo, el flujo expandido, es una combinación de los dos primeros. La Tabla 1 muestra las relaciones entre los problemas de flujo típicos y el tipo de patrón de flujo. TABLA 1. RELACIÓN ENTRE LOS PROBLEMAS DE FLUJO Y LOS PATRONES DE FLUJO.

Problema No flujo Arco Hoyo (“rathole”) Flujo errático Fluidización Capacidad restringida Segregación Degradación

Flujo embudo * * * * * Máx. *

Flujo total

*

Mín.

Flujo embudo Este patrón de flujo describe una condición en la cual algunos materiales dentro de la tolva se encuentran en movimiento mientras otros están estacionarios durante la descarga. Para generar este patrón de flujo, las paredes del cono de descarga tienen un ángulo mayor de 30° respecto a la vertical, o fondo plano. Tal como se presenta en la Tabla 1, a este tipo de patrón de flujo se le asocia problemas tales como formación de arcos, hoyos, flujo errático, fluidización, y segregación. Este tipo de tolvas sólo pueden emplearse para manejar materiales de gruesos, no degradables y de libre fluencia. Los tipos más comunes de tolvas con flujo de embudo se muestran en la Figura 1.


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Fig 1. TOLVAS DE FLUJO DE EMBUDO MÁS COMUNES.

Es importante recalcar que el patrón de flujo lo establece el embudo de descarga y no en contenedor. Flujo total Este patrón de flujo describe una condición en la cual todo el material contenido en una tolva se encuentra en movimiento durante la descarga. Esto no implica, necesariamente, que la velocidad del material en la sección transversal sea constante, sólo que todo el material se encuentra en movimiento. Las tolvas de flujo total requieren de más espacio que las de flujo de embudo. Pero tienen en ventaja que el patrón de flujo es “first– in first–out”. Se evita la formación de “ratholes” y se reduce al mínimo la segregación.


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Varios tipos de tolvas de flujo total se muestran en la Figura 2. El cono de descarga requiere, necesariamente, un ángulo de pared no mayor que θc , para mantener la fluencia de descarga. Fig 2. TOLVA DE FLUJO TOTAL TÍPICAS. A) CONO DE DESCARGA DE TRANSICIÓN, B) CONO DE DESCARGA DE BASE CIRCULAR.

Para tolvas de fondo plano, es posible convertir su patrón de flujo a flujo total, con la excepción de una pequeña región, arreglando las bocas de descarga de tal forma que el patrón de flujo encima de ellas intersecte el de la otra y a las paredes del cilindro vertical. Estas configuraciones se muestran en la Figura 3.


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Fig 3. TOLVAS DE FONDO PLANO CON FLUJO TOTAL.

Este tipo de tolvas se usan para el manejo de materiales extremadamente abrasivos que pueden dañar las paredes del cono de descarga. Flujo expandido Este patrón de flujo se desarrolla cuando un cono de descarga del tipo flujo total se ubica debajo de una sección de tolva del tipo de flujo de embudo. Esta configuración permite que la densidad a granel de la descarga sea más uniforme que la que se obtendría de una tolva de flujo de embudo. Adicionalmente, este arreglo permite reducir el tamaño de la tolva. En la Figura 4 se muestran dos tipos de típicos de tolvas de flujo expandido.


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Fig 4. TOLVAS DE FLUJO EXPANDIDO TÍPICAS.

Usando múltiples conos de descarga cuyos bordes se tocan, es posible aumentar la descarga a una que equivale a la suma de las descargas de cada una de los conos individuales, tal como se mostró en la Figura 3.

4

MEDICION DE LAS PROPIEDADES DE FLUJO La fluencia de materiales sólidos a granel ha recibido especial atención en los últimos treinta años. Se han identificado siete variables principales que tienen influencia sobre esta propiedad. Estas variables se presentan en la Tabla 2, junto a sus variaciones típicas respecto a la humedad y a los niveles de presión del sólido.




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TABLA 2. PROPIEDADES BÁSICAS DE FLUENCIA DE LOS SÓLIDOS.

Símbolo de la unidad

Propiedad Angulo efectivo fricción interna

de

d, grados

Usualmente crece

Angulo de fricción interna

f, grados

Angulo cinemático fricción superficial

f, grados

Usualmente se reduce Algunas veces crece considerablemente Se reduce a bajas presiones Crece considerablemente hasta la saturación

de

Densidad a granel

g, lb/pie3

Módulo de esfuerzo

f, lb/pie2

Factor compresibilidad Permeabilidad

4.1

Cambio al incrementar la humedad

de

b K, pie/seg.

Crece Usualmente crece hasta la satu ración

Cambio al incrementar la presión de consolidación, ο Se reduce signifi– cativamente Usualmente crece Se reduce un poco Crece Crece considera– blemente Poco cambio a bajas presiones Se reduce signifi– cativamente

Angulo de fricción de pared El ángulo de fricción de pared , φ’, se define como la arcotangente de la resistencia friccional a deslizarse de un material a granel sobre una muestra de la pared de la tolva dividida entre la presión normal del sólido actuando sobre la pared de la tolva. La resistencia friccional se mide, con frecuencia, en una celda de cizalla, tal como la que se muestra en la Figura 5. Fig 5. APARATO PARA MEDIR LA FRICCIÓN DE PARED


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En este aparato la muestra del material se coloca dentro del anillo y se tapa. Se asegura que sólo el material esté en contacto con la superficie inferior. Se empuja la celda y se mide la fuerza requerida para producir el movimiento. Se repite el procedimiento para diferentes pesos ubicados sobre la tapa. Un resultado típico de este experimento es el que se muestra en la Figura 6. Fig 6. RESULTADOS TÍPICOS DE FRICCIÓN DE PARED.

Usando la definición de ángulo de fricción de pared, la variación general de φ’ respecto a la presión da como resultado la curva que se muestra en la Figura 7.


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Fig 7. VARIACIÓN TÍPICA EN LAS PROPIEDADES DE UN MATERIAL.

Además de la presión, el ángulo de fricción de pared se ve afectado por variables tales como la temperatura, el terminado de la superficie interna de la tolva, las reacciones químicas entre el sólido y la superficie, nivel de humedad en la pared, tiempo de almacenamiento, tamaño y forma de las partículas, y dureza relativa del material y de la pared.

4.2

Función de flujo La función de flujo es la relación existente entre el esfuerzo cohesivo de un material a granel y la presión de consolidación. Esta propiedad se mide, frecuentemente, en una celda de cizalla directa, tal como la que se muestra en la Figura 8.


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Fig 8. CELDA DE CIZALLA DIRECTA.

Esta celda se diferencia de la mostrada en la Figura 5 en que en ésta la fricción del material no se produce sobre una superficie sino sobre sí mismo. Un resultado típico producido por esta prueba se muestra en la Figura 7. Las variables principales que afectan a la función de flujo son la temperatura, el tiempo de almacenamiento, la humedad y el tamaño de partícula.

4.3

Angulo efectivo de fricción interna El ángulo efectivo de fricción interna, δ, se define como el ángulo de fricción cinemática interparticular que existe durante la condición de flujo estacionario. Una definición más rigurosa de δ se obtiene de la siguiente fórmula: sen d +

s1 * s2 s1 ) s2

[1]

donde: σ1

= esfuerzo mayor principal durante la condición de flujo estacionario,

σ2

= esfuerzo menor principal durante la condición de flujo estacionario.

El ángulo efectivo de fricción interna es medido en la celda de cizalla al mismo tiempo que la función de flujo. Un resultado típico de esta prueba se muestra en la Figura 7. Debe notarse que δ se reduce al aumentar la presión, particularmente a baja presión. El ángulo efectivo de fricción interna se ve afectado por las mismas variables que influyen sobre la función de flujo, con excepción de el tiempo de almacenamiento.


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4.4

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Angulo de fricción interna El ángulo de fricción interna, φ, es el ángulo de fricción interparticular que se produce cuando un sólido a granel comienza a deslizar sobre sí mismo mientras fluye. Este ángulo se mide en una celda de cizalla junto a la función de flujo y al ángulo efectivo de fricción interna. Un resultado típico de esta prueba se muestra en la Figura 7.

4.5

Densidad a granel La densidad a granel, γ, se define como el peso por unidad de volumen de un material a granel. Esta propiedad se mide usando un envase de sección transversal conocida el cual se llena con un material sólido a granel y se enrasa. Al envase lleno se le coloca una superficie en el tope superior, sobre el cual se colocan diferentes pesos y se mide la altura que alcanza el lecho del material, para cada uno de ellos. Un resultado típico de esta prueba se muestra en la Figura 7. Si durante la prueba se produce atrición, se obtendrá una serie de rangos lineales (a escala log–log) con puntos de quiebre, tal como se muestra en la Figura 9.

Fig 9. VARIACIÓN TÍPICA EN LA DENSIDAD A GRANEL CUANDO OCURRE ATRICIÓN DE LA MUESTRA DENTRO DE LA ESCALA DE PRESIÓN DE LA PRUEBA.

4.6

Permeabilidad El coeficiente de permeabilidad, k, se define como la velocidad superficial del gas que pasa a través de un lecho de material a granel con una presión ascendente de igual magnitud a la densidad del material.


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Un aparato desarrollado para medir esta propiedad se muestra en la Figura 10. Fig 10. MEDIDOR DEL COEFICIENTE DE PERMEABILIDAD.

Este equipo consiste en un cilindro, al fondo del cual se coloca una membrana permeable, a través de la cual pasa el gas. El cilindro se llena de material y se incrementa la presión del gas hasta un punto en que la diferencia de presión entre el fondo y el tope, dividido por la altura del cilindro e igual a la densidad del material. El sólido se compacta en una serie de pasos, y la densidad del material y el flujo de gas se miden para cada uno de ellos. Los resultados de esta prueba se muestran en la Figura 11.


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Fig 11. VARIACIÓN TÍPICA DE LA PERMEABILIDAD CON LA DENSIDAD A GRANEL DEL MATERIAL.

5

METODOS DE DISEÑO Los siguientes métodos de cálculo del ángulo de pared y tamaño de la boca de descarga siguen, por lo general, el método de Jenike [2, 3, 4].

5.1

Angulo de pared para flujo másico El ángulo de pared requerido para obtener una tolva de flujo total es una función de la resistencia friccional del material que éste opone contra la pared y la geometría del cono de descarga. Cuanto mayor sea ésta resistencia, el ángulo de la pared deberá ser mas pequeño respecto a la horizontal para obtener una tolva de flujo total. El ángulo de pared para flujo másico varia proporcionalmente a la presión que ejerce el sólido perpendicularmente sobre las paredes de la tolva. Tres distribuciones típicas de esta presión se muestran en la Figura 12.

MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO ALMACENAMIENTO EN SILOS Y TOLVAS

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Fig 12. DISTRIBUCIÓN TÍPICA DE PRESIÓN EN UNA TOLVA DE FLUJO TOTAL CON VARIACIÓN DEL CABEZAL DE MATERIAL.

Es importante resaltar que en la mitad de abajo de la tolva, la presión normal en un punto dado es prácticamente independiente de la cantidad de material en el cilindro, por lo que se deduce que la altura y diámetro del cilindro tiene poco efecto sobre esta presión. En la mitad inferior del cono de descarga, la presión se reduce a medida que nos aproximamos a la boca de descarga. teóricamente, esta presión vale cero en el ápice del cono y varia con la amplitud de su diámetro según la ecuación: donde: s +

ffb 0 g H(q)

[2]

ff

=

β0

= extensión de la zona cónica expresada como el diámetro del cono de descarga

g

=

H(θ) =

factor de flujo del cono de descarga

densidad a granel del sólido función que depende de el tipo de cono de descarga y de su ángulo, tal como de muestra en la Figura 13.

[2]


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Fig 13. FUNCIÓN H(Φ).

Esta ecuación define el valor de la mayor presión de consolidación, (esfuerzo principal) σ1. La presión normal sobre la pared es proporcional a este valor. Algunos ángulos limite del cono de descarga de una tolva de flujo total fueron estudiados por Jenike [3], para varios valores del ángulo de fricción interna. Estos ángulos se muestran en la Figura 14. Para tolvas de flujo total tipo “wedge” el ángulo limite no esta claramente definido. Como regla general, el valor de θP deberá ser al menos 10° menor que si el cono de descarga fuera perfectamente cónico. Fig 14. ÁNGULOS LÍMITE DEL CONO EN FUNCIÓN DEL ÁNGULO DE FRICCIÓN INTERNA.


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5.2

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Tamaño de la boca de salida Para asegurar el flujo cuando se abre la boca de descarga de una tolva, es necesario que ésta sea suficientemente grande como para evitar la formación de arcos y puentes si se usa una tolva de descarga total, o de hoyos (“ratholing’) en tolvas de flujo de embudo. Formación de arcos en tolvas de flujo total Este efecto puede producirse por la interrelación de las pocas partículas que resulten grandes respecto a la boca de salida o por la formación de arcos cohesivos. Para vencer el primer tipo de arco, es suficiente que el tamaño de la boca de salida sea al menos cinco a seis veces mayor que la partícula mas grande , si se usa una boca de descarga circular, o tres a cuatro veces mayor , si la salida es rectangular. El procedimiento para asegurar que no se formen arcos cohesivos es mas complicado. Este dependerá de la estimación del factor de flujo del cono de descarga, el cual se define como sigue: Factor de flujo (ff) = (mayor presión de consolidación en un punto del cono de descarga)/(esfuerzo mínimo sobre un arco ubicado en este punto) y del conocimiento del ángulo interno de fricción. Varios factores de flujo se muestran en la Figura 15.

Fig 15. FACTORES DE FLUJO PARA CONOS DE DESCARGA CÓNICOS Y TIPO “WEDGE”.


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Como siguiente paso, se busca la función de flujo, tal como se mostró en la Figura 6 y se dibuja una línea que parta del origen y tenga una inclinación invertida a la del factor de flujo. Si esta línea se encuentra enteramente por debajo de la del factor de flujo, significa que el material no formara arcos cohesivos. Si la línea intersecta a la del factor de flujo, este punto se llamara σ’1, y la abertura mínima, B, requerida para prevenir la formación de arcos cohesivos se calculara como: B+

s 1 H( q ) g

[3]

donde: B

=

BC para boca circular, BP para rectangular (ver Figura 2)

g

=

densidad a granel del sólido

H(θ) =

función que se muestra en la Figura 13.

Si la línea de función de flujo se ubica enteramente por encima de la del factor de flujo, esto indica que la gravedad por si sola es incapaz de hacer colapsar el arco cohesivo, por lo que se necesitara de equipos especiales de ayuda para hacer posible la descarga de material desde la tolva. Formación de arcos y hoyos en tolvas de flujo de embudo Para asegurar la fluencia de material desde las tolvas con flujo de embudo, y evitar la formación de arcos y hoyos, es necesario que la boca de descarga sea lo suficientemente grande. Para evitar la formación de hoyos es necesario que el diámetro de la boca de descarga, D, sea al menos igual que el diámetro critico de hoyo, DF. El diámetro critico de hoyo se calculara usando la altura y el radio hidráulico, h y R, donde R = (sección transversal)/(longitud del perímetro de la tolva), para estimar el cabezal de consolidación efectiva, EH: EH +

1 * expǒ* mKh ń RǓR mK

[4]

Seguido del calculo de la presión de consolidación, σ1: s 1 + EHg

[5]

Usando el valor de σ1, encontrar σ’1 y el ángulo de fricción interna, φ, para calcular el diámetro critico de hoyo:

[3]


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DF +

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sȀ 1 G(f) g

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[6]

La función G(φ) se muestra en la Figura 16. Fig 16. FUNCIÓN G(Φ).

5.3

Carga de tolvas El mal funcionamiento de una tolva genera gastos en términos de perdida de producción, reparación y reemplazo de quipos y tiempo de parada. Estas fallas debidas a condiciones de carga se pueden ubicar en una de las siguientes seis categorías: 1.

Formación de grandes espacios vacíos con la subsecuente carga dinámica impuesta por el colapso de las estructuras del sólido suspendido.

2.

Erosión de las paredes circulares debido a canales ubicados en las inmediaciones de la superficie interna de la tolva.

3.

Sobreprecios en el punto en que el canal intersecta la pared de la tolva en flujo de embudo y expandido.

4.

Desarrollo de flujo total en tolvas diseñadas para flujo de embudo, causando sobrepresión.

5.

Presiones asimétricas causadas por insertos o descarga no uniforme de tolvas con múltiples bocas de descarga.


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6.

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Medios drásticos para promover el flujo, tales como explosivos, vibración excesiva o inyección de aire.

Cada una de estas situaciones esta relacionada con el patrón de flujo de sólidos en la tolva y pueden ser eliminadas cuando el patrón es predecible y consistente.

6

CONSIDERACIONES ESPECIALES 6.1

Limitaciones en el flujo de descarga de materiales finos El flujo critico es significativamente menor que el de los materiales compuestos por partículas gruesas, y esto puede imponer restricciones sobre el funcionamiento de la tolva. Estas restricciones se deben a la interacción de las fuerzas intersticiales entre el gas y los sólidos. Una manera de aumentar el flujo es a través del uso de sistema de permeacion de aire, del cual se muestra una aplicación típica en la Figura 17. Fig 17. SISTEMA TÍPICO DE PERMEACION DE AIRE.

El sistema se compone, principalmente, de una fuente de aire, un regulador de presión, medidores de presión, rotámetro y tubería. El rotámetro se ajusta para una rata máxima de aire con el regulador de presión ajustado para obtener una cierta lectura en el medidor de presión y la tolva vacía.


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6.2

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Promotores de flujo Pulsadores de aire La liberación rápida de aire desde un pulmón hacia una masa de material sólido a granel ha sido usada por muchos años para promover el flujo de descarga desde tolvas. El sistema consiste en un tanque de aire presurizado, una válvula de alivio rápido y una boquilla construida dentro de la tolva para permitir la entrada de aire. Una vez que la válvula de descarga rápida se abre, al velocidad del gas estará limitada a la velocidad sónica. Sin embrago, cuando el aire se encuentra con la superficie porosa del lecho de sólido, esta reduce substancialmente la velocidad. La efectividad de los pulsadores de aire es directamente proporcional a la distancia que separa la boquilla de inyección del puente de sólidos. Vibradores externos Estos equipos resultan apropiados en ciertas condiciones, especialmente cuando el material ha sido mantenido sin moverse por algún tiempo. Los vibradores externos no pueden ser usados de manera continua para asegurar el flujo de material, ni con sólidos sensitivos a la presión. Ha sido encontrado que, generalmente, un vibrador de baja frecuencia y alta amplitud son mas efectivos que aquellos de alta frecuencia y baja amplitud. Aditivos para mejorar la fluencia Varios tipos de materiales pueden mezclarse con el sólido a granel para reducir su resistencia a fluir. Entre ellos se pueden encontrar productos químicos atomizados, sílica fumárica y ”fly ash”. Usualmente, el costo de los aditivos y de sus sistemas de aplicación es alto por lo que resultan en una alternativa costosa para ser aplicada de manera continua. Sin embargo, en el caso de productos alimenticios, tales como la harina y la sal, no existe ,hasta ahora, otra alternativa.


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6.3

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Insertos Una tolva apropiadamente diseñada permite manejar el flujo de descarga, mantener una mayor capacidad viva de almacenamiento y obtener un material más homogéneo a la salida. Desafortunadamente, muchos contenedores no han sido diseñados bajo criterios de optimización de su fluencia y, cambiar su diseño una vez construidos resulta difícil de justificar económicamente. En estos casos, el uso de insertos cobran particular importancia. Los insertos son elementos estáticos que se ubican dentro de las tolvas (en la mayoría de los casos, en la región del cono de descarga) y cuya función es expandir el canal de flujo de una tolva de flujo de embudo para aproximar su patrón a uno de flujo total. Dos de los insertos más comunes son los conos o pirámides invertidas y el de cono en cono. Cono o pirámide invertida Los insertos, como correctivos del flujo, pueden resolver un problema de descarga existente. Sin embargo, la ubicación de este elemento es crítica. Si es demasiado pequeño, el patrón de flujo no va a cambiar. Si es muy grande, pude obstruir la descarga de la tolva. El procedimiento usual para encontrar la localización y el tamaño apropiados es el de ensayo y error. La Figura 18 muestra la ubicación apropiada de un inserto de cono invertido. Fig 18. REGIÓN DE INFLUENCIA DE UN INSERTO CÓNICO INVERTIDO.


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El procedimiento para crear un régimen d flujo total en una tolva, que no tiene problemas de formación de arcos o puentes de material, es el siguiente: S Seleccionar el valor del ángulo θ2 del inserto. En casos en que no se requiere de limpieza o evitar puntos muertos, se puede colocar un plato plano. Cuando se requiera que haya material estacionario sobre el inserto, este ángulo puede ser de 30°, el cual funciona para la mayoría de los materiales. S Establecer los valores críticos de W/R y a dados en las Figuras 19 y 20. Para esta etapa, deben conocerse las propiedades φ’, δ y el ángulo del cono de descarga. Fig 19. APROXIMACIÓN AL VALOR CRÍTICO DE W/R.


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Fig 20. VALOR APROXIMADO DEL ÁNGULO Α PARA DETERMINAR EL LÍMITE DE FLUJO SOBRE LAS PAREDES DEL CONO DE DESCARGA.

S Hacer un dibujo a escala de la tolva existente. S Comenzando por el punto A, dibujar la línea AB con una inclinación igual a (π/2 – α – θ2) desde la horizontal S Dibujar la línea CD inclinada con un ángulo a desde la vertical, donde α = (tanθ1)/(1+W/R). S Dibujar la línea BE con una inclinación igual a α. Ubicar E. La intersección de DE y BE permite ubicar el fondo del inserto. De esta forma el inserto que localizado y determinado. Es importante considerar un factor de seguridad sobre el valor obtenido de la relación crítica W/R, reduciendo este valor en un 10 %. Si el material no es de libre fluencia, se deben observar las siguientes consideraciones: S Calcular la abertura mínima requerida para prevenir la formación de arcos o puentes sobre el anillo de paso libre que queda entre el inserto y las paredes


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de la tolva. Esto se puede efectuar siguiendo el procedimiento establecido por Johanson [5]. S Ubicar la posición F, en la Figura 21., en la cual la distancia horizontal W entre la pared y la línea CD es igual al el ancho crítico para la formación de arcos. No se debe ubicar el inserto por debajo de F. S Observar que el punto E se encuentra por encima de F. Si no es así, el inserto debe ubicarse más arriba y aumentar su tamaño. Fig 21. UBICACIÓN APROPIADA DE LOS INSERTOS.

Cono en cono Un nuevo concepto desarrollado para mejorar las condiciones de flujo en tolvas existentes usando un cono de descarga del tipo flujo total dentro del cono de descarga existente [6] (anexo). Esta aplicación permite mejorar la segregación de material, ahorrar espacio, eliminar la formación de hoyos y mezclar los sólidos contenidos en la tolva. La unidad mostrada en la Figura 22 consiste en un cono central y un cono adicional fuera del primero, el cual permite al material fluir a través de el cono central y el anillo formado entre ambos.


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Fig 22. MEZCLADO DE RECIRCULACIÓN DISEÑADO PARA MATERIALES DE ALTA SEGREGACIÓN.

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NOMENCLATURA s1

=

esfuerzo mayor principal durante la condición de flujo estacionario,

s2

=

esfuerzo menor principal durante la condición de flujo estacionario.

ff

=

factor de flujo del cono de descarga

B0

= extensión de la zona cónica expresada como el diámetro del cono de descarga

g

=

densidad a granel del sólido

H(θ) = función que depende de el tipo de cono de descarga y de su ángulo, tal B

=

BC para boca circular, BP para rectangular (ver Figura 2).


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REFERENCIAS 1.


2.

JENIKE, A. W. “Storage and Flow of Solids”. University of Utah, Engineering Experiment Station. Bulletin No. 123. Nov., 1964.

3.

JENIKE, A. W. “Gravity Flow of Bulk Solids”. University of Utah, Engineering Experiment Station. Bulletin No. 108. Oct., 1961.

4.

JENIKE, A. W. “Why Bins Don’t Flow”. Mechanical Engineering, Vol. 86, No. 5, May, 1964.pp. 40–43.

5.

Johanson, J.R. “The Use of Flow Corrective Inserts in Bins”. ASME. Journal of Engineering for Industry. Vol. 88, Ser. B. No. 2. May, 1966. pp. 224–230.

6.

Johanson, J.R. “Controling Flow Patterns in Bins by Use of an Insert”. Bulk Solids Handling. Vol. 2. No. 3, Sept., 1982, pp. 495–498.

ANEXO

2nd.

Edition.


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TITULO

MDP–11–MT–01

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APROB.

E PDVSA, 1983

SISTEMAS ALIMENTADORES


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L.G.

PAG.

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ESPECIALISTAS


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PDVSA MDP–11–MT–01 REVISION

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 TIPOS DE ALIMENTADORES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3.1 3.2 3.3 3.4 3.5 3.6 3.7 3.8 3.9 3.10 3.11 3.12 3.13 3.14 3.15 3.16 3.17

Alimentador de banda articulada (“Apron Feeder”) . . . . . . . . . . . . . . . . . . Alimentador de correa (“Belt Feeder”) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Alimentador de cortina de cadenas (“Chain Curtain Feeder”) . . . . . . . . . . Alimentador de extracción (“Extraction Type Feeder”) . . . . . . . . . . . . . . . . Alimentador “En Masse” (“En Masse Feeder”) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Alimentador de aletas (“Flight Feeder”) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Alimentador gravimétrico (“Gravimetric Feeder”) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Alimentador neumático (“Pneumatic Feeder”) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Alimentador portátil (“Portable Feeder”) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Alimentador de plato reciprocante (“Reciprocating Plate Feeder”) . . . . . . Alimentador de mesa rotatoria (“Rotary Table Feeder”) . . . . . . . . . . . . . . . Alimentador de rodillo (“Roll Feeder”) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Alimentador de paletas rotatorias (“Rotary Vane Feeder”) . . . . . . . . . . . . . Alimentador de arado rotatorio (“Rotary Plow Feeder”) . . . . . . . . . . . . . . . Alimentador despojador (“Scalper Feeder”) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Alimentador de tornillo (“Screw Feeder”) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Alimentador de vibratorio (“Vibrating Feeder”) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 4 5 5 5 6 8 8 8 8 10 11 12 13 14 14 16

4 ALIMENTADORES: RESUMEN DE PROPIEDADES . . . . . . . . . . .

18

5 ALIMENTADORES: SELECCION Y DIMENSIONAMIENTO . . . . .

19

6 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

22

7 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

22


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OBJETIVO Para asegurar un flujo uniforme entre las unidades de almacenaje, manejo y procesamiento de una material sólido a granel, cobra especial importancia el uso de los sistemas alimentadores. Entre los múltiples usos que se le dan a los sistemas alimentadores se pueden citar: la transferencia de materiales desde los vagones de carga o los camiones de volteo hasta las cintas transportadoras, desde tolvas y silos hasta las unidades de procesamiento y, de productos terminados a empaquetamiento final. Este documento, el cual forma parte del tópico 3: Sistemas alimentadores y transportadores, presenta los tipos más comunes de sistemas alimentadores y sus características más importantes. Adicionalmente, en este documento se incluyen los parámetros de selección que permitirán escoger el tipo de alimentador más apropiado para una aplicación potencial requerida.

2

ALCANCE Este tópico cubre lo concerniente a los tipos, características y parámetros de selección de los alimentadores de materiales sólidos a granel.

3

TIPOS DE ALIMENTADORES Con frecuencia, muchos tipos de alimentadores están en capacidad de cubrir eficientemente los requerimientos de una aplicación específica: cuando esto ocurre, la escogencia de uno de ellos puede resultar una tarea difícil. En estos casos, el factor de selección preponderante será la experiencia y/o la preferencia individual de los ingenieros o de los operadores. Frecuentemente, una mala referencia de un alimentador cuya escogencia no fue adecuada para una aplicación específica lo eliminará automáticamente de futuras consideraciones en una planta en particular o en toda una industria. Con el fin de permitir una escogencia lo más adecuada posible, a continuación se describirán las características de los tipos de alimentadores más utilizados a nivel mundial.


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3.1

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Alimentador de banda articulada (“Apron Feeder”) Este tipos de alimentador consiste en una banda metálica articulada con bordes terminados en aletas yuxtapuestas (Fig. 1). La banda se obtiene comercialmente en acero de alto carbono, con manganeso o con níquel–cromo–molibdeno. Fig 1. ALIMENTADOR DE BANDA ARTICULADA (”APRON FEEDER”.

Este tipo de alimentador es apropiado para cargas que produzcan impactos durante la transferencia y para manejar materiales gruesos, calientes o abrasivos. Sin embargo, no se debe usar con materiales abrasivos muy finos los cuales pudieran colarse entre las juntas y producir un desgaste temprano del equipo. La medición de la capacidad del alimentador de banda articulada está basada en cantidades volumétricas de material, las cuales están controladas por el área transversal del lecho de carga y por la velocidad de operación. Las condiciones límites típicas de operación de los alimentadores de banda articulada se citan a continuación: S S S S S S

Máxima inclinación respecto a la horizontal, grados: Mínima velocidad de operación, pie/min (m/s): Velocidad normal de operación, pie/min (m/s): Máxima velocidad de operación, pie/min (m/s): Anchos máximos de las bandas estándares, pulgadas (m): Máximas longitudes de bandas estándares, pie (m):

10 5 (0,02) 30 (0,15) 75 (0,38) 96 (2,44) 100 (30,48)


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Los alimentadores de banda articulada pueden ser movidos por motores eléctricos independientes y/o combinaciones de cadenas y engranajes asociados al motor del equipo a ser alimentado.

3.2

Alimentador de correa (“Belt Feeder”) Comercialmente, se dispone de dos tipos de alimentadores de correa: de rodillos y de lecho de deslizamiento. El primero emplea rodillos de libre rodamiento para sostener las zonas centrales de la correa. El alimentador de lecho de deslizamiento utiliza una bandeja plana de acero en sustitución de los rodillos. Un alimentador de correa es, básicamente, una correa transportadora corta, la cual consiste de una cinta, un rodillo tractor (“drive pulley”), un rodillo tensor (“take–up pulley”), un motor, una caja conectada a la alimentación o a la descarga del equipo asociado al alimentador y, una compuerta (Fig. 2). Fig 2. ALIMENTADOR DE CORREA (BELT FEEDER”).

La compuerta asegura que un volumen constante de material está siendo descargado. La rata de manejo de material se podrá ajustar cambiando la velocidad de la correa y la abertura de la compuerta. Dado que estos equipos pueden ser auto limpiantes, los alimentadores de correa podrán ser usados para aplicaciones que requieran manejar diferentes tipos de materiales sin que exista contaminación. Es en el manejo de materiales particulados finos en donde los alimentadores de correa han encontrado su mayor aceptación. La posibilidad de ajustar la compuerta y variar la velocidad de operación, le permiten a este tipos de alimentador el proveer un flujo de descarga preciso, por lo que se le usa comúnmente como equipo principal de las correas pesadoras.


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Este equipo no es recomendado para manejar materiales muy pegajosos, calientes o consistentes en trozos grandes con bordes agudos o cortantes. Las condiciones límites típicas de operación de los alimentadores de banda articulada se citan a continuación: S Tamaño máximo del material, pulgadas (mm): 6 (152,4) S Anchos máximos de las bandas estándares, pulgadas (m): 72 (1,83) S Inclinación normal respecto a la horizontal, grados 0 S Máxima velocidad de operación, pie/min (m/s): 50 (0,254) Debido a que los alimentadores de correa manejan normalmente materiales particulados finos, son problemas frecuentes el tener reboses laterales de material y polvo. Para evitar estas situaciones se deberán tomar previsiones especiales como sellos laterales, cerramientos y equipos de recolección de polvos.

3.3

Alimentador de cortina de cadenas (“Chain Curtain Feeder”) El alimentador de cortina de cadenas consiste en un grupo de cadenas sin fin que controlan la descarga de un bajante inclinado (Fig. 3).

Fig 3. ALIMENTADOR DE CORTINAS DE CADENA (“CHAIN BELT FEEDER”).

Este equipo se usa, principalmente, para el manejo de rocas que van a ser alimentadas a trituradores o cribas en operaciones de minería. Tanto el dimensionamiento, como el resto de las características del equipo están basadas en data empírica de los manufacturadores.

3.4

Alimentador de extracción (“Extraction Type Feeder”) Debido a sistemas de almacenamiento existentes o a limitaciones de espacio, el disponer de silos o tolvas que permitan la libre fluencia de su contenido resulta


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inaccesible. Adicionalmente, para materiales pegajosos o cohesivos, el diseño ideal de tolva que permitiría la libre fluencia del material no resultaría práctico. En estos casos existen una gran variedad de alimentadores de extracción, los cuales combinan agitación y medición de flujo. Estos equipos comprenden una combinación de elementos medidores y actuadores sobre el flujo de descarga. Es importante no confundir a los alimentadores de extracción con los sistemas facilitadores de descarga (“flow aid”), los cuales promueven el flujo pero no lo controlan. La mayoría de esos equipos son del domino exclusivo de sus fabricantes y, como tales, sus características de diseño están amparadas por patentes, pudiéndose conseguir en el mercado por marcas o nombres registrados. Estas unidades efectúan, generalmente, acciones mecánicas por medio de sistemas alimentadores convencionales, tales como brazos mecánicos, conos vibratorios y tornillos sin fin. En el caso de que se requiera el uso de un alimentador de extracción, se recomienda que el usuario se involucre con varios fabricantes, llevando a cabo pruebas de campo que permitan comparar los beneficios y limitaciones de cada una de las opciones seleccionadas. De esta forma se podrá llegar a una escogencia final que asegure una operación apropiada.

3.5

Alimentador “En Masse” (“En Masse Feeder”) El alimentador “en–masse” consiste en un esqueleto articulado compuesto por una serie de aletas de diferentes tipos montadas sobre una cadena sin fin u otro sistema de amarre. La cadena y las aletas operan dentro de una carcaza herméticamente cerrada, de tal forma que el material es arrastrado, en un flujo continuo, a través de toda el área transversal de la carcaza. Este tipo de equipo raramente es usado como un alimentador individual. Lo común es que forme parte de un sistema completo de transportador “en–masse”. Este tópico será cubierto en el capítulo PDVSA MDP–11–MT–04.

3.6

Alimentador de aletas (“Flight Feeder”) El alimentador de aletas consiste en una mesa plana sobre la cual el material es arrastrado por medio de una serie de aletas que cubren todo el ancho de la mesa. Las aletas están ancladas en cada uno de sus extremos a sendas cadenas sin fin (Fig. 4).


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Fig 4. ALIMENTADOR DE ALTEAS (”FLIGHT FEEDER”).

El movimiento de las aletas sobre la mesa resulta en una acción extractiva del material desde la tolva bajo la cual el alimentador está ubicado. El flujo de material se controla por medio de una compuerta que regula la profundidad del lecho de material descargado. La capacidad de extracción está asociada a la velocidad del alimentador y a la profundidad del lecho. Los alimentadores de aleta pueden operar en horizontal o con cierta pendiente. Se los usa generalmente para materiales livianos y poco abrasivos, tales como carbón y astillas de madera. Materiales consistentes por trozos grandes o completamente por finos deberán manejarse con otros tipos de alimentadores. Las condiciones límites típicas de operación de los alimentadores de aletas se citan a continuación: S S S S

Capacidad máxima, t/h(1) Ancho mínimo, pulgadas (m): Ancho máximo, pulgadas (m): Longitud mínima, pie (m):

S Longitud máxima, pulgadas (m): S Mínima velocidad de operación, pie/min (m/s): S Máxima velocidad de operación, pie/min (m/s):

300 12 (0,3) 36 (0,9) 5 (1,524) 12 (3,66) 20 (0,102) 50 (0,254)

Los alimentadores de aletas más largos deben estar fabricados en materiales resistentes a la abrasión. (1)

Para materiales con una densidad a granel de 50 lb/pie3 o 801 kg/m3


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3.7

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Alimentador gravimétrico (“Gravimetric Feeder”) Una correa transportadora manufacturada en combinación con un elemento de medición de peso es la base de la mayoría de los alimentadores gravimétricos que se pueden conseguir en la actualidad. Como en el caso de los alimentadores de extracción, la mayoría de esos equipos son del domino exclusivo de sus fabricantes y, como tales, sus características de diseño están amparadas por patentes, pudiéndose conseguir en el mercado por marcas o nombres registrados.

3.8

Alimentador neumático (“Pneumatic Feeder”) Los alimentadores de transporte neumático se utilizan principalmente para manejar materiales secos pulverizados o granulados. Los detalles relativos a estos sistemas se presentan en el documento PDVSA MDP–11–MT–06.

3.9

Alimentador portátil (“Portable Feeder”) Frecuentemente, cuando se manejan materiales sólidos a granel se presenta la necesidad de alimentar estos materiales desde diferentes puntos. Existe en el mercado una gran variedad de estos alimentadores portátiles. Entre los tipos más comunes se pueden encontrar tornillos horizontales o inclinados (rígidos y flexibles), cintas transportadoras y, alimentadores de aletas.

3.10

Alimentador de plato reciprocante (“Reciprocating Plate Feeder”) El alimentador de plato reciprocante consiste en una mesa plana apoyada sobre rodamientos y conectada por un brazo a un eje excéntrico ubicado en la rueda motriz (Fig. 5). Cuando el plato avanza, impulsa al material hacia adelante. Cuando retrocede, deja un espacio vacío que permite la descarga del material desde la tolva.


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Fig 5. ALIMENTADOR DE PLATO RECIPROCANTE (“RECIPROCATING PLATE FEEDER”).

La capacidad de este tipo de alimentador está regulada por la abertura de la compuerta, la distancia recorrida por el plato en cada ciclo y por la velocidad de la rueda motriz. La descarga que proporciona el alimentador de plato reciprocante es intermitente. En algunas ocasiones, el sistema viene equipado con dos platos conectados a la descarga de sendas tolvas, lo que permite que el flujo de descarga sea más continuo. Las ventajas principales de los alimentadores reciprocantes son su bajo costo de inversión y su capacidad para manejar un amplio rango de tipos de materiales y de tamaños. Sin embargo, estos equipos no son auto limpiantes, por lo que una vez que la tolva se encuentre vacía, se debe retirar el material remanente en el plato. Estos equipos no son recomendados para materiales abrasivos, dado que la acción de deslizamiento del material puede deteriorar el plato tempranamente, a menos que se utilicen materiales de construcción especiales.


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Las condiciones límites típicas de operación de los alimentadores de plato reciprocante se citan a continuación: S S S S

Capacidad máxima, t/h(1) : Ancho mínimo, pulgadas (m): Ancho máximo, pulgadas (m): Longitud máxima, pulgadas (m):

1000 18 (0,46) 60 (1,52) 8 (2,44)

Estos equipos pueden ser impulsados por los motores de los equipos que ellos alimentan o por motores exclusivos.

3.11

Alimentador de mesa rotatoria (“Rotary Table Feeder”) El alimentador de mesa rotatorio consiste en un disco horizontal que rota bajo la boca abierta de una tolva. La mesa es de un diámetro mayor que la abertura de la tolva y el espacio libre entra la tolva y el disco es suficientemente pequeño como para evitar que el material se derrame por el borde de la mesa cuando esta no se encuentra rotando (Fig. 6). Fig 6. ALIMENTADOR DE MESA ROTATORIA (“ROTARY TABLE FEEDER”).

(1)

Para materiales con una densidad a granel de 100 lb/pie3 o 1602 kg/m3


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Una vez que la mesa se encuentra en movimiento, el material fluye por fuerza centrífuga hacia el borde del disco, pasando por debajo de un anillo ajustable ubicado alrededor de la boca de descarga de la tolva. Un deflector fijo desvía al material, a un flujo controlado, desde la mesa hacia un transportador o a un equipos de procesamiento. Los alimentadores de mesa rotatoria se usan en una amplia variedad de industrias, entre las cuales se pueden citar funderías, plantas de sínter y plantas de pulpa de papel. Este tipo de alimentador permite descargar una cantidad medida de material, asegurando un flujo constante y evitando excesos o defectos en la carga. Comercialmente, estos equipos se pueden conseguir en diámetros ubicados entre los 11/2 y los 20 pies (0,46 – 6,1 m). El volumen de descarga es regulado subiendo o bajando el anillo, cambiando de posición al deflector y/o variando la velocidad de la mesa. Los equipos de mayor diámetro se usan, normalmente, para manejar materiales livianos y los de menor diámetro para materiales pesados.

3.12

Alimentador de rodillo (“Roll Feeder”) El alimentador de rodillo o de tambor rotatorio consiste en un rodillo similar a los tensores de las cintas transportadoras. Se ubica contiguo al bajante de descarga de una tolva (Fig. 7). Fig 7. ALIMENTADOR DE RODILLO (“ROLL FEDER”).

La capacidad de extracción de este equipo es dependiente de la fricción que se produce entre la superficie del rodillo y el material, por lo que esta superficie se presenta, en la mayoría de los casos, irregular o con relieves para aumentar el arrastre.


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El alimentador de rodillo puede ser usado para aislar la tolva (“air lock”), cuando su contenido deba ser descargado en un ambiente cuya presión sea ligeramente superior o inferior al de ésta.

3.13

Alimentador de paletas rotatorias (“Rotary Vane Feeder”) Los alimentadores de paletas rotatorias se manufacturan comercialmente en dos formas básicas: abiertos o cerrados. Las unidades abiertas se adaptan mejor al manejo de materiales granulados. Las unidades cerradas, construidas con paletas pequeñas y diseñadas para servir de sello al paso de aire, permiten descargar materiales pulvurentos con altos niveles de dispersibilidad. Los alimentadores de paletas rotatorias se usan, frecuentemente, conectados a la descarga de las tolvas. La combinación de la velocidad a la que gira el alimentador y el volumen individual de los bolsillos formados entre las paletas y la carcaza, determinan el flujo de material desplazado por el equipo. Con la excepción de diseños especiales, los materiales húmedos o pegajosos no deben ser manejados por este tipo de equipos, dado que su operación depende exclusivamente de la fuerza de la gravedad. Comercialmente se disponen de una gran variedad de rotores que pueden ser construidos en diversos materiales. Sus formas más comunes se muestran en la Fig. 8.

Fig 8. ALIMENTADOR DE PALETAS ROTATORIAS (“ROTARY VANE FEEDER”). DIFERENTES TIPOS DE PALETAS.


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3.14

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Alimentador de arado rotatorio (“Rotary Plow Feeder”) El alimentador de arado rotatorio está conformado por una serie de aspas montadas en un eje vertical de tal forma que las aspas permitan extraer el material acumulado en una abertura horizontal. El sistema de extracción está montado sobre un carro que se desplaza, en ambos sentidos, a todo lo largo de la abertura horizontal, permitiendo descargar el material en una cinta transportadora (Fig. 9). Fig 9. ALIMENTADOR DE ARADO ROTATORIO (“ROTARY PLOW FEEDER”).

El alimentador de arado rotatorio está diseñado para manejar minerales, carbón, y materiales compuestos por partículas finas o pequeñas. Ha sido empleado con éxito para recuperar materiales almacenados en grandes pilas. La capacidad de este sistema dependerá de la velocidad del carro y de las aspas. La distancia recorrida por el carro se ajusta mediante “switches” que cambian automáticamente el sentido del recorrido, asegurando así un flujo de descarga constante.


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3.15

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Alimentador despojador (“Scalper Feeder”) Existe una gran variedad de alimentadores despojadores, conformados por una superficie de barras o filas reciprocantes compuestas por rodillos de libre rotación de un diseño especial (Fig. 10). Fig 10. ALIMENTADOR DESPOJADOR (“SCAPLER FEEDER”).

Este tipo de equipo se usa con mayor frecuencia en operaciones de minería, en las cuales el material se descarga desde camiones o vagones sobre el alimentador despojador. La carga entra en contacto con las barras y los finos se separan por gravedad, pasando a través de los rodillos rotantes. La fracción de mayor tamaño es conducida a lo largo de la superficie del alimentador. Los alimentadores despojadores pueden virtualmente manejar cualquier tipo de material a granel, siendo especialmente útiles con cargas cohesivas o adhesivas. Sin embargo, debido a su complicada construcción y mecanismos impulsores, su costo de inversión es alto.

3.16

Alimentador de tornillo (“Screw Feeder”) Los alimentadores de tornillo consisten, básicamente, en una espiral metálica montada sobre un eje central. El espaciamiento entre las alas del tornillo es variable al igual que sus diámetros. De esta forma se pueden encontrar tornillos uniformes o de diseños especiales, de acuerdo a las características del material y de la tolva (Fig. 11).


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Fig 11. ALIMENTADOR DE TORNILLO (“SCREW FEEDER”).

DISEÑO NORMAL

DISEÑO ESPECIAL


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A diferencia de otros tipos de alimentadores o transportadores, los diseños estándares de estos equipos están normados bajo ANSI/CEMA 350. El capítulo 6 de esta norma, correspondiente a los alimentadores de tornillo, se incluye como material anexo. El que estos equipos estén normados permite conseguir partes de reemplazo estándares con diferentes fabricantes. Los alimentadores de tornillo pueden manejar muy diversos tipos de materiales y rangos de tamaño. Por ser un equipo de desplazamiento positivo, puede alimentar materiales contra presiones mayores a los 15 psig. Una ventaja adicional representa el que este equipo no tiene elementos de retorno como los alimentadores de correa, por lo que no produce pérdidas de material, pudiéndose encerrar completamente para permitir un control total sobre las emanaciones de polvo. Cuando se maneje materiales adhesivos o cohesivos se requerirá de aletas de diseño especial. Materiales muy finos de extrema fluencia pueden ser difíciles de manejar con equipos estándares, creando condiciones de flujo inestable. El distanciamiento entre las alas del tornillo puede ser variable, incrementándose en la dirección del flujo para obtener una descarga más uniforme, especialmente en tolvas con bocas de descarga rectangulares o elipsoidales. Otra variación que persigue el mismo objetivo es ir reduciendo el diámetro de las alas o del eje en el sentido del flujo. La capacidad y potencia de un alimentador de tornillo está basado, en parte, en la experiencia de los fabricantes, y se reportan, normalmente, en sus catálogos.

3.17

Alimentador de vibratorio (“Vibrating Feeder”) Un alimentador vibratorio consiste en una mesa montada sobre resortes impulsada mediante un mecanismo que ocasiona que el material se mueva hacia arriba y hacia abajo sobre la superficie de la mesa (Fig. 12). Fig 12. ALIMENTADOR VIBRATORIO (“VIBRATING FEEDER”).


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Existen en el mercado dos tipos disponibles de alimentadores vibratorios: de fuerza directa y de fuerza indirecta. De fuerza directa son aquellos donde la fuerza producida por contrapesos que rotan se aplica directamente sobre la mesa del alimentador. Este diseño es, esencialmente, de rata constante y no permite ejercer un control preciso sobre el flujo debido a las variaciones que se producen en la descarga de las tolvas. Sin embargo, este tipo de alimentador es de bajo costo de inversión y puede manejar un amplio espectro de materiales. De fuerza indirecta son aquellos donde la fuerza de vibración es producida por una fuente de excitación y amplificada por los resortes de suspensión. Estos equipos requerirán menor consumo de potencia y menor mantenimiento que los de fuerza directa. Las fuentes de excitación más usadas son las electromagnéticas y las electromecánicas. Los alimentadores electromecánicos son competitivos en costos de inversión con los electromagnéticos para capacidades sobre las 5 t/h. Adicionalmente, los equipos electromecánicos requieren de un mantenimiento menos especializado que los electromagnéticos, pueden ser construidos a pruebas de explosiones (“explosion–proof”), y manejan un mayor rango de materiales que los segundos. El flujo de los alimentadores vibratorios es una función de la densidad a granel del material, de el ancho y profundidad del lecho formado sobre la mesa y de la velocidad lineal superficial. Una inclinación de la mesa respecto a la horizontal redundará en una mayor velocidad lineal. Factores críticos en la aplicación de este tipo de equipos son la geometría del cono y de la abertura de la tolva y de la mesa. Los catálogos de los fabricantes no sólo incluyen información sobre los flujos potenciales, las dimensiones de los equipos y los requerimiento de potencia, sino que también presentan las geometrías recomendadas para la instalación del equipo. El comportamiento de los alimentadores vibratorios frente a materiales muy finos o cohesivos es muy sensible, y se debe consultar a los expertos en el área a fin de obtener recomendaciones que reduzcan la posibilidad de que el equipo opere de manera indeseada. Se los puede conseguir comercialmente en tamaños de unas pocas pulgadas de ancho por un pie de longitud, manejando flujos mínimos (electromag– néticos), hasta unidades de 76 pulgadas (1,93 m) de ancho por 20 pies (6.1 m) de longitud (electromecánicos) manejando materiales sobre las 1000 t/h. Pueden conseguirse equipos con diseños especiales de 100 pulgadas (2,54 m) de ancho por 35 pies (10,7 m) de largo, manejando 10000 t/h.


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ALIMENTADORES: RESUMEN DE PROPIEDADES La Tabla 1 presenta las características más resaltantes de algunos de los alimentadores mencionados en la sección anterior. TABLA 1. CARACTERÍSTICAS DE VARIOS TIPOS DE ALIMENTADORES. Tipo de alimentador Tornillo

Correa

Variable

Temperatura

Banda

Paletas

Mesa

Arado

articulada

rotatorias

rotatoria

rotatorrio

hasta

hasta

1000 °F

450 °F

––

Baja

Alta

Alta

––

Vibratorio

––

––

––

Baja

Alta

Baja

––

––

Capacidad para manejar flujos altos de material Máximo flujo, t/h ( ρ = 100 lb/pie

3

Velocidad del alimentador

Resistencia al impacto

Punto de descarga

)

1000

5000

5000

2–40

5–300

10–50

rpm

pie/min.

pie/min.

––

rpm

––

pie/mon.

Regular

Pobre

Buena

Pobre

Buena

––

Buena

Final

Final

Final

Central

Lateral

Lateral

Configuración de la boca de descarga de la tolva

Gravimétrico o volumétrico Capacidad para ser usado como sello contra presión de gas

––

2–10

Rectangular

Rectangular

Rectangular

o circular

Final Cuadrada

Circular

Circular

o circular

Definidos por la 6/1

Volum.

profundidad del lecho

4/1

––

Ilimitado

––

Ambos

Volum.

Volum.

Volum.

Volum.

Volum.

material

Pobre

Pobre

Buena

Pobre

Pobre

Pobre

10 : 1

10 : 1

10 : 1

10 : 1

3:1

3:1

o más

Depend. del

Relación de normal / mínima carga (”turndown ratio”)

–– 0–80

Cuadrada

Boca de descarga: máx. relación longitud / ancho

Muy baja

10 : 1

Control de pérdidas de material en

Sin

Sin

Algunos

Algunos

Sin

la zona de retorno del alimentador

problemas

Malo

Malo

problemas

problemas

problemas

problemas

Rectangular

Rectangular

Rectangular

Circular

Circular

Circular

Circular

2 pies

3 pies

3 pies

2 pies

6 pies

2 pies

2 pies

Diámetro mínimo de la boca de descarga de la tolva

normal Tamaño máximo de partícula

normal

aprox. 1 / 2 ”

aprox. 2 ”

+ 12 ”

aprox. 1 /2 ”

aprox. 2 ”

aprox. 2 ”

+ 12 ”

Buena

Regular

Pobre

Buena

Pobre

Pobre

Pobre

Pobre

Buena

Pobre

Pobre

Buena

––

Pobre

Buena

Pobre

Pobre

Buena

Pobre

Pobre

Pobre

Pobre

Buena

Pobre

Regular

Pobre

Pobre

Buena

Capacidad para manejar polvos finos secos Capacidad para manejar materiales abrasivos Capacidad para controlar emisiones de polvo Capacidad para manejar materiales degradables (grado alimentos)


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ALIMENTADORES: SELECCIÓN Y DIMENSIONAMIENTO La selección de los alimentadores para el manejo de sólidos a granel está influenciada por la geometría del cono de la tolva, dimensiones y ubicación de las bocas de descarga, características del material, configuración de los equipos relacionados a las operaciones de manejo, restricciones de espacio físico en la planta y preferencias personales. Para trabajar con una base de datos apropiada se debe recopilar la información contenida en los catálogos de los fabricantes, en donde se puede encontrar capacidades, dimensiones de los equipos y requerimientos de servicios. Cuando se busca una recomendación sobre el tipo de alimentador a escoger para una aplicación específica y su costo, frecuentemente se consigue que las características en tamaño y potencia referidas por distintos proveedores pueden tener diferencias. Aún cuando un tipo de alimentador particular es especificado y requerido, los suplidores frecuentemente proponen opciones alternas al equipo escogido. Esto se debe a que la definición de la capacidad y potencia de un alimentador está basada en muchos factores, algunos de los cuales requieren de pruebas y otros pueden ser establecidos empíricamente. En general, la capacidad de un alimentador está basada en un volumen de material a granel, con una densidad dada, pasando a través de un espacio controlado a una velocidad fija. Si no hubiera otros factores en juego, la determinación de la capacidad del equipo sería un cálculo simple: Densidad a granel x Volumen x Velocidad = Capacidad Partiendo de esta fórmula sencilla, es necesario modificar el valor obtenido por algunos de los siguientes factores para conseguir la capacidad real de la unidad: S ¿El ángulo del cono de la tolva tiene un valor suficientemente alto para asegurar la libre fluencia del material? S ¿La boca de descarga de la tolva tiene las dimensiones apropiadas para evitar taponamientos? S ¿Cuál es la eficiencia friccional de la superficie del alimentador? S ¿Como varía la capacidad del equipo si la superficie de transporte se inclina hacia arriba o hacia abajo? S ¿De qué manera se descarga el material en el alimentador?. Algunos ingenieros efectúan pruebas sobre el material o con el alimentador específico para determinar factores de flujo, tamaños de la abertura de descarga, características de operación, etc. Otros confían en experiencias similares, mientras que el resto basa su selección en su propia metodología.


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La determinación de la potencia requerida por un alimentador específico no se deriva de un cálculo sencillo, y dependerá de los siguientes factores: S La potencia necesaria para mover el mecanismo del alimentador vacío. S La potencia requerida para mover el material, incluyendo levantamiento, si lo hubiera. S La potencia necesaria para vencer la fricción del material a lo largo de lo bordes del alimentador. S La potencia requerida para extraer el material de la tolva. Frecuentemente, dentro de los cálculos de la potencia requerida, se incluye un factor por características especiales del material. Adicionalmente, la potencia de arranque, la cual es mayor que la potencia de operación, es definida arbitrariamente en la mayor parte de los casos. Consecuentemente, cualquier fórmula reportada en los catálogos de los fabricantes o en otro tipo de texto, debe ser cuidadosamente analizada para la aplicación específica. La selección de un alimentador se hace particularmente complicada dado que es posible encontrar una gran variedad de construcciones para cada tipo, y se deberán considerar una multiplicidad de factores para asegurar un servicio confiable y duradero al menor costo posible. Tal como se ha enfatizado a lo largo de este tema, la gran cantidad de factores involucrados en la selección de un alimentador sólo permite establecer guías generales. En la Tabla 2 se presentan algunos de los elementos más relevantes que afectan la selección de los alimentadores más comunes. En esta tabla, el asterisco (*) significa una aplicación ideal. Sin embargo, esto no significa que un alimentador individual no pueda ser adaptado para trabajar satisfactoriamente bajo otras condiciones.


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PDVSA MDP–11–MT–01


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TABLA 2. MATRIZ DE SELECCIÓN DE LOS ALIMENTADORES DE MATERIALES SÓLIDOS A GRANEL. Tipo de alimentador Banda

Parámetro

Correa

Aletas

articulada

Plato

Mesa

Paletas

reciprocante

rotatoria

rotatorias

Tornillo

Vibratorio

Características del material Tamaño Excesivamente grueso (< 48 ”)

*

Grueso (< 12 ”)

*

Mediano (< 3 ”)

*

*

*

*

*

*

*

*

*

*

*

*

*

*

*

*

*

*

*

*

Fino (<

3

/4 ”)

*

Muy fino (< 10 mallas)

Fluencia *

Libre

*

*

*

*

Fluidizable

*

*

*

*

*

*

Alta temperatura

Bueno

Pobre

Bueno

Bueno

Bueno

Bueno

Bueno

Bueno

Abrasivo

Bueno

Pobre

Pobre

Promedio

Pobre

Pobre

Pobre

Bueno

Promedio

Bueno

Cohesivo y/o adhesivo

*

Otros

Características del alimentador Requerimientos de alimentación Descarga uniforme

Bueno

Bueno

Promedio

Promedio

Bueno

Bueno

Promedio

Promedio

Pobre

Promedio

Promedio

Promedio

Promedio

Promedio

Bueno

Bueno

Pobre

Promedio

Bueno

Promedio

Promedio

Bueno

Costo de inversión

Alto

Promedio

Promedio

Bajo

Alto

Bajo

Promedio

Alto

Mantenimiento

Alto

Bajo

Alto

Bajo

Bajo

Promedio

Servicios (electricidad)

Alto

Bajo

Alto

Promedio

Promedio

Bajo

Exactitud en el pesaje Regulación dentro de un rango

Costo

Bajo Alto Promedio

Bajo


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REFERENCIAS 1.

KULWIEC, R. “Materials Handling Handbook”. Wiley–Interscience Publication.New York, 1985.

2.

“Screw Conveyors”. CEMA Book N°: 350. Conveyor Equipment Manufacturers Association. Second Edition. Washington,D.C.. 1980.

APENDICE

2nd

Edition.


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PDVSA N°

TITULO

MDP–11–MT–02

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REV.

FECHA

APROB.

E PDVSA, 1983

SISTEMAS TRANSPORTADORES: CORREAS TRANSPORTADORAS

APROBADA


L.G.

PAG. REV. APROB.

M.D.

L.R.


ESPECIALISTAS


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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 ELEMENTOS BASICOS DEL DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3.1 3.2 3.3 3.4 3.5 3.6 3.7 3.8 3.9 3.10 3.11 3.12 3.13

Aplicabilidad de las correas transportadoras . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Determinación del ancho de las correas transportadoras . . . . . . . . . . . . . Determinación de la velocidad de las correas transportadoras . . . . . . . . Determinación de la potencia de las correas transportadoras . . . . . . . . . Arreglos del rodillo tractor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tensión de las correas transportadoras . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Selección de las correas transportadoras . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diámetro del rodillo tractor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diámetro del eje . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dimensionamiento de los rodillos libres . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemas tensores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemas de impulsión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Bajantes . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4 6 8 9 13 16 17 19 20 21 23 25 28

4 CONSIDERACIONES SOBRE EL SISTEMA . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

30

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6 4.7

Limpieza de las correas y rodillos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Pesado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Separación magnética . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Muestreo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Control sobre las emisiones de polvo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Soportes y galerías . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Elementos de seguridad . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

30 30 30 30 31 31 31

5 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

31

6 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

32

7 ANEXOS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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OBJETIVO Las correas transportadoras son uno de los sistemas más versátiles para el transporte y manejo de materiales sólidos a granel. Estos equipos permiten manejar una amplia gama de materiales en un amplio rango de capacidades (Tabla 1). En este tópico se establecerán los parámetros de diseño más relevantes de las correas transportadoras y se evaluarán las condiciones que favorecen su utilización.

2

ALCANCE Este tópico cubre lo concerniente a los tipos, características, parámetros de diseño y selección de las correas transportadoras de materiales sólidos a granel.

3

ELEMENTOS BASICOS DEL DISEÑO La eficiencia o la efectividad de una correa transportadora dependerá de la escogencia adecuada de los cinco elementos básicos que las configuran, en combinación con la integración apropiada de la unidad al sistema. Estos cinco elementos son (Fig. 1): Fig 1. ELEMENTOS CONSTITUTIVOS DE LAS CORREAS TRANSPORTADORAS Bajante de alimentación

Rodillos libres

Correa transportadora

Rodillo tensor de cola

+

+

Rodillos libres más cercanos en el punto de alimentación (pueden ser rodillos de impacto, si serequiere)

+ Rodillos de retorno

+

+

Bajante de descarga

+ Rodillo tractor

Tensor por gravedad

S La correa: la cual conforma la superficie movible que transporta al material S Los rodillos libres (“idlers”): los cuales soportan a la correa S El (los) rodillo (s) tensor (es) (“pulleys”): los cuales soportan, dirigen y controlan la tensión de la correa




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TABLA 1. RANGOS DE CAPACIDAD DE LAS CORREAS TRANSPORTADORAS Ancho de la correa (pulg.)

Densidad del material (lb/pie3)

100

150

14

30 50 75 100 125 150 30 50 75 100 125 150 30 50 75 100 125 150 30 50 75 100 125 150 30 50 75 100 125 150 30 50 75 100 125 150 30 50 75 100 125 150 30 50 75 100 125 150 30 50 75 100 125 150 30 50 75 100 125 150 30 50 75 100 125 150

8 14 20 27 34 40 11 19 29 38 48 57 15 25 38 50 63 75 19 32 48 63 79 95 29 48 72 97 121 145 48 79 119 159 198 238 71 119 178 237 296 356 99 165 247 330 412 495 131 219 328 438 547 657 168 280 420 560 700 840 210 350 525 700 875 1050

12 21 30 41 51 60 17 29 43 57 72 86 23 38 57 75 94 113 28 48 71 94 118 142 43 73 109 145 186 218 72 119 179 239 298 358 107 178 266 355 444 533 148 247 371 494 617 741 197 329 493 657 822 986 252 420 630 840 1050 1260 315 525 787 1050 1312 1575

16

18

20

24

30

36

42

48

54

60

Capacidad (t/h) para una velocidad de la correa dada (pie/min.) 200 250 300 350 400 450 500 16 27 40 54 68 81 23 38 57 76 95 114 30 50 75 99 124 149 38 63 94 125 157 188 58 97 145 193 242 290 95 159 238 318 397 477 142 236 354 473 591 709 198 329 494 659 823 988 263 438 657 876 1095 1314 336 560 840 1120 1400 1680 420 700 1050 1400 1750 2100

20 35 50 68 85 100 29 48 72 95 122 143 38 63 94 124 156 187 49 79 120 162 201 240 73 121 182 242 302 363 119 199 298 398 497 597 178 296 444 592 740 888 247 412 618 824 1030 1236 329 547 821 1095 1368 1642 420 700 1050 1400 1750 2100 525 875 1312 1750 2187 2625

24 41 60 71 102 112 34 57 86 114 148 171 45 75 112 149 187 224 59 94 146 198 245 292 87 145 218 290 363 435 143 239 358 477 596 716 213 355 532 710 888 1065 297 495 742 989 1236 1484 394 657 985 1314 1642 1971 504 840 1260 1680 2100 2520 630 1050 1575 2100 2625 3150

–––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– 53 88 131 174 218 262 67 110 167 224 279 333 102 169 254 338 423 507 167 279 418 557 696 836 248 414 621 828 1035 1242 346 577 865 1153 1441 1730 460 766 1150 1533 1916 2299 588 980 1470 1960 2450 2940 735 1225 1837 2450 3062 3675

–––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– 60 99 149 198 248 297 75 125 188 250 313 375 116 193 290 386 483 579 191 318 477 636 795 954 284 473 710 946 1183 1419 395 659 988 1318 1648 1977 526 876 1314 1752 2190 2628 672 1120 1680 2240 2800 3360 840 1400 2100 2800 3500 4200

–––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– 130 217 326 435 543 652 215 358 537 716 895 1074 319 532 798 1064 1330 1596 445 742 1112 1483 1853 2224 591 985 1478 1971 2463 2956 756 1260 1890 2520 3150 3780 945 1575 2362 3150 3937 4725

–––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– 145 241 362 483 603 724 239 398 596 795 994 1193 355 591 886 1182 1477 1773 494 824 1236 1648 2060 2472 657 1095 1642 2190 2737 3285 840 1400 2100 2800 3500 4200 1050 1750 2625 3500 4375 5250

550

600

–––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– 390 650 975 1301 1626 1951 543 906 1359 1812 2265 2719 723 1204 1806 2409 3010 3613 924 1540 2310 3080 3850 4620 1155 1925 2887 3850 4812 5775

–––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– –––– 426 709 1064 1419 1773 2128 593 989 1483 1977 2472 2966 788 1314 1971 2628 3285 3942 1008 1680 2520 3360 4200 5040 1260 2100 3150 4200 5250 6300

Sección transversal de la carga (pie2)

0,090

0,126

0,165

0,208

0,321

0,530

0,788

1,098

1,460

1,868

2,333


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S El rodillo tractor (“drive”): el cual imparte la potencia a los rodillos libres y tensores para mover la correa y su carga S La estructura: la cual soporta y mantiene la alineación de los rodillos libres, tractores y tensores. Asumiendo una selección apropiada de los cinco elementos mencionados, el ingeniero debe establecer la integración más conveniente de la correa transportadora dentro del sistema. Entre los factores que deberán ser cuidadosamente estudiados se pueden citar: la forma de alimentar y descargar la correa, sus soportes, si deberá ser permanente o portátil, los accesos para operación y mantenimiento, los requerimientos de arranque y paradas eléctricas, etc.. Varias universidades y compañías, a nivel mundial, han desarrollado ecuaciones que permiten calcular la tensión de las correas en función de la carga, velocidad, longitud, y factores de fricción. Algunas de ellas han sido estandardizadas por las normas DIN # 22100, en Alemania, y CEMA (Conveyor Equipment Manufacturers Association) en los Estados Unidos. Los factores que se usarán en éste tópico son conservativos y el diseño final dependerá de las preferencias individuales del ingeniero o, de estándares específicos.

3.1

Aplicabilidad de las correas transportadoras De todas las características principales de una planta, que privan sobre la instalación de una correa transportadora, las más importantes son la relación entre la distancia horizontal y vertical, medida entre el punto de origen y el de destino, y la fluencia del material a ser transportado. Estos factores determinan el ángulo de inclinación de la correa. Si este ángulo es lo suficientemente grande como para que el material deslice hacia atrás, se deberá pensar en combinar la correa con otro sistema que permita transportar al material verticalmente. Un valor de 15 grados respecto a la horizontal para el ángulo máximo permisible de inclinación aplica a una gran cantidad de materiales. Sin embargo, es posible encontrar materiales con valores que oscilan entre los 12 y los 20 grados. En aquellos casos en que la distancia entre el punto de origen y el de destino permita elevar el material con un ángulo menor al máximo permisible, resultará más económico desarrollar la correa en horizontal tanto como sea posible e inclinarla en su extremo de descarga. La transición entre el plano horizontal y el inclinado amerita un cambio que producirá una concavidad en la correa. Este cambio puede efectuarse usando alguno de los métodos indicados en la Figura 2.


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Fig 2. CAMBIOS DE INCLINACIÓN EN CORREAS TRANSPORTADORAS Dos correas separadas

Rodillos tensores dobladores

Curva cóncava

La curva cóncava debe ser diseñada asegurando que la correa se mantendrá en contacto permanente con todos los rodillos libres durante el arranque. Hay que evitar las pérdidas de material en las zonas de cambio de inclinación, por lo que se sugiere buscar la asesoría de fabricantes cuando se enfrente esta situación. Los valores típicos para el radio mínimo de curvatura de la concavidad se sitúan entre los 150 y 500 pies (45.7 –154,4 m ). Las correas transportadoras pueden presentar un gran número de combinaciones en los planos horizontal, inclinado ascendente o inclinado descendente para adaptarse a los accidentes del terreno. Algunas de estas combinaciones se muestran en la Figura 3. Los cambios de dirección desde el plano inclinado al horizontal, en una sola correa, se pueden llevar a cabo por medio de rodillos tensores dobladores o, de rodillos libres ubicados próximos los unos a los otros. Sin embargo, en estos puntos de inflexión las correas tienden a aplanarse, por lo que se deben tomar medidas para evitar las pérdidas de material. En el caso que amerite describir una curva, dependiendo del espacio disponible, se puede efectuar un peralte suave con una sola correa o instalar dos correas, con diferente dirección, unidas por medio de una estación de transferencia en el punto de descarga.

MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO SISTEMAS TRANSPORTADORES: CORREAS TRANSPORTADORAS

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Correa horizontal Correa ascendente con rodillos dobladores

Correa horizontal con zona inclinada ascendente

Correa compuesta Correa ascendente con zona terminal horizontal

Correa con bajante viajero para recibir material de descarga desde varios puntos Correa doble ascendente

Fig 3. DIFERENTES ARREGLOS DE CORREAS TRANSPORTADORAS

Determinación del ancho de las correas transportadoras La capacidad de una correa transportadora dependerá de su ancho, de su velocidad y del área transversal del material transportado. Los trozos grandes de material tienen efecto sobre el ancho de la correa, tal como e muestra en la Figura 4. Siempre que se pueda, es deseable triturar el material antes de transportarlo. Fig 4. ANCHO DE CORREA REQUERIDO PARA UN TAMAÑO DE TROZO DE MATERIAL. (FINOS < 1/10 DEL TAMAÑO MÁXIMO DE LOS TROZOS) 30

Tamaño de los trozos (pulg.)

3.2

10 % trozos, 90 % finos, 20° sobrecarga

25 20

100 % trozos, 20° sobrecarga

15

10 % trozos, 90 % finos, 30° sobrecarga

10

100 % trozos, 30° sobrecarga

5 0 0

20

40

60

Ancho de la correa (pulg.)

80

100


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La capacidad de transporte de una correa en toneladas por hora se determina como sigue: TPH +

A x òg x n 4800

[1]

donde: A

=

sección transversal de la carga, en pulgadas cuadradas

ρg =

densidad a granel, en lb/pie3

u

velocidad de la correa, en pie/min.

=

La Figura 5 muestra las características típicas de la sección transversal de una correa transportadora, mostrando el ángulo de inclinación de sus zonas laterales (“troughing angle”). En Estados Unidos los ángulos estándares de inclinación de las zonas laterales de las correas son 0°, 20°, 35° y 45°. Fig 5. SECCIÓN TRANSVERSAL DE UNA CORREA TRANSPORTADORA. B = ANCHO DE LA CORREA; AS = ÁREA DE SOBRECARGA; AT = ÁREA DE BASE TRAPEZOIDAL; A = ÁNGULO DE SOBRECARGA; B = “TROUGHING ANGLE”; E = DISTANCIA LIBRE DE BORDE

Correa

E α

AS

β AT

Rodillo libre

B

α

La distancia libre del borde de la correa normalmente se estima como:


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C + 0, 055B ) 0, 9

[2]

donde: C

=

distancia libre de borde, en pulgadas

B

=

ancho de la correa, en pulgadas

El ángulo de sobrecarga se lo conoce frecuentemente como ángulo dinámico de reposo. A medida que la carga pasa sobre los rodillos libres es correspondientemente agitada. Esta agitación tiende a elevar los trozos más grandes de material hacia la superficie y a aplanar la pila. De aquí que el ángulo de sobrecarga siempre sea menor que el ángulo estático de reposo. En la Tabla 2 se muestran unas relaciones generales entre la fluencia, el ángulo de sobrecarga y el ángulo de reposo de reposo de los materiales sólidos a granel. TABLA 2. RELACIONES ENTRE FLUENCIA, ÁNGULO DE SOBRECARGA Y ÁNGULO DE REPOSO. Alta fluencia 5° de ángulo de sobrecarga

Buena fluencia 10° de ángulo de sobrecarga

20–29° de ángulo de reposo

30–34° de ángulo de repso

Baja fluencia 30° de ángulo de sobrecarga 25°

20°

10°

5°


Fluencia promedio 20° de ángulo de 25° de ángulo de sobrecarga sobrecarga


Más de 40° de ángulo de reposo

Características del material Tamaño uniforme, pequeño, part. redondeadas, muy húmedo o muy seco.

3.3

Partículas redondeadas, pulidas, de densidad media

Irregular, granular o en trozos, densidad media

Materiales comunes, del tipo de los minerales de minería

Irregulares, fibrosos, adhesivos

Determinación de la velocidad de las correas transportadoras Algunos materiales de frágil consistencia pueden sufrir daños al ser transferidos de una correa a otra o a un equipo de procesamiento. Otros, tales como trozos grandes, materiales duros con aristas o abrasivos, pueden deteriorar severamente la correa mientras se efectúan estas operaciones. Por esta razón, se han establecido algunos rangos máximos de velocidad de las correas transportadoras según sea el tipo de material que se esté manejando. La Tabla 3 muestra las máximas velocidades que se han considerado en función del ancho de la correa y del tipo de material manejado.

30°


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TABLA 3. VELOCIDADES MÁXIMAS DE LAS CORREAS TRANSPORTADORAS Velocidad de la correa pie/min.

Ancho de la correa pulgadas

Granos u otros materiales de alta fluencia, no abrasivos

500 700 800 1000

18 24 – 30 36 – 42 48 – 96

Carbón, minerales blandos, piedra fínamente molida

400 600 800 1000

18 24 – 36 42 – 60 72 – 96

Piedra gruesa, pesada, dura y/o de bordes cortantes

350 500 600

18 24 – 36 Mayor a 36

Arena de todo tipo

200

Cualquier ancho

Materiales no abrasivos descargados desde correas transportadoras por medio de extractores

200 excepto para pulpa de madera, donde 300 – 400 es preferible

Cualquier ancho

Alimentadores de correa para descargar materiales finos, no abrasivos, o ligeramente abrasivos desde tolvas

50 – 100

Cualquier ancho

Material transportado

3.4

Determinación de la potencia de las correas transportadoras La potencia de una correa transportadora se calcula tomando en cuenta los siguientes cuatro componentes: S S S S

Potencia para mover el sistema transportador en vacío Potencia para mover la correa cargada Potencia para vencer cualquier elevación (si la hubiera) Potencia de suministro para los equipos auxiliares asociados a la correa transportadora Cada uno de estos componentes incluye factores de fricción relacionados con la rotación de los rodillos libres y con la flexión de la correa ocasionada por la carga. Existen diferencias de opinión acerca de la determinación de los factores de fricción y sobre cuales son los elementos que los afectan.


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CEMA [2] ha publicado un extenso y detallado manual para el diseño de correas transportadoras. La forma de determinar la potencia requerida por una correa transportadora se calcula, según CEMA, por la siguiente fórmula: P + LK t ǒK x ) K yM c ) 0, 015M cǓ ) K yLM m ) HM m

n 33000

[3]

donde: P

=

potencia requerida por la correa, en Hp

L

=

longitud de la correa, en pies

Kt

=

factor de temperatura, adimensional

Kx

=

factor de resistencia de los rodillos libres, en lb por pie de correa

Ky

=

factor de resistencia para mover la correa y la carga, adimensional

Mc

=

peso de la correa, en libras por pie de correa

Mm =

peso del material, en libras por pie de correa

H

=

elevación, en pies

u

=


El factor de temperatura tiene un efecto importante cundo la temperatura ambiente es menor de –15 °F. Este factor se obtiene de la Figura 6. El factor de resistencia de los rodillos libres se calcula usando la ecuación: A K x + 0, 00068 (M c ) M m) ) ni

[4]

donde: Ai

=

potencia requerida por la correa, en Hp1

Ai

=


Ai

=

factor de temperatura, adimensiona

Ai

=


Ai

=


Para correas regenerativas en declive, Ai = 0

1 Ver clasificación de los rodillos libres según CEMA, Sección 3.10.




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Fig 6. VARIACIÓN DEL FACTOR DE TEMPERATURA, KT, CON LA TEMPERATURA AMBIENTE.

t

Factor de temperatura, K

3

–40

2

1

–20

0

20

40

Temperatura ambiente, °F

Las tablas para el cálculo del factor de resistencia para mover la correa y la carga, Ky, publicadas por CEMA [2], se incluyen en el Anexo 1. Para poder tener una aproximación a la potencia requerida por una correa transportadora, la Goodyear desarrolló la siguiente ecuación: P+

Te x n 33000

[5]

y

ǒ

Ǔ

T e + CǒL ) L 0Ǔ x Q ) 100T " 100T H 3n 3n

[6]

donde: Te

=

tensión efectiva de la correa, en lb de tensión

C

=

factor de fricción compuesto, adimensional (ver Tabla 4)

L

=


L0

=

longitud equivalente, en pies (ver Tabla 4)

Q

=

factor de peso de las partes movibles de la correa, en libras por pie de correa (ver Tabla 5)

T

=

capacidad de la correa, en ton/h (2000 lb/h)




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u

=


H

=

elevación, en pies

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TABLA 4. FACTORES DE FRICCIÓN Y LONGITUD

Tipo de correa Para correas transportadoras con

Factor de fricción, C

Factor de longitud, L 0

0,022

200

0,03

150

0,012

475

estucturas permanentes o bien alineadas, mantenimiento normal Para transportadores temporales, portátiles o pobremente alineados. Para correas en ambintes muy fríos, o sujetas a frecuentes paradas o arranques. Para correas transportadoras que requieren restricciones cuando son cargadas Los factores C y L o han sido probados satisfactoriamnte en la myoría de las correas transportadoras. Sin embargo, para correas que requieran ser muy largas, muy inclinadas o con alta carga se debe consultar a los fabricantes del ramo.

TABLA 5. FACTOR DE PESO DE LAS PARTES MOVIBLES DE LA CORREA

Ancho de correa pulgadas

Servicio liviano Densidad de la carga 3 hasta 50 lb/pie Q

Servicio medio Densidad de la carga 3 50 – 100 lb/pie Q

Servicio pesado Densidad de la carga 3 mayor a 100 lb/pie Q

14 16 18 20 24 30 36 42 48 54 60 66 72

7 8 9 10 14 19 26 33 40 50 62 75 88

13 14 16 18 21 28 38 50 60 71 85 103 121

19 21 23 25 29 38 52 66 82 97 115 135 155


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3.5

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Arreglos del rodillo tractor En todas las correas transportadoras existe una diferencia de tensión entre los segmentos de correa a ambos lados del rodillo tractor. La mayor tensión se le adjudica al llamado lado tenso (“tight side”), mientras que la menor tensión estará del lado suelto (“slack side”). La diferencia entre las tensiones de los dos lados se conoce como tensión efectiva, Te. Esta es la tensión que efectúa el trabajo de movimiento de la correa transportadora. La Figura 7 muestra los diferentes arreglos del rodillo tractor, indicando las diferentes tensiones asociadas a cada uno de ellos.

Fig 7. ARREGLOS DEL RODILLO TRACTOR: (A) CABEZAL SIMPLE; (B) CABEZAL DOBLE T1 θ

Te = T1–T2

T2

Tensor por contrapeso

(a)

T1

Rodillo tractor primario Te primario

θ

Ti T2

θ

Te secundario Rodillo tractor secundario

(b) Despejándola de la ecuación [5], se puede calcular la tensión efectiva como: T e + P x 33000 n

[7]

La tensión del lado suelto (“Slack side tension”) se determina multiplicando la tensión efectiva, Te , por el factor envolvente Cw (“wrap factor”). El valor de Cw dependerá del arco de contacto entre la correa y el rodillo tractor.




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Para cierto tipo de correa transportadora, la relación T1 /T2 es constante y estará gobernada por el coeficiente de fricción existente entre la correa, el rodillo tractor y el arco de contacto. T1 1 ) Cw + e fq + t2 Cw

[8]

donde: e

=

logaritmo natural

f

=

coeficiente de fricción

θ

=

ángulo envolvente alrededor del rodillo tractor, en radianes (1° = 0.0174 rad.)

Cw

=

“wrap factor” + 1ńǒe fq*1Ǔ

La Tabla 6 muestra algunos valores establecidos para el factor de fricción, f, para rodillos tractores descubiertos (“bare pulley”) y para rodillos tractores cuya superficie está cubierta con un material que aumenta la fricción con la correa (“lagged pulley”). TABLA 6. FACTOR DE FRICCIÓN PARA RODILLOS TRACTORES CUBIERTOS Y DESCUBIERTOS Coeficiente de fricción, f Condición de la correa Seco Ligeramente húmedo Hpumedo Húmedo y sucio

Rodillo tractor descubierto

Rodillo tractor cubierto

0,5 0,2 0,1 0,05

0,6 0,4 0,4 0,2

La Tabla 7 muestra valores de Cw para factores de fricción, f, de 0,25 para rodillos tractores descubiertos y de 0,35 para rodillos tractores cubiertos. En la Tabla 7 se incluyen valores de Cw tanto para tensores gravitatorios como de tornillo. La diferencia entre los diferentes tipos de tensores se muestra gráficamente en las Figuras 8 y 9.


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Fig 8. TENSOR GRAVITATORIO TIPICO

Fig 9. TENSOR DE TORNILLO

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TABLA 7. FACTORES ENVOLVENTES PARA RODILLOS TRACTORES CUBIERTOS Y DESCUBIERTOS Factor envolvente (”wrap factor”), C w Tensor gravitatorio Arco de contacto, θ





Simple

180° 200° 210° 220° 240°

0,84 0,72 0,66 0,62 0,54

0,50 0,42 0,38 0,35 0,30

1,20 1,00 1,00 0,90 0,80

0,80 0,70 0,70 0,60 0,60

Doble

380° 420°

0,23 0,18

0,11 0,08

0,50 ––

0,30 ––

Tipo de impulsor

3.6

Tensor de tornillo

Tensión de las correas transportadoras Tensión máxima de operación La máxima tensión de operación se define como el mayor valor de tensión en algún punto de la corre, a que ocurre cuando la cinta está transportando la carga de diseño continuamente desde el punto de carga hasta el punto de descarga. En correas horizontales o inclinadas este punto se alcanza, generalmente, en la zona donde se encuentra el rodillo tractor. Para correas combinadas, con zonas de inflexión ascendentes o descendentes, la máxima tensión se calcula considerando cada sección como correas independientes. Tensión máxima temporal de operación La máxima tensión de operación es el mayor valor tensión que ocurre durante períodos cortos de tiempo. Estas condiciones temporales deben tomarse en cuenta al seleccionar la correa y su maquinaria asociada. Tensión máxima de arranque y parada El torque de arranque del motor eléctrico de una correa transportadora debe ser 2 1/2 veces mayor que el torque requerido para la carga máxima durante la operación del equipo. Sin embargo este torque aplicado a la correa puede resultar en tensiones muy superiores a la establecida como tensión de operación. Una mala operación de arranque debilitará progresivamente la correa y provocará su falla. Se recomienda que la máxima tensión de arranque sea 150 % de la tensión de trabajo estipulada. Igualmente, paradas muy rápidas pueden ocasionar tensiones excesivas sobre la cinta, por lo que se recomienda que este procedimiento sea llevado a cabo secuencialmente.


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3.7

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Selección de las correas transportadoras Prácticamente todas las correas transportadoras están constituidas por una cinta de fibra cubierta de goma. Esta combinación debe tener la suficiente resistencia como para soportar la carga y su propio peso. Las cintas pueden variar en su constitución según sea la aplicación: 1.

Correa convencional: estos tipos de cintas se fabrican sobre una base de fibra de algodón, algodón–nylon, rayon, rayon–nylon, etc., impregnada y cubierta de goma para ganar en flexibilidad y resistencia. La tensión que pueden soportar estas correas está en el orden de las 140 – 150 libras por pulgada de ancho (“pound per inch of belt width = piw”) para las combinaciones algodón–nylon y de hasta 1500 piw para combinaciones rayon–nylon.

2.

Correas de cable de acero: estas cintas, fabricadas con cables de acero espaciados, suspendidos en goma y envueltos en fibra, se utilizan cuando se requiere alta resistencia y mínima elasticidad. Su máxima tensión asociada puede alcanzar los 6000 piw.

3.

Correas para alta temperatura: en el mercado se pueden encontrar correas especiales para labores en donde se deban manejar materiales calientes, conservando sus propiedades físicas a temperaturas de hasta 250°F. Estas cintas están fabricadas con centro de nylon, poliester, algodón, o fibra de vidrio, y coberturas de polímeros especiales.

La selección de una correa transportadora estará soportada en el análisis de una variedad de factores, entre los que se encuentran: S Requerimientos de tensión S Longitud y velocidad de la correa transportadora S Abrasividad del material S Tamaño de los trozos del material a ser transportado S Caracterización del material S Método de carga de la correa transportadora S Tipo de tensor S Mínimo factor de seguridad La capacidad de una correa para desplazarse apropiadamente sobre los rodillos se llama transitabilidad (“troughability”). La correa transportadora no deberá ser ni muy gruesa ni muy fina, de tal forma que se ajuste adecuadamente a los rodillos (Fig. 10). Otros factores que deben ser considerados a la hora de seleccionar una correa transportadora son la cantidad y el control sobre la elongación por elasticidad. Los cambios en la longitud de la correa, especialmente bajo condiciones climáticas


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extremas o por tensiones creadas en cintas muy cargadas, deben ser cuidadosamente analizadas, debido a que estas condiciones privarán sobre la escogencia y localización del motor y de los sistemas tensores. (x) (x)

(a)

(b)

(x)

(x)

(c)

(d)

(e)

(f)

Fig 10. FACTORES QUE AFECTAN LA TRANSITABILIDAD DE LAS CORREAS TRANSPORTADORAS. ANGULO DE INCLINACIÓN DE LOS RODILLOS LATERALES (“TROUGHING ANGLE”): (A) 20°; B) 45°; (C) DISEÑO DE LA CORREA NO AFECTADO POR LA CARGA; (D) DISEÑO AFECTADO POR LA CARGA; (E) CORREA POCO FLEXIBLE, TRANSITABILIDAD INAPROPIADA; (F) CORREA FLEXIBLE, TRANSITABILIDAD APROPIADA. Con respecto al mínimo factor de seguridad de la banda existen varios valores, los cuales dependen del material, de la banda, de la tensión de la aplicación de la misma y de las normas que se estén utilizando para el diseño de la correa transportadora. Otro factor importante a ser considerado es la fortaleza de la junta que permite cerrar el aro de la correa y determina su fortaleza. Las cintas transportadoras pueden unirse por medio de juntas metálicas o pueden ser vulcanizadas en el campo.


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Entre las dos opciones siempre resulta más sencilla de instalar y de menor costo la de usar juntas metálicas para correas relativamente cortas y que requieran poca tensión. Debido a la variedad de factores envueltos en la selección de las correas transportadoras es recomendable estudiar cuidadosamente la literatura proveniente de varios fabricantes.

3.8

Diámetro del rodillo tractor La selección de un diámetro apropiado para el rodillo tractor es necesario para evitar efectos negativos sobre los pliegues que conforman la correa transportadora. Entre los factores que están envueltos en la selección del diámetro del rodillo tractor se pueden citar el ángulo de inclinación de las zonas laterales (“troughing angle”), la tensión de la correa en el rodillo tractor, el espacio disponible, las características del material, la expectativa de vida de la correa, el tamaño del eje y de los rodamientos y el tamaño y relación del reductor. A medida que aumenta el tamaño del diámetro del rodillo tractor hay un incremento en el torque requerido y en la velocidad de los reductores, requiriéndose también más espacio. Sin embargo y debido a que el costo del rodillo tractor es mínimo frente a la inversión de todo el sistema, es un concepto extendido el utilizar grandes diámetros para prolongar la expectativa de vida del equipo. Los libros de los fabricantes indican diámetros mínimos para el rodillo tractor, tal como se ejemplifica en la Tabla 8. Para cada aplicación se debe estudiar cuidadosamente la data provista por los fabricantes.

TABLA 8. DIÁMETROS MÍNIMOS DEL RODILLO TRACTOR PARA CORREAS DE PLIEGUES REDUCIDOSA Diámetros mínimos del rodillo tractor (pulg.)

a

Tensión máxima de la correa

80 – 100 % de tensión



100 piw 150 piw 200 piw 300 piw 400 piw 500 piw 700 piw

14 16 18 24 30 36 42

12 14 16 20 24 30 36

12 12 14 18 20 24 30

Para correas multipliegues o de cables de acero referirse a CEMA. En todos los casos se debe consultar con los fabricantes.

El rodillo tractor debe ser más ancho que la cinta. En condiciones estándares, este ancho debe exceder por 2 pulgadas al de las correas de hasta 42 pulgadas. Para


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correas con anchos mayores a las 60 pulgadas, los rodillos tractores son, generalmente, 4 pulgadas mayores que la cintas. Condiciones especiales, tales como transportadores muy largos, terminales complejos, o cuando se manejan materiales pegajosos, pueden dictar diferencias mayores en el ancho. Los rodillos tractores se cubren frecuentemente con goma para mejorar la transmisión de la potencia a la correa y para proteger la superficie de la cinta a medida que esta pasa por el rodillo. Para estos casos existen rodillos auto limpiantes que reducen la acumulación de residuos.

3.9

Diámetro del eje El diámetro del eje que se usará para una correa transportadora determinada no puede seleccionarse de manera independiente al rodillo tractor, dado que ambos deben ser considerados como una sola estructura. La carga resultante sobre el rodillo tractor y su eje será la suma de las tensiones de la correa y de su propio peso, tal como se ilustra en la Figura 11. Fig 11. CARGA RESULTANTE SOBRE EL RODILLO TRACTOR Rodillo tractor

T1 T2

P T1

T2 P

R = T1 + T2 + P El diseño del rodillo tractor está generalmente basado en el uso de materiales comerciales, tal como acero AISI C1018. Se debe evitar en el diseño una deflexión excesiva del eje, la cual incrementaría el “stress” y la deflexión en el rodillo tractor, afectando las zonas de soldadura y los discos terminales.


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Para un diseño preliminar se recomienda que la deflexión del eje esté limitado a 0,01 pulgada/ pie de rodamiento. Se recomienda, adicionalmente, que una información completa sobre la carga potencial sobre el rodillo tractor se incluya en las ordenes de compra o en las hojas de especificación de servicio de proceso.

3.10

Dimensionamiento de los rodillos libres Los rodillos libres deben ser diseñados con el fin de proteger y soportar la correa y la carga. Existen en el mercado una amplia variedad de rodillos libres. Algunos de ellos se muestran en la Figura 12. Fig 12. TIPOS COMUNES DE RODILLOS LIBRES


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El diámetro de los rodillos libres, de los rodamientos y la necesidad de usar sellos constituyen los elementos claves que afectan la resistencia friccional, la cual tiene una influencia directa sobre la tensión de la cinta y sobre los requerimientos de potencia. La selección del diámetro del rodillo y del rodamiento estará basado en el tipo de servicio, las condiciones de operación, la magnitud de la carga a ser transportada y la velocidad de la correa. Para ayudar a la selección de los rodillo libres, éstos han sido agrupados en las clasificaciones que se muestran en la Tabla 9. TABLA 9. CLASIFICACIONES DE LOS RODILLOS LIBRES Calsificación

Diámetro del rodillo (pulgadas)

Descripción

A4 A5 B4 B5 C4 C5 C6 D5 D6 E6 E7

4 5 4 5 4 5 6 5 6 6 7

Servicio liviano Servicio liviano Servicio liviano Servicio liviano Servicio medio Servicio medio Servicio medio Servicio medio Servicio medio Servicio pesado Servicio pesado

Los factores que deben ser considerados cuando se seleccione el espaciamiento entre los rodillos libres serán el ancho de la correa, la densidad del material, la comba producida por el peso del material entre dos rodillos (“sag”), la vida útil del rodillo y la tensión de la correa. Si la comba (“sag”) es muy grande, se corre el riesgo de tener pérdida de material por los bordes de la cinta. para un mejor diseño, el espaciado entre los rodillos libres debe ser limitado. En la Tabla 10 se sugieren valores normales para este espaciamiento para un uso general como práctica de ingeniería, siempre y cuando la magnitud de la comba no esté específicamente limitado.


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TABLA 10. ESPACIAMIENTO ENTRE LOS RODILLOS LIBRES Ancho de la correa (pulgadas) 18 24 30 36 42 48 54 60 72 84 96

Espaciamiento entre los rodillos libres (pie) para un material Espaciamiento entre los rodillos libres con una densidad dada (lb/pie3) 30 50 75 100 150 200 de retorno (pie) 5,5 5,0 5,0 5,0 4,5 4,5 4,5 4,0 4,0 3,5 3,5

5,0 4,5 4,5 4,5 4,5 4,0 4,0 4,0 3,5 3,5 3,5

5,0 4,5 4,5 4,0 4,0 4,0 3,5 3,5 3,5 3,0 3,0

5,0 4,0 4,0 4,0 3,5 3,5 3,5 3,0 3,0 2,5 2,5

4,5 4,0 4,0 3,5 3,0 3,0 3,0 3,0 2,5 2,5 2,0

4,5 4,0 4,0 3,5 3,0 3,0 3,0 3,0 2,5 2,0 2,0

10,0 10,0 10,0 10,0 10,0 10,0 10,0 10,0 8,0 8,0 8,0

En los puntos de carga, los rodillos libres deberán estar espaciados para mantener el comportamiento estacionario de la correa y el contacto con las paredes del bajante.

3.11

Sistemas tensores Todas las correas transportadoras deberán estar equipadas con sistemas tensores (“Take–ups”) que le permitan: 1.

mantener la tensión de la correa

2.

asegurar que esta tensión es tal en magnitud como para evitar la formación de combas entre los rodillos libres

3.

asegurar que la tensión en la zona de contacto del rodillo tractor es suficiente para transmitir correctamente la carga del eje a la correa.

La longitud de la correa puede variar con la temperatura, las condiciones atmosféricas y la tensión. Es una costumbre generalizada el diseñar para una elongación de un pie por cada 100 pies de longitud de la correa, y en caso de que el espacio lo permita, esta elongación puede extenderse hasta 1,5 pies por cada 100 pies de longitud de la correa. Tal como se ha mencionado previamente, existen dos tipos diferentes de sistemas tensores para el uso corriente: de tornillo y gravitatorio. Los sistemas tensores de tornillo están limitados por la extensión a la que pueden proyectarse. A nivel comercial, esta dimensión está limitada a los 36 pies. Los sistemas tensores de tornillo no deben ser usados en correas transportadoras con más de 250 pies de longitud.


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Las ventajas de estos sistemas son su bajo costo de inversión y lo compacto de su arreglo. Su principal desventaja es que la tensión de operación debe ser ajustada manualmente por el operador del sistema, siendo susceptibles de esta forma, a eventuales errores humanos. Los sistemas tensores gravitatorios pueden ser horizontales, inclinados o verticales. La extensión que alcanzan estos sistemas puede variar entre los 3 a los 40 o más pies de longitud. La tensión de la correa se gradúa automáticamente con el contrapeso apropiado de tal forma que la tensión mínima siempre se alcance. La selección de uno u otro de los dos sistemas tensores estará determinado por la disponibilidad de espacio, las condiciones de operación o la posición del punto de mínima tensión. En la Figura 13 se muestran diferentes arreglos que consideran a las tres variables mencionadas en el párrafo anterior. Fig 13. SELECCION Y UBICACION TIPICAS DE LOS SISTEMAS DE TENSORES


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3.12

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Sistemas de impulsión Las instalaciones de correas transportadoras envuelven la aplicación apropiada de aquellos equipos que conforman los sistemas de impulsión, tales como reductores de velocidad, motores y controles eléctricos y dispositivos de seguridad. La ubicación más recomendable para el motor de una correa transportadora es aquella en la que ocurra la máxima tensión. Para cintas horizontales o inclinadas ascendentes sencillas es usual colocarlo en el extremo de descarga. Para correas inclinadas descendentes la ubicación preferida es en el extremo de carga. Si se colocara el motor en otro lugar diferente a los extremos, se deberá acondicionar de manera especial a la correa transportadora. Frecuentemente se utilizan motores internos en cintas muy largas obedeciendo a razones de economía, accesibilidad o mantenimiento. En la Figura 14 se ilustran algunos de los ensamblajes más comúnmente usados para los sistemas de impulsión. La selección final de los mecanismos reductores de velocidad estará basada en consideraciones de costos de inversión, limitaciones de potencia, características de los equipos, espacio y/o ubicación del motor. Estas unidades deben ser seleccionadas cuidadosamente dado que una vez que se ha determinado la potencia y la velocidad del motor, cualquier cambio puede significar una alteración total en estos requerimientos.


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Fig 14. ARREGLOS COMUNES PARA LOS SISTEMAS DE IMPULSION


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La potencia del sistema de impulsión debe reflejar la división entre la potencia al eje y eficiencia global de la maquinaria de reducción. La eficiencia global del tren de impulsión se obtiene de la multiplicación de las eficiencias de cada uno de sus componentes, tal como se muestra en la Tabla 11. TABLA 11. FACTORES DE EFICIENCIA PARA COMPONENTES INDIVIDUALES Tipo de mecanismo de reducción de velocidad Correas en V Cadenas rotatorias abiertas Cadenas rotatorias cerradas Reductor helicoidal simple Reductor helicoidal doble Reductor helicoidal triple Reductor montado en el eje Reductor de baja relación (hasta 20:1) Reductor de relación media (20:1 a 60:1) Reductor de alta relacion (60:1 hasta 100:1) Eje de espolón cortado Eje de fundición

Eficiencia mecánica aproximada 0,94 0,93 0,95 0,95 0,94 0,93 0,94 0,90 0,70 0,50 0,90 0,85

A manera ilustrativa, para una correa en V con un reductor montado en el eje la eficiencia global se calculará como sigue: Eficiencia CorreaenV x Eficiencia Reductormontadoeneleje + 0, 94 x 0, 94 + 0, 884 Si la potencia al eje calculada dio 20,5 Hp, el motor requerido será: 20, 5 + 23, 2 0, 884 De esta forma, se deberá instalar un motor comercial cuya potencia sea la próxima superior disponible, para este caso 25 Hp. Por lo general, una correa inclinada ascendente cargada puede moverse hacia atrás una vez detenida. Esta acción puede causar derrames de material, daños a la correa y puede crear una condición insegura. Para prevenir esta situación se debe colocar un sistema de freno cuando la fuerza necesaria para levantar la carga horizontalmente sea mayor a un medio de la fuerza requerida para mover la carga y la correa horizontalmente.


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3.13

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Bajantes Es probable que los accesorios más importantes de las correas transportadoras son los bajantes usados para carga y descarga de la cinta. La aplicación de los métodos y equipos apropiados incrementa la vida de la correa, reduce las pérdidas de material, y ayuda a mantener la alineación de la correa. El diseño de un bajante, así como otros accesorios de carga, es influenciado por variables tales como la capacidad, las características del material, y por el número de puntos de carga. Los requerimientos principales para que un apropiadamente una correa transportadora son:

bajante

permita

cargar

1.

Cargar el material a una rata uniforme,

2.

centrar la carga respecto a la correa,

3.

reducir el impacto que produce el material al caer sobre la correa,

4.

disponer el material en la dirección del movimiento de la correa,

5.

disponer el material sobre la correa a una velocidad tan cercana a la de ésta como sea posible,

6.

mantener un ángulo mínimo de inclinación de la correa en el punto de carga.

Para el diseño de bajantes ubicados a la descarga de las cintas transportadoras es importante conocer la trayectoria del material en este punto. La data que ilustra la Figura 15 puede ser usada para determinar esta trayectoria.


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Fig 15. TRAYECTORIA DEL MATERIAL SOBRE EL RODILLO DE DESCARGA


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CONSIDERACIONES SOBRE EL SISTEMA 4.1

Limpieza de las correas y rodillos La amplia diversidad de materiales y sus características manejados por medio de correas transportadoras ha fomentado el desarrollo de una gran cantidad de sistemas de limpieza para ser utilizados en aquellos casos en que el material tiende a adherirse. Las cuchillas de metal o de goma ubicadas sobre o cerca del rodillo tractor permiten una limpieza adecuada y económica para muchas aplicaciones. Generalmente, estas cuchillas están soportadas por un marco pivote y mantenidas en contacto por medio de resortes, muelles o contrapesos. En el caso que los sistemas antes descritos no sean adecuados para lograr una limpieza efectiva, será necesario considerar el uso de rociadores de agua, aire comprimido o escobillas fijas o móviles. En algunos casos es necesario usar más de uno de estos sistemas en combinación. En aquellas aplicaciones en que se conoce que el material mostrará tendencia a depositarse sobre la superficie del rodillo tractor, es recomendable utilizar rodillos recubiertos con goma. En los casos más severos se deberá considerar el uso de raspadores de rodillos.

4.2

Pesado Cuando se requiera pesar materiales en tránsito y registrar las cantidades entregadas en diversos puntos del proceso, se usarán balanzas registradoras automáticas. Estas balanzas pueden ser mecánicas, eléctricas u operadas por aire.

4.3

Separación magnética Las piezas de hierro transportadas junto al material en una correa transportadora pueden ser extraídos por medio de rodillos magnéticos permanentes o electromagnéticos. Los detectores de metales pueden identificar la presencia de objetos metálicos magnéticos y no–magnéticos.

4.4

Muestreo Existen comercialmente una gran cantidad de sistemas de muestreo que permitan recoger muestras representativas del material en tránsito. Estas muestras se pueden acopiar de manera continua o intermitente. Algunos sistemas de muestreo especiales permiten moler la muestra para análisis químico.


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4.5

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Control sobre las emisiones de polvo El control de las emisiones de polvo y protección al personal se puede efectuar encerrando la correa transportadora. Cuando se requiera, se pueden instalar sistemas de succión de polvos y de recolección de partículas. Muchas aplicaciones sólo requieren cerramientos en los puntos de transferencia, los cuáles pueden o no incluir sistemas de recolección de polvo.

4.6

Soportes y galerías Los soportes y galerías son usados para encerrar correas transportadoras donde éstas atraviesen espacios abiertos. Una amplia gama de materiales de construcción modernos permiten diseñar galerías tal como se requieran.

4.7

Elementos de seguridad Una amplia selección de elementos de seguridad está disponible en el mercado para diversos tipos de arreglos de correas transportadoras y sus equipos vecinos. Elementos tales como cuerdas de parada de emergencia ubicadas a lo largo de la cinta, resguardos para motores y zonas terminales, frenos de retroceso en correas inclinadas ascendentes, resguardos para sistemas tensores gravitatorios, asi como alarmas sonoras deben tenerse en cuenta a la hora de instalar un sistema de correa transportadora.

5

NOMENCLATURA A

=

sección transversal de la carga, en pulgadas cuadradas

B

=

ancho de la correa, en pulgadas

C

=

factor de fricción compuesto, adimensional (ver Tabla 4)

Cw

=

“wrap factor” + 1ńǒe fq*1Ǔ

E

=

distancia libre de borde, en pulgadas

e

=

logaritmo natural

f

=

coeficiente de fricción

H

=

elevación, en pies

Kt

=

factor de temperatura, adimensiona

Kx

=


Ky

=


L

=



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L0

=

longitud equivalente, en pies (ver Tabla 4)

Mc

=

peso de la correa, en libras por pie de correa

Mm =

peso del material, en libras por pie de correa

P

=

potencia requerida por la correa, en Hp

Q

=

factor de peso de las partes movibles de la correa, en libras por pie de correa (ver Tabla 5)

ρg

=

densidad a granel, en lb/pie3

T

=

capacidad de la correa, en ton/h (2000 lb/h)

Te

=

tensión efectiva de la correa, en lb de tensión

θ

=

ángulo envolvente alrededor del rodillo tractor, en radianes (1° = 0.0174 rad.)

u

=


REFERENCIAS 1.


2.

“Belt Conveyors for Bulk Materials”. CEMA Book. 2nd Edition.Van Nostrand Reinhold Company. 1979.

3.

COLIJN, H. “Specifying and Maintaining Conveyors for Bulk Solids”. Beaumont Birch Co.. New Jersey, 1986.

4.

ANSI – B20.1 Safety Standards for Conveyors and Related Equipment.

5.

CEMA 102 Conveyors Terms and Definitions.

6.

CEMA 550 Classification and Definition of Bulk Materials.

7.

CEMA 502 Trougling and Return Idlers.

8.

DIN – 22101 Belt Conveyors for Bulk Materials.

ANEXOS 1.

Valores de Ky

2nd

Edition.


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ANEXO IVALORES DE Ky

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TITULO

MDP–11–MT–03

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APROB.

PDVSA, 1983

SISTEMAS TRANSPORTADORES: TRANSPORTADORES DE CADENA, DE TORNILLO, VIBRADORES, TIPO “EN MASSE” Y ELEVADORES DE CANGILONES

APROBADA


L.G.

PAG. REV. APROB.

M.D.

L.R.


ESPECIALISTAS



SIST. TRANSP.: TRANSPORTADORES DE CADENA, DE TORNILLO, VIBRADORES, TIPO EN MASSE Y ELEVADORES DE CANGILONES Indice manual

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 TRANSPORTADORES DE CADENA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3.1 3.2 3.3

Transportadores de banda articulada . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Transportadores de canastas interconectadas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Transportadores de aletas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 6 6

4 TRANSPORTADORES DE TORNILLO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

11

5 TRANSPORTADORES VIBRATORIOS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

12

5.1 5.2 5.3 5.4

General . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diseño básico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Capacidad . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diseños especiales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

12 13 16 16

6 TRANSPORTADORES TIPO “EN–MASSE” . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

17

6.1 6.2 6.3 6.4

General . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consumo de potencia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Configuración de los transportadores tipo “en–masse” . . . . . . . . . . . . . . . Aplicaciones especiales y seguridad . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

17 21 23 25

7 ELEVADORES DE CANGILONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

26

7.1 7.2 7.3 7.4

Información general . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Selección del elemento motriz . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Elevadores de cangilones de descarga centrífuga . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Elevadores de cangilones continuos – Tipo estándar . . . . . . . . . . . . . . . .

26 28 29 31

8 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

34

9 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

35

10 APENDICES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

35



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OBJETIVO En este tópico se establecerán los parámetros de diseño más relevantes de los sistemas transportadores de cadena, de tornillo, vibratorios, tipo “en–masse” y de los elevadores de cangilones, y se evaluarán las condiciones que favorecen su utilización.

2

ALCANCE Este tópico cubre lo concerniente a los tipos, características, parámetros de diseño y selección de los transportadores de cadena, de tornillo, vibratorios, tipo “en–masse” y de los elevadores de cangilones.

3

TRANSPORTADORES DE CADENA Un transportador de cadena bien diseñado y fabricado con materiales de alta calidad representa una excelente opción para transportar materiales abrasivos o calientes, y para reducir el impacto que tiene, sobre el equipo, la descarga de trozos grandes. Los nombres de los transportadores de cadena se derivan de su característica preponderante. Los más utilizados son los de banda articulada, de canastas interconectadas y los de aleta. Se pueden diferenciar cuatro tipos de transportadores de cadena basado en si la cadena desliza o rueda o en si el material es empujado o halado. Estos equipos se pueden arreglar para operar horizontalmente, de forma inclinada o combinada. Si se selecciona apropiadamente sus componentes, los transportadores de cadena pueden ser diseñados para operar con una inclinación de hasta 45 °. Los transportadores de aletas pueden encerrarse fácilmente para evitar tener ambientes pulvurentos. Un elemento crítico en el diseño de este tipo de equipos es la cadena de transporte, que se diferencia de la cadena motriz. La correa de transporte puede fabricarse en una variedad de aleaciones metálicas, dependiendo de la resistencia requerida, de la velocidad de operación, de la abrasividad del material a ser transportado y del tipo de piezas conectadas al equipo. La capacidad de un transportador de cadena se deriva de su área transversal disponible y de su velocidad. Esta velocidad, la cual dependerá de las características del material a ser transportado, debe ser mantenida tan baja como sea posible. Así, materiales altamente abrasivos deben ser transportados a velocidades menores a 10 – 20 pie/min, mientras que los materiales moderadamente abrasivos pueden ser movidos a velocidades mayores a 100 pie/min.



3.1


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Transportadores de banda articulada Los transportadores están constituidos por secciones metálicas conectadas a una cadena motriz. Estos transportadores se usan, comúnmente, para manejar materiales procedentes de actividades mineras. Su aplicación cubre los siguientes tópicos: Transporte de materiales horizontalmente, en planos inclinados o combinación de ambos, transporte de materiales altamente abrasivos o calientes, manejo de trozos grandes. Las partes componentes que completan un transportador de banda articulada deberán ser seleccionados en el siguiente orden: Tipo de las secciones de la banda, espesor de las secciones de la banda, tipo de cadena, tipo de piñones dentados, requerimiento de aletas laterales, construcción de los soportes. Las secciones de la banda deben ser planas o equipadas con aletas laterales para aumentar la capacidad y reducir las pérdidas de material, tal como se muestra en la Tabla 1.




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TABLA 1. TIPOS COMUNES DE LAS SECCIONES DE LAS BANDAS.


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SIST. TRANSP.: TRANSPORTADORES DE CADENA, DE TORNILLO, VIBRADORES, TIPO EN MASSE Y ELEVADORES DE CANGILONES

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El espesor de las secciones de las bandas dependerá del peso que deba soportar, del impacto de caída de los trozos de material y de la abrasividad de éste último. La Tabla 2 puede ser usada como una guía general para la selección de los transportadores de banda articulada. TABLA 2. ESPESOR RECOMENDADO PARA LOS TRANSPORTADORES DE BANDA ARTICULADA. Espesor recomendado (pulgadas)

Aplicación

Menores o iguales a 3/16

Materiales poco abrasivos y de baja densidad

1/4 – 5/16

Materiales de densidad media, con ciertas propiedades abrasivas y/o corrosivas. Servicio de impacto moderado.

Mayores o iguales a 3/8

Materiales de alta densidad, abrasivos o corrosivos. Servicio de alto impacto

La capacidad volumétrica de un transportador de banda articulada dependerá del ancho y profundidad del lecho de material (área transversal) y de la velocidad de la cinta. El ancho y la profundidad dependerán, a su vez, del tamaño de los trozos del material transportado. La Tabla 3 puede ser de utilidad como guía general de selección. TABLA 3. CAPACIDAD DE LOS TRANSPORTADORES DE BANDA ARTICULADAa.

a:

Ancho de la banda (pie)

Tamaño máximo de los trozos del material (pulgadas)

Profundidad del lecho (pulgadas)

Capacidad (t/h @ 20 pie/min)

2

6

12

45

2,5

8

12

56

2,5

10

15

70

3

12

12

68

3

14

18

102

4,5

14

12

79

4,5

18

24

158

4

18

12

90

4

24

24

180

5

18

12

113

5

28

24

225

Para materiales con densidades de 50 lb/pie3



3.2


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NOV.97


Transportadores de canastas interconectadas Los transportadores de canastas interconectadas son una variación sobre el tipo de los de banda articulada, cuya diferencia reside en que las secciones de la banda están interconectadas entre sí. Este tipo de transportador está diseñado para manejar material con bordes cortantes o con aristas, altamente abrasivos, calientes o piezas manufacturadas tales como partes de maquinaria. El componente principal de los transportadores de canastas interconectadas es la superficie motriz, la cual puede ser fabricada en una gran variedad de espesores y materiales. Los tipos de superficies motrices más comunes se muestran en la Figura 1. Al igual que los transportadores de banda articulada, la capacidad de los de canastas interconectadas dependerá del ancho y profundidad del lecho de material, y de la velocidad de la banda. Sin embargo, el dimensionamiento apropiado de la correa para una aplicación específica envuelve mayor dificultad que en el caso de los transportadores de banda articulada, por lo que se recomienda consultar a los fabricantes a la hora de seleccionar este tipo de equipos.

3.3

Transportadores de aletas Los transportadores de aletas han sido utilizados para el transporte de materiales tales como carbón, astillas de madera, caliza en trozos, hielo triturado, lodos y ciertas frutas y vegetales. Sin embargo, están limitadas para el manejo de materiales granulados o en trozos grandes. Los factores que gobiernan la selección de este tipo de equipos se listan a continuación:

Tipo de material y sus características. capacidad, tamaño máximo de los trozos y porcentaje de estos trozos en el volumen total, longitud e inclinación de la unidad, requerimiento de servicios.




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Fig 1. TIPOS DE SUPERFICIES MOTRICES MÁS COMUNES. (A) ARREGLO CERRADO PARA ELIMINAR PÉRDIDAS DE MATERIAL ENTRE LAS JUNTAS DE LAS SECCIONES; (B) LAS PERFORACIONES FACILITAN LA TRANSFERENCIA TÉRMICA DESDE O HACIA EL MATERIAL TRANSPORTADO; (C) PERMITE ENFRIAR Y COMPARTAMENTALIZAR EL MATERIAL; (D) FACILITA LA DESCARGA DE ELEMENTOS PEQUEÑOS Y LIVIANOS; (E) EVITA EL DESLIZAMIENTO HACIA ATRÁS DEL MATERIAL EN CORREAS INCLINADAS.

(A) STANDARD PLAIN STEEL BELTING

(B) PERFORATED STEEL BELTING

(C) MULTI–WINGED PERFORATED STEEL BELTING

(D) DIMPLED STEEL BELTING

(E) CLEATED STEEL BELTING




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Los tipos de transportadores de aletas generalmente disponibles se muestran en la Figura 2. Fig 2. TIPOS DE TRANSPORTADORES DE ALETAS.


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Las aletas se fabrican, normalmente, de acero, aún cuando se las puede conseguir en madera, hierro maleable y otro tipos de materiales. Los valores típicos para el espaciamiento entre las aletas se ubica entre las 12 y 36 pulgadas. El espaciamiento dependerá del tamaño de los trozos de material, de la capacidad requerida y de la inclinación de la unidad. La Tabla 4 resume los valores típicos de tamaño y capacidad para los transportadores de aletas. Si el equipo requiere ser operado en un plano inclinado, los valores de la Tabla 4 se deberán multiplicar por los factores que se muestran en la Tabla 5. TABLA 4. CAPACIDAD DE LOS TRANSPORTADORES DE ALETA a. Dimensiones de las aletas (pulg.) (ancho x alto)

Tamaño de los trozos (pulg.)b

Capacidad aproximada (t/h) @ 100 pie/min

12 x 6

4

60

15 x 6

5

73

18 x 6

6

84

24 x 8

10

174

30 x 10

14

240

36 x 12

16

360

a:

Para materiales con densidades de 50 lb/pie3

b:

Los trozos grandes no deben exceder el 10 % del volumen total

TABLA 5. FACTORES CORRECTORES PARA TRANSPORTADORES INCLINADOS.

Inclinación

Factor multiplicador

horizontal hasta 20 °

1.00

desde 20 ° hasta 25 °

0.98 – 0.90


0.90 – 0.80


0.85 – 0.70

más de 35 °

Tomar consideraciones especiales


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El cálculo de la potencia de los transportadores de aletas dependerá de tres factores: La potencia requerida para mover la correa vacía, la potencia requerida para transportar la carga horizontalmente, la potencia requerida para levantar la carga. Estos factores se integran en la formula: Hp +

0, 06W CLSF C TL LF L ) ) TH 1000F D 1000F D 1000F D

[1]

donde: S

=

velocidad del transportador, en pie/min.

T

=

toneladas (2000 lb) de material manejado por hora

WC =

peso total de la cadena y las aletas por pie lineal

L

=


LL

=

longitud horizontal recorrida por la carga, en pies

H

=

altura alcanzada por la carga en transportadores inclinados, en pies

FC

=

factor de fricción de la cadena y la aletas (Tabla 6)

FL

=

factor de fricción de la carga (Tabla 7)

FD

=

factor de fricción por pérdida motriz (Tabla 8)

TABLA 6. FACTOR DE FRICCION DE LA CADENA Y LAS ALETAS, FC. Método de montaje de las aletas Tipo de cadena

Aletas deslizándose por el fondo de la carcaza

Aletas deslizándose en zapatas de las guías laterales

Aletas Aletas deslizándose en montadas sobre guías de las rodillos laterales cadenas unidos por las laterales cadenas

Cadenas ribeteadas

0,5

0,4

0,4

––

Rodillo No. 1130

––

––

––

0,262

Rodillos de acero

––

––

––

0,150


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TABLA 7. FACTOR DE FRICCION DE LA CARGA, FL. Material

Factor FL

Material

Factor FL

Material

Factor FL

Carbón virgen, seco

0,65

Carbón triturado, húmedo “Flyash”

0,55

Astillas de madera, seco

0,27

Carbón virgen, húmedo

0,93

0,93

Granos, limpios

0,48

Carbón triturado, seco

0,50

1,10

Bicarbonato de soda, seco pulvurento

1,00

Residuos cloacales, secos

TABLA 8. FACTOR DE FRICCION POR PERDIDA MOTRIZ, FDa. Por reducción

Reductor de velocidad

Cadena con rodillos de acero Correa en V 0,9

a:

0,93

Simple

Doble

Triple

0,95

0,93

0,91

Valores promedio que pueden variar con el tipo y condición del equipo.

Estos factores FC, FL y FD, han sido definidos y deben ser corregidos en función de la experiencia individual del usuario.

4

TRANSPORTADORES DE TORNILLO Un transporte de tornillo es un equipo de manejo de sólidos a granel capaz de manejar una gran variedad de materiales que posean, como propiedad buena fluencia. Una de las principales ventajas de los transportadores de tornillo es la posibilidad de incluir en un mismo equipo todos los puntos de alimentación o descarga que se requiera. Esto le permite, al equipo, recibir y distribuir desde los sistemas de almacenamiento de la planta hacia diferentes localidades. Los transportadores de tornillo se pueden adaptar fácilmente para controlar, de manera volumétrica una descarga de material. En estos casos, estos equipos fungen como alimentadores de tornillo. Los transportadores de tornillo permiten, además, calentar o enfriar el material que se encuentra en tránsito. Esto puede ser efectuado por medio de una chaqueta adjunta a la carcaza del equipo a través de la cual se hace circular un fluido caliente o frío. Este fluido puede recorrer, si así se requiriere, el eje y/o las aletas del tornillo.




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Los materiales tóxicos pueden ser manejados por medio de estos equipos encerrando el tornillo en una carcaza hermética. Los transportadores de tornillo se encuentran dentro de un reducido grupo de equipos de manejo de materiales sólidos a granel que han sido normados en su diseño. Esto permite obtener partes y repuestos estándares de diferentes marcas. Todo lo relacionado con el diseño y selección de estos equipos ha sido estandarizado bajo la norma CEMA, (Conveyor Equipment Manufacturers Association), No.: 300 y 350, las cuales se anexan a este capítulo.

5

TRANSPORTADORES VIBRATORIOS 5.1

General Los transportadores vibratorios consisten en un sistema que imprime movimiento a un material a través de oscilaciones de frecuencia controlada. Una ilustración simplificada de esta operación se muestra en la Figura 3.

Fig 3. ESQUEMA SIMPLIFICADO DEL MOVIMIENTO DE UNA PARTÍCULA SOBRE LA MESA DE UN TRANSPORTADOR VIBRATORIO. LA PARTÍCULA TOCA POR PRIMERA VEZ LA SUPERFICIE DE LA MESA EN EL PUNTO A Y ES ELEVADA POR ESTA HASTA LA POSICIÓN B, DONDE EL COMPONENTE VECTORIAL DE ACELERACIÓN VERTICAL ELEVA A LA PARTÍCULA POR ENCIMA DE LA SUPERFICIE DE LA MESA, PARA CAER NUEVAMENTE AL NIVEL DE LA POSICIÓN A PERO DESPLAZADO POR UNA DISTANCIA HORIZONTAL D .


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Uno de los factores fundamentales que diferencian a los transportadores vibratorios de otros transportadores de sólidos convencionales es el hecho de que el material se mueve independientemente del medio transportador. En la mayoría de las aplicaciones de transporte, el objetivo principal que se persigue es el llevar el material desde un punto hasta otro. Sin embargo, un transportador vibratorio ofrece como ventaja el que el material en tránsito puede ser procesado. Algunas de las operaciones que se pueden llevar a cabo sobre el material y de las ventajas de este tipo de equipos se citan a continuación: Operaciones: Tamizado, enfriamiento o secado, reducción del contenido de agua o líquido, lavado. Ventajas operativas: Manejo de materiales extremadamente calientes, manejo de materiales extremadamente abrasivos, distribución múltiple de la descarga, segregación de materiales diferentes en tamaño, diseños acorde con las restricciones ambientales. Los transportadores vibratorios normalmente operan a frecuencias que se ubican entre los 200 y 3600 vibraciones por minuto, con una amplitud (“Stroke range”) de 0,03 a 1,5 pulgadas de movimiento total.

5.2

Diseño básico Existe una gran variedad de diseños de transportadores vibratorios disponibles en el mercado, los cuales difieren en ciertos detalles dado que la mayoría de los fabricantes de estos equipos tienen sus propios modelos patentados. Sin embargo, los elementos básicos de cada uno de ellos son prácticamente los mismos. Tal como se muestra en la Figura 4, los elementos básicos que conforman a los transportadores vibratorios son:




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Una mesa (“trough”) sobre la cual el material es transportado, una base que sujeta al resto de los elementos, un sistema móvil de soporte de la mesa, un sistema motriz compuesto por un motor y una transmisión excéntrica.

Fig 4. ELEMENTOS BÁSICOS DE LOS TRANSPORTADORES VIBRATORIOS.

La mesa es la única porción del equipo que está en contacto directo con los sólidos a ser transportados. Este elemento puede fabricarse en una gran variedad de materiales, formas y tamaños. El sistema impulsor es el elemento principal del equipos dado que es la fuente de la vibración controlada. Este sistema puede conectarse a la mesa y la soporte móvil de manera directa por medio de un acople rígido o flexible o de un ensamblaje de contrapesos motorizados. El sistema impulsor puede ser, adicionalmente, del tipo electromagnético, de fuerza bruta o de frecuencia natural. Las diferencias entre estos diferentes tipos de sistemas impulsores se muestran en la Figura 5.


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Fig 5. SISTEMAS IMPULSORES TÍPICOS. (A) CONECTOR DE FUERZA BRUTA DIRECTO Y POSITIVO DE BIELA EXCÉNTRICA; (B) CONTRAPESO ROTATORIO SENCILLO; (C) CONTRAPESO ROTATORIO DOBLE; (D) SISTEMA ELECTROMAGNÉTICO; (E) CONECTOR FLEXIBLE POSITIVO.

(A)

(C)

(B)

(D)

(E)

Las fundaciones y soportes de los transportadores vibratorios deben ser diseñadas para soportar las reacciones dinámicas y estáticas de la carga y evitar vibraciones y deflecciones perniciosas. Las deflecciones permitidas en soportes sujetos a fuerzas vibratorias son considerablemente menores que aquellas que envuelven solo condiciones de carga estática. Adicionalmente, la estructura de soporte debe ser suficientemente rígida como para que su frecuencia natural exceda a la frecuencia de operación del equipo transportador. Esta medida evitará que cualquier vibración sea magnificada causando una excitación simpatética en alguna parte de la estructura. Es importante que, en este sentido, se busque el apoyo de especialistas calificados en el área a la hora de efectuar cualquier diseño que involucre este tipo de equipos.


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5.3

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Capacidad Un transportador vibratorio es, en esencia, un equipos de manejo de sólidos de naturaleza volumétrica, por lo que su capacidad se relaciona directamente con el área transversal del sólido en la mesa y su rata de desplazamiento. Esta capacidad puede ubicarse, en equipos convencionales, desde unas pocas toneladas por hora hasta valores que bordean las 1000 t/h. El ancho de la mesa puede ser tan estrecho como 6 pulgadas o tan extendido como 12 pies, dependiendo de la aplicación y del tamaño del material. Frecuentemente, el ancho de la mesa lo determinan factores externos tales como las limitaciones de espacio de la planta. Un material granulado de libre fluencia típico puede ser transportado a velocidades de 50 – 60 pie/min., sin embargo, algunas características de los materiales pueden alterar este rango. Materiales extremadamente finos o con alto contenido de humedad tenderán a moverse a menor velocidad, mientras que los materiales gruesos que no forman enlaces interparticulares pueden exceder los 100 pie/min. Generalmente, los materiales muy finos y de difícil transportabilidad deben ser movidos en lechos poco profundos (6 – 12 pulgadas). Es deseable que los manufacturadores de los equipos sean consultados a la hora que se requiera efectuar una aplicación específica.

5.4

Diseños especiales Recientes avances en el diseño de los transportadores vibratorios han permitido aumentar la inclinación de la mesa desde los 5° convencionales hasta valores próximos a los 30°. Las mesas pueden recubrirse con materiales que incluyen goma, plásticos, ladrillos cerámicos, o aceros aleados, dependiendo de los requerimientos de la aplicación. La forma de las mismas puede variar de rectangular a tubular o completamente aislada. Adicionalmente, la pendiente de una mesa puede incluir una o más inflexiones, cambiando así su inclinación.



6



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TRANSPORTADORES TIPO “EN–MASSE” 6.1

General Los transportadores tipo “en–masse” son llamados de esta manera debido a que el movimiento del material en el equipo se produce de manera compacta dentro del conducto formado por las paredes exteriores. Este tipo de transportador consiste, básicamente, en un conducto estacionario y en un elemento móvil articulado el cual es arrastrado dentro del conducto. El elemento móvil ocupa sólo una fracción del espacio disponible dentro del conducto, el volumen remanente es ocupado por el material a ser transportado. Las principales ventajas de los transportadores tipo “en–masse” frente a otros sistemas tradicionales son: Por definición, los transportadores tipo “en–masse” son cerrados, son altamente versátiles para seguir trayectorias accidentadas dentro de un arreglo de equipos, son relativamente pequeños en área transversal, no requieren de sistemas alimentadores en el punto de carga. Sin embargo, estos equipos no compiten con los elevadores de cangilones y las correas transportadoras cuando se trate de manejar grandes trozos de material o grandes cantidades de sólidos a larga distancia. Las aletas de los transportadores “en–masse” pueden ocupar total o parcialmente (tipo “espina de pescado”) el área transversal del conducto por el que transitan. En ambos casos, el espaciamiento entre dos aletas contiguas (“pitch”) debe ser mantenido dentro de ciertos límites. Para obtener buenos resultados, el “pitch no debe exceder el diámetro promedio de la sección transversal del conducto. Las aletas tipo “espina de pescado” fueron usados en el prototipo de este tipo de equipos, conocido como el transportador Redler, el cual ha mantenido su popularidad hasta el presente. Un corte de este tipo de transportador se muestra en la Figura 6.




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Fig 6. TRANSPORTADOR “EN–MASSE” MODELO REDLER. CORTE TRANSVERSAL MOSTRANDO LAS ALETAS TIPO “ESPINA DE PESCADO”.

La sección transversal del conducto puede ser rectangular o circular, aún cuando los fabricantes prefieren la rectangular debido a que este tipo de sección facilita la manufactura de las curvas y el acceso a las zonas que así lo requieran. Una amplia variedad de configuraciones es posible en el arreglo del conducto, lo cual representa una de las características más importantes de los transportadores tipo “en–masse”. La Figura 7 muestra un grupo de formas comunes. En los arreglos a, b, c, d y e el retorno de la cadena es paralelo al lado del manejo del material, mientras que los f y g son del tipo de circuito.


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Fig 7. ARREGLOS TÍPICOS DE LOS TRANSPORTADORES TIPO “EN–MASSE”.

a

b

c

d

e

g f La rata de transporte en términos de volumen por unidad de tiempo dependerá del área de la sección transversal del conducto, de la velocidad del elemento motriz y del factor de capacidad Q, el cual expresa la relación de velocidad promedio de la corriente de material. Los áreas estándares de la sección transversal de los conductos, según lista de fabricantes, se ubican entre los 0,07 hasta los 1,7 pie2, con un máximo de nueve tamaños intermedios. Dado que la designación de los tamaños no ha sido sistematizado por los fabricantes, la Tabla 9 representa una lista relativamente poco representativa de estas áreas, pero puede usarse como guía a la hora de efectuar un cálculo previo.


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TABLA 9. ANCHO DE CONDUCTO Y ÁREAS TRANSVERSALES. Ancho del conducto (pulgadas)

Area transversal (pie2)

4

0,07

6

0,15

8

0,3

10

0,4

12

0,6

14

0,8

16

1,0

18

1,3

20

1,7

A manera de guía, las velocidades máximas permisibles para materiales de libre fluencia y baja abrasividad pueden situarse en un entorno de los 100 pie/min. Para materiales muy finos, pegajosos, o compresibles, la velocidad se reducirá hasta los 50 pie/min. Para minimizar el efecto abrasivo de algunos materiales, tal como el coque, la velocidad de la cadena no debe sobrepasar los 30 pie/min. El factor de capacidad Q, es usualmente 1,0 para transportadores horizontales. Para transportadores inclinados este factor puede variar desde 0,85 para materiales granulados, hasta 0,5 para materiales pulvurentos. De esta forma, la capacidad volumétrica de un transportador tipo “en –masse” se calculará como: C+AxQxS donde: C

=

capacidad, en pie3/min.

A

=

área transversal del conducto, en pie3

Q

=

factor de capacidad

S

=

velocidad de la cadena, pie/min.

[2]




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La capacidad másica se puede definir por la fórmula: T + WxAxQxS 33

[3]

donde:

6.2

T

=

capacidad, en ton/h

W

=

densidad a granel del material, en lb/pie3

Consumo de potencia Aún cuando la potencia requerida para operar a los transportadores tipo “en–masse” es mayor que la asociada a correas transportadoras o elevadores de cangilones, no lo es tanto como para que esto represente una limitación en su selección. El consumo de potencia incluirá al menos dos de los cinco componentes principales: 1.

La fricción de deslizamiento del material contra el conducto,

2.

la fricción de deslizamiento del elemento motriz sobre el conducto de retorno,

3.

la fuerza de gravedad para transportadores inclinados,

4.

la fricción de deslizamiento de los elementos movibles sobre las paredes en las zonas curvas,

5.

la fricción interna del material en las curvas.

Las siguientes ecuaciones permiten calcular la potencia requerida, tomando en consideración los arreglos mostrados en la Figura 7: Para el arreglo a; Hp + ELT ,

[4]

para el arreglo b; Hp + ELT)HT ,

[5]

Ǔ GTǒH) Co 2 , 1000

[6]

1000

1000

para el arreglo c; Hp +

para los arreglos d, e y f; Hp + para el arreglo g; Hp +

(FL)GH)K)T , 1000

JDT(1)0, 07N) 1000

[7] [8]


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donde: Co D

= =

H

=

L

=

N

=

T E, F, G, J, K

= =

ancho del conducto, en pulgadas distancia del circuito recorrida en horizontal, en pie altura recorrida con carga, en pie longitud recorrida con carga de manera horizontal o con inclinación gradual, en pie numero de esquinas en el circuito cerrado horizontal capacidad, en ton/h actores de la Tabla 10.

TABLA 10. FACTORES PARA VARIOS MATERIALES REPRESENTATIVOSa.

a

Material

Densidad (lb/pie3)

E

F

G

J

K

Cemento

85

2,5

6,0

5,2

2,0

0

Carbón, seco

50

2,1

3,8

3,6

1,6

40

Carbón, húmedo

55

2,8

4,7

4,4

2,0

40

Caliza, seca

50

2,8

4,2

6,1

1,8

200

: Para usarse en el cálculo de la potencia para diferentes arreglos, para unidades de 5 pulgadas de ancho.

Las ecuaciones [4] a [8] están basadas en “carga de alimentación, es decir, que la carga se alimenta al transportador de manera controlada y de acuerdo con la capacidad de manejo del equipo. Sin embargo, muchos transportadores “en–masse” son auto alimentados, por lo que la boca del equipo se ubica directamente debajo de una tolva que la inunda con el material, por lo que parte del material arrastrado por el transportador desliza sobre el volumen estático de la tolva. Este efecto incrementa los requerimientos de potencia del equipo. Para cuantificar este efecto se debe incrementar el valor de L sumándole cuatro veces la longitud de la boca de alimentación del transportador. Si la entrada está ubicada en la línea de retorno del alimentador, se deberá adicionar cinco veces la longitud de la boca al valor de L.


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Configuración de los transportadores tipo “en–masse” Limitaciones en longitud y altura El factor limitante sobre la longitud y/o la altura de un transportador tipo “en masse” es el esfuerzo tensil de trabajo sobre el elemento tractor. Cada fabricante puede ofrecer un diseño estándar del equipo. Este diseño mantiene un compromiso entre longitud y costo excesivo. Algunos fabricantes ofrecen cadenas e alto esfuerzo a un costo mayor. Este tipo de cadena se especifica cuando la combinación entre la potencia de arrastre y el factor de peso por altura es demasiado grande para los diseños estándares. La Tabla 11 es una guía sobre las longitudes máximas disponibles comercialmente.

TABLA 11. LONGITUDES MÁXIMAS DISPONIBLES DE LAS CADENAS DE LOS TRANSPORTADORES TIPO “EN–MASSE”.

Longitud máxima para una cadena estándar (pie) Forma de la unidad

Longitud máxima para una cadena de alta resistencia (pie)

Harina de trigo

Cemento

Harina de trigo

Cemento

Horizontal

300

110

450

170

Vertical

110

80

180

130

Horizontal y vertical (Ambas de igual longitud)

90

45

160

75

Circuito cerrado horizontal

320

120

––

––

Bocas de alimentación Una boca de alimentación consiste en una abertura situada en la zona superior del conducto, la cual debe estar ubicada en una sección horizontal o inclinada del equipo. Para secciones inclinadas, su ángulo debe ser siempre inferior al de deslizamiento del material. Dado que generalmente el material en la boca de alimentación se encuentra compactado, algún tipo de producto presenta la tendencia a formar arcos o puentes, por lo que, en estos casos, el ancho del equipo se deberá seleccionar para prevenir este fenómeno.




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Manejo de materiales secos muy finos La mayoría de los materiales secos muy finos presentan una alta tendencia a fluidizarse como efecto de su manejo. Esta situación opone ciertas limitaciones a la hora de alimentar el material al equipo o cuando se lo transporta verticalmente. El único requerimiento especial de arreglo del equipo es que el material que se alimenta debe entrar en una zona horizontal y la boca debe estar ubicada lejos de una curva o inflexión en ambos sentidos. En este caso, la luz entre las aletas y las paredes del conducto debe ser tan reducida como para que en la peor condición de fluidización del material éste no fluya en retroceso hacia otras cámaras, impulsado por la inercia del movimiento de la cadena. Resistencia friccional en las curvas La gran versatilidad en el arreglo que permite este equipo es debido a su habilidad para transportar materiales en curvas. Sin embargo, siempre es preferible evitarlas, hasta el punto de colocar dos equipos consecutivos en aquellos casos en que resulte práctico. A medida que las aletas avanzan en la curva, la tensión sobre la cadena se incrementa acumulativamente debido a la fricción. Adicionalmente, el cambio de posición de las partículas de material impuesto por la curva también tiene su efecto sobre la tensión resultante sobre la cadena. Descarga de materiales La descarga de materiales se efectúa por una boca de salida ubicada en la tapa inferior del conducto y en una zona horizontal o de pendiente baja. Los materiales de libre fluencia o de limitada adhesibilidad son descargados por gravedad. Problemas especiales aparecen cuando los materiales son pegajosos. En estos casos, la boca de salida cubre dos, tres o cuatro paredes del conducto, siendo su extensión tan larga como se requiera. Una ventaja importante de los transportadores tipo “en–masse” es la posibilidad de tener varios puntos de descarga disponibles. Esto se logra mediante el uso de compuertas, las cuales se abrirán una por vez.


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Métodos para reducir el desgaste del equipo Para combatir el desgaste en los transportadores tipo “en–masse”, se pueden usar los siguientes métodos: 1.

La velocidad de la cadena puede reducirse al usar transportadores más largos,

2.

Las partes sometidas a desgaste deben ser construidas con mayor espesor,

3.

Las partes sometidas a desgaste deben ser construidas con materiales más resistentes,

4.

Las partes sujetas a desgaste deben ser fácilmente remplazables.

Aún cuando estas medidas pueden incrementar el costo del equipo, ellas incrementarán su vida útil.

6.4

Aplicaciones especiales y seguridad Efecto de materiales muy calientes Los transportadores tipo “en–masse” están capacitados para manejar materiales a alta temperatura u operar en ambientes calientes. Esta capacidad excede la de los transportadores cuyas partes vitales son de goma. Se ha encontrado que hasta los 300 °F no se presentan problemas especiales. Las altas temperaturas pueden producir uno o más de los siguientes efectos a menos que se tomen medidas particulares en su diseño: 1.

Rotura o encogimiento del conducto causado por expansión,

2.

Esfuerzos excesivos sobre la cadena inducidos por expansión desigual entre la cadena y el conducto,

3.

Debilitación permanente de la cadena resultante de los cambios en el gran de la estructura metálica,

4.

Corrosión rápida,

5.

Rotura o encogimiento de la cadena debido a un menor esfuerzo en la zona de mayor temperatura.

La expansión del conducto puede ser evitada usando secciones telescópicas, las cuales permiten mantener las conexiones fijas mientras se mueve la sección terminal. Las expansiones desiguales de la cadena y el conducto se pueden corregir usando tensores gravitatorios o de resorte, los cuales permiten aumentar en 10 a 20 % la carga normal de la cadena.


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El peligro de la fragilización de la cadena comienza en el entorno de los 500 °F para hierro maleable, a 800 °F para hierro maleable tratado térmicamente, y a 900 °F para aleaciones bajas en acero. Se ha observado pérdidas temporales en la fortaleza de la cadena a temperaturas cercanas a los 700 °F, con una reducción del 50 % a 900 °F. Por encima de los 900 °F sólo se pueden considerar materiales especialmente diseñados para altas temperaturas. Protección contra explosiones Como medida de seguridad, cuando se manejan materiales sólidos que desprendan vapores combustibles o polvo muy fino, un requisito primario es que el transportador sea a prueba de fugas. Asumiendo aislamiento total, otras medidas que deben tomarse en consideración son: El sistema debe diseñarse para que no se produzcan chispas, las cuales pueden ser causadas inclusive por acumulación de electricidad estática, se debe reducir al mínimo la existencia de espacios cerrados que contengan mezclas potencialmente explosivas, se debe considerar la instalación de medios para alivio de presión, en casos que representen alto riesgo, puede inertizarse el conducto del transportador.

7

ELEVADORES DE CANGILONES 7.1

Información general General Los elevadores para el manejo de materiales a granel se ubican dentro de dos grandes clasificaciones generales: elevadores de cangilones espaciados y elevadores de cangilones continuos. A su vez estas dos clasificaciones se subdividen como sigue: Elevadores de cangilones espaciados: Elevadores de descarga centrífuga, Elevadores de alta velocidad, Elevadores de base marina. Elevadores de cangilones continuos: Elevador de cangilones continuos estándar, Elevadores de super capacidad, Elevadores continuos de alta velocidad.

MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO SIST. TRANSP.: TRANSPORTADORES DE CADENA, DE TORNILLO, VIBRADORES, TIPO EN MASSE Y ELEVADORES DE CANGILONES


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El último tipo puede subdividirse de acuerdo con el tipo de combinación cadena – cangilón. La mayoría de los materiales de libre fluencia pueden ser manejados por este tipo de equipos, siendo su aplicación más común aquella relacionada con materiales cuyos tamaños de partícula se ubican entre las 1 a 2 pulgadas, con un tamaño máximo de 4 pulgadas representando éste último tamaño no más de un 10 % en peso del total. Cuando se maneja materiales finos y ultrafinos que pueden airearse durante la transferencia pero que se asientan alcanzando una compactación mayor que la de los materiales normales, se debe poner especial atención en el dimensionamiento, aplicación y técnicas de diseño. Los elevadores de cangilones de alta velocidad han sido desarrollados para manejar granos de libre fluencia y de densidad promedio. Cuando se requiera manejar materiales en trozos (hasta 12 pulgadas), se debe usar elevadores de cangilones continuos y estándares de super capacidad. Las velocidades de operación de los diferentes tipos de elevadores pueden variar entre los 50 y 800 pie/min. Esta diferencia hace necesario el uso de diferentes diseños de los sistemas de alimentación y descarga. Capacidad La ecuación de capacidad para los elevadores espaciados y continuos se muestra a continuación: T + VMS 6400s

; para cangilones al 75 % de su capacidad

[9]

T + VMS 8000s

; para cangilones al 60 % de su capacidad

[10]

donde: T

=

capacidad pico, en ton/h

S

=

velocidad, en pie/min.

M

=

densidad del material, en lb/pie3

s

=

distancia entre centros de los cangilones, en pie

V

=

volumen útil del cangilón, en pie3.


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Componentes de los elevadores de cangilones Los elementos principales de los elevadores de cangilones son:

7.2

1.

Eje del cabezal con rodillo tractor o piñón dentado según se use correa o cadena como elemento móvil. Este arreglo se monta, por lo general, sobre un cojinete anti–fricción.

2.

El motor, reductor y transmisión.

3.

Eje del pié del equipo con rodillo o piñón.

4.

Cangilones montados sobre la correa o la cadena

5.

El cerramiento o caja del elevador. Las tolvas de carga y descarga se adosan, por lo general, a la caja del equipo.

6.

Plataformas y bases del sistema.

Selección del elemento motriz Luego de una correcta selección del tipo de elevador y cangilones, la selección de la cadena o correa es de primordial importancia. La cadena puede seleccionarse conociendo únicamente la tensión del “lado tenso”, mientras que para las correas es necesario conocer las tensiones tanto del “lado tenso” como del “lado suelto”. En ambos casos, ambas tensiones deben ser conocidas para poder determinar el dimensionamiento del sistema motriz. Estas tensiones se pueden calcular mediante las siguientes fórmulas generales: T 1 + ǒW C)WB)LLǓH

[11]

T 2 + ǒW C)WBǓH

[12]

donde: T1

=

tensión del “lado tenso”, en lbf

WC =

peso de la correa o cadena , en lb/pie

WB =

peso de los cangilones, en lb/pie

LL

=

peso de la carga, en lb/pie

H

=

distancia entre los centro de los rodillos o piñones, en pie

T2

=

tensión del “lado suelto”, en lbf


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La tensión del “lado tenso” cuenta con un elemento adicional que compensa el esfuerzo de arrastre de material desde el fondo del equipo. Los fabricantes de los equipos han desarrollado estándares para este factor, por lo que se los debe consultar a la hora de desarrollar un diseño que involucre el uso de elevadores de cangilones. Así: T 1 + TȀ 1)TD

[13]

donde: T’1

= tensión del “lado tenso” sin factor, en lbf

TD

= carga adicional

La correcta selección de la correa requiere una severa evaluación de todos los elementos del diseño. Algunos de los más importantes son: 1.

Tensión adecuada del “lado tenso”,

2.

Combinación apropiada de la relación de tracción entre el rodillo tractor y la cinta,

3.

Tensión adecuada del “lado suelto” para evitar deslizamiento de la correa en el rodillo tractor,

4.

Suficiente relación de tensión entre el “lado tenso” y el “lado suelto”,

5.

Cubrimiento y cerramiento apropiado del equipo.

La potencia requerida para impulsar a un elevador de cangilones, en la mayoría de los casos se puede calcular por medio de las ecuaciones: Hp + HxT 500

; para elevadores espaciados con

[14]

Hp + HxT 550

; para elevadores de cangilones continuos

[15]

donde:

7.3

T

=


H

=


Elevadores de cangilones de descarga centrífuga Los elevadores de cangilones de descarga centrífuga están compuestos por cangilones montados montados a intervalos espaciados sobre cintas o cadenas. En este tipo de equipos la carga se recoge desde la bota del equipo y se descarga por medio de la fuerza centrífuga, tal como se muestra en la Figura 8.




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Fig 8. ELEVADOR DE CANGILONES DE DESCARGA CENTRÍFUGA.

Este tipo de equipo se usa generalmente para manejar cargas de baja a media capacidad y materiales de libre fluencia. El rango de tamaño de partícula del material se sitúa desde menos de 10 mallas hasta 3/4 de pulgada, con máximos de 2 – 4 pulgadas cuyo aporte no exceda el 10 % p. del total. Para trabajos industriales típicos, la capacidad de los elevadores de cangilones de descarga centrífuga se sitúa en las 150 t/h. Existe una relación requerida entre la velocidad de la cadena / correa y el diámetro del rodillo tractor / piñón. Esta relación está basada en la necesidad de mantener una buena relación de carga y descarga centrífuga. La Tabla 12 muestra los diámetros recomendados para diferentes velocidades.


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TABLA 12. DIÁMETROS RECOMENDADOS PARA LA RUEDA DE TRACCIÓN PARA VARIAS VELOCIDADES DEL EQUIPO. Para elevadores de alta velocidad

Para elevadores de baja velocidad

Diámetro de la rueda de tracción (pulgadas)

Velocidad de la rueda de tracción (rpm)

Velocidad de la correa /cadena (pie/min.)

Velocidad de la rueda de tracción (rpm)

Velocidad de la correa /cadena (pie/min.)

12

69

427

55

180

15

61

479

50

200

18

56

527

47

230

24

52

573

42

270

30

49

615

38

305

36

46

650

35

335

42

43

675

32

355

48

40

754

29

370

54

37

813

28

400

60

34

855

27

425

25

480

72 84 96

7.4

Elevadores de cangilones continuos – Tipo estándar Los elevadores de cangilones continuos están compuestos por cangilones dispuestos de forma continua sobre la cadena o correa, tal como se muestra en la Figura 9.




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Fig 9. ELEVADORES DE CANGILONES CONTINUOS.

Estos equipos se seleccionan cuando se prevé una operación que requiera baja velocidad o alta capacidad. Aún cuando las velocidades alcanzadas por los elevadores de cangilones continuos representan el 50 % de las de los centrífugos, los primeros pueden alcanzar una mayor capacidad para el mismo tamaño global del equipo. Adicionalmente, estos equipos se recomiendan para manejar materiales en trozos, frágiles, abrasivos o aquellos que resultan dificultosos de ser recogidos en la bota del transportador. Se debe poner especial atención para asegurar que el punto de carga está a una altura suficiente que permita exponer el mayor número de cangilones a la carga, evitando la pérdida de material. Las Tablas 13 y 14 muestran datos típicos para los elevadores de cangilones continuos.


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Página 33

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TABLA 13. ELEVADOR DE CANGILONES CONTINUO MONTADO SOBRE CADENA (CANGILONES TIPO D).

Tamaño máximo de partícula

uniforme 10 % del total

Capacidad (t/h) para una densidad de material dada (lb/pie3)

Distancia máxima entre los centros de los ejes (pie) para una densidad del material dada (lb/pie3)

25

25

50

75

100

50

75

100

Cangilones tipo “D” Velocidad (pie/min)

Tamaño (pulg)

Espa– Velocidad ciado (pie/min) (pulg)

0,75

2,5

10

20

30

40

100 100 100

100

8x5x7,75

8

160

1

3

15

30

45

60

100 100 100

100

12x6x11,75

12

160

1,5

3

25

50

80

105

100 100 100

100

12x8x11,75

12

160

1,75

4,5

30

60

92

125

100 100 100

95

14x8x11,75

12

160

2

5

35

70

105

140

100 100 100

85

16x8x11,75

12

160

TABLA 14. ELEVADOR DE CANGILONES CONTINUO MONTADO SOBRE CORREAS (CANGILONES TIPO D).

Tamaño máximo de partícula

uniforme 10 % del total

Capacidad (t/h) para una densidad de material dada (lb/pie3)

Distancia máxima entre los centros de los ejes (pie) para una densidad del material dada (lb/pie3)

25

50

75

100

25

50

Cangilones tipo “D”

Velocidad (pie/min)

75 100

Tamaño (pulg)

Espa– ciado (pulg)

Velocidad (pie/min)

8x5x7,75

8

240

0,75

2,5

15

30

45

60

100 100 100 100

1

3

22

45

65

90

100 100 100 100 12x6x11,75

12

240

1,5

3

40

80

120

160

100 100 100

85

12x8x11,75

12

240

1,75

4,5

45

90

140

185

100 100 100

85

14x8x11,75

12

240

2

5

55

110 160

210

100 100 100

85

16x8x11,75

12

240


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En las tablas anteriores, el cálculo se efectúa asumiendo una carga, por cangilón, del 75 % de su volumen total

8

NOMENCLATURA Transportadores de cadena S

=

velocidad del transportador, en pie/min.

T

=

toneladas (2000 lb) de material manejado por hora

WC =

peso total de la cadena y las aletas por pie lineal

L

=


LL

=

longitud horizontal recorrida por la carga, en pies

H

=

altura alcanzada por la carga en transportadores inclinados, en pies

FC

=

factor de fricción de la cadena y las aletas

FL

=

factor de fricción de la carga

FD

=

factor de fricción por pérdida motriz

Transportadores tipo “en–masse” C

=

capacidad, en pie3/min.

A

=

área transversal del conducto, en pie3

Q

=

factor de capacidad

S

=

velocidad de la cadena, pie/min.

T

=

capacidad, en ton/h

W

=

densidad a granel del material, en lb/pie3

Co

=

ancho del conducto, en pulgadas

D

=

distancia del circuito recorrida en horizontal, en pie

H

=

altura recorrida con carga, en pie

L

=

longitud recorrida con carga de manera horizontal o con inclinación gradual, en pie

N

=

numero de esquinas en el circuito cerrado horizontal

T

=

capacidad, en ton/h

E, F, G, J, K =

factores de la Tabla 10.


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Elevadores de cangilones

9

T

=


S

=

velocidad, en pie/min.

M

=

densidad del material, en lb/pie3

s

=

distancia entre centros de los cangilones, en pie

V

=

volumen útil del cangilón, en pie3.

T1

=

tensión del “lado tenso”, en lbf

WC =

peso de la correa o cadena , en lb/pie

WB =

peso de los cangilones, en lb/pie

LL

=

peso de la carga, en lb/pie

H

=


T2

=

tensión del “lado suelto”, en lbf

T’1

=

tensión del “lado tenso” sin factor, en lbf

TD

=

carga adicional

REFERENCIAS 1.


2.

FAYED, M; OTTEN, L..”Handbook of Powder Science and Technology”. Van Nostrand Reinhold Company. New York, 1984.

3.

CEMA BOOK Nos. 350 y 300. Conveyor Equipment Manufacturers Association. Washington, D.C., 1981.

10 APENDICES

2nd.

Edition.




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SIST. TRANSP.: TRASNPORTADORES DE CADENA, DE TORNILLO, VIBRADORES, TIPO EN MASSE Y ELEVADORES DE CANGILONES Indice manual

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PDVSA N°

TITULO

MDP–11–MT–04

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REV.

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APROB.

E PDVSA, 1983

SISTEMAS TRANSPORTADORES: TRANSPORTE NEUMATICO

APROBADA


L.G.

PAG. REV. APROB.

M.D.

L.R.


ESPECIALISTAS


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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 CLASIFICACION DE LOS SISTEMAS NEUMATICOS . . . . . . . . . . .

2

4 TRANSPORTADORES NEUMATICOS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6

Sistemas al vacío . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemas a presión positiva . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemas al vacío–presión positiva . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemas de flujo de producto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemas de flujo gravitatorio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemas con descarga tipo “Venturi” . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2 6 8 9 9 12

5 PARAMETROS DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

12

5.1 5.2 5.3

Características del material a ser transportado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dimensionamiento del sistema . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Selección y dimensionamiento de los componentes . . . . . . . . . . . . . . . . .

13 14 21

6 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

25


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OBJETIVO En este tópico se establecerán los parámetros de diseño más relevantes de los sistemas de transporte, y se evaluarán las condiciones que favorecen su utilización.

2

ALCANCE Este tópico cubre lo concerniente a los tipos, características y parámetros de diseño de los sistemas de transporte neumático.

3

CLASIFICACION DE LOS SISTEMAS NEUMATICOS La clasificación de los sistemas neumáticos está basada en características técnicas y funcionales tales como: S Dirección del transporte: la flexibilidad de los sistemas neumáticos permite obtener arreglos combinados de tuberías horizontales, verticales e inclinadas S Grado de concentración de la fase sólida en el gas de transporte. Esta relación define tres tipos de fases diferenciadas: diluida, semidensa y densa. Simplificando, la fase diluida se la puede ubicar en relaciones sólido/gas, masa/masa, menores a 15, entre 15 y 30 la semidensa y la densa en mayores a 30. S Tamaño de las partículas del sólido a ser transportado. S Continuidad del transporte: continuo o “batch”. S Magnitud de la presión en las tuberías: alta, media y baja. S Función de cada uno de los componentes del sistema: tuberías, alimentadores, descargadores filtros, equipos de separación, compre– sores, sopladores y ventiladores. Por definición, los transportadores neumáticos son tuberías utilizadas para manejar diferentes materiales sólidos a granel a distancia de hasta 2,4 kilómetros, prácticamente en cualquier dirección. Dependiendo de la presión en la línea, el sistema puede ser al vacío, de presión positiva o al vacío–presión positiva.

4

TRANSPORTADORES NEUMATICOS 4.1

Sistemas al vacío Los sistemas neumáticos al vacío consisten de una línea o tubería y de un distribuidor de recolección, tal como se muestra en la Figura 1.


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Fig 1. SISTEMA NEUMÁTICO AL VACIO SIMPLE.

Este tipo de sistemas pueden ser usados en aquellas operaciones en donde el material debe ser alimentado en una tolva. El aire de transporte funge en este caso como controlador del polvo generado durante la operación de descarga en la tolva. Se deberá usar una rejilla o filtro para la admisión de aire dependiendo del material a ser transportado. El equipo receptor puede ser un ciclón conectado a un ventilador centrífugo, el cual puede manejar el que pequeñas cantidades de sólidos pasen a través de él. En el caso que se use un soplador de desplazamiento positivo, el equipo de separación deberá ser un filtro de alta eficiencia (tipo “bag house”) debido a las bajas tolerancias del soplador. Este sistema se usa, comúnmente, para colectar material de diferentes puntos de origen y transportarlo hacia un destino común, tal como se muestra en la Figura 2.


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Fig 2. SISTEMA NEUMÁTICO AL VACÍO CON MÚLTIPLES PUNTOS DE RECOLECCIÓN.

La recolección múltiple requiere de sellos de aire para evitar la formación de circuitos cortos o “by pass” y poder mantener la velocidad necesaria para completar el transporte del material. Estos sistemas son sumamente útiles para manejar materiales tóxicos o corrosivos, dado que si ocurriera una fisura en la tubería no se produciría pérdidas de material a la atmósfera. Los sistemas al vacío pueden arreglarse en forma de circuito cerrado, tal como se muestra en la Figura 3, para asegurar que no existen pérdidas de producto a la atmósfera. Este arreglo permite, además, reducir el tamaño del filtro ya que éste sólo manejará cerca de un 10 % v. del aire de transporte.


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Fig 3. SISTEMA NEUMÁTICO EN CIRCUITO CERRADO CON VENTILADOR.

Si se requiriera usar un soplador de desplazamiento positivo, el circuito cerrado debería incluir los equipos presentados en la Figura 4. Sin embargo, en este caso el filtro deberá manejar el volumen total del aire de transporte ya que no se admite que alguna porción de la carga sólida pase a través del soplador. Fig 4. SISTEMA NEUMÁTICO EN CIRCUITO CERRADO CON SOPLADOR DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO.


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En este último caso, la zona de presión positiva se encuentra entre el soplador y el punto de presión cero, el cual solo requiere de una conexión tipo “T” abierta a la atmósfera.

4.2

Sistemas a presión positiva Los sistemas neumáticos de presión positiva permiten el transporte de materiales sólidos desde un punto de recolección y dirigirlos hacia una zona de descarga múltiple, tal como se muestra en la Figura 5. El mayor costo del sistema se ubica en el área de recolección donde se encuentran la válvula de descarga y el soplador o ventilador. Fig 5. SISTEMA DE PRESIÓN POSITIVA.

En los puntos de descarga, el sistema impulsa el material dentro de las tolvas de almacenamiento pasando a través de válvulas diversoras. El aire de transporte sale por filtros para separar el polvo de arrastre. En caso que el material que se descarga en las tolvas sea el mismo, se debe considerar el usar un mismo filtro para completar la operación de separación. Estos sistemas operan a una presión de hasta 15 psig, la cual es una presión fácil de alcanzar por los sopladores de desplazamiento positivo disponibles comercialmente. A partir de este nivel de presión, las válvulas rotatorias no son recomendadas si se requiere un sello contra el paso de aire. El nivel de 15 psig de presión positiva corresponde a un vacío de aproxima– damente 8 psig si se utiliza el mismo soplador para un sistema de transporte neumático al vacío.


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La ventaja del sistema de presión positiva frente al de vacío es la posibilidad de usar una línea de menor diámetro, permitiendo alcanzar una relación sólido: gas más alta (20:1 en el sistema de presión positiva vs. 10:1 en el sistema de vacío), reduciendo, así, la potencial degradación del material, la cual aumenta a medida que se reduce la relación sólido: gas. El esquema típico de un sistema neumático de presión positiva en circuito cerrado se muestra en la Figura 6. Fig 6. SISTEMA NEUMÁTICO DE PRESIÓN POSITIVA EN CIRCUITO CERRADO INCLUYENDO UN SOPLADOR DE DESPLAZAMIENTO POSITIVO.

En este caso, el punto de presión cero se ha trasladado desde la descarga del soplador hasta su alimentación si se lo compara con el circuito cerrado al vacío. Si el material es particularmente difícil de filtrar, se pueden eliminar los filtro adoptando el arreglo que se muestra en la Figura 7.


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Fig 7. SISTEMA NEUMÁTICO DE PRESIÓN POSITIVA EN CIRCUITO CERRADO INCLUYENDO UN VENTILADOR (SIN FILTROS).

4.3

Sistemas al vacío–presión positiva La combinación de vacío y presión positiva permite combinar las ventajas de ambos sistemas. De esta forma es posible tener puntos múltiples de recolección y descarga. Un tipo de sistema al vacío–presión positiva utiliza ventiladores centrífugos combinado con un separador tipo ciclón. El material es descargado y arrastrado por vacío hasta el ciclón, para luego pasar a través del ventilador centrífugo, el cual impulsa al material por presión positiva hacia los puntos múltiples de descarga, tal como se muestra en la Figura 8. Fig 8. SISTEMA NEUMÁTICO COMBINADO AL VACÍO–PRESIÓN POSITIVA.


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Los ventiladores en una sola etapa desarrollan normalmente hasta 65 pulgadas de agua, mientras que el mismo equipo alcanza ,en dos etapas, hasta 120 pulgadas de agua de vacío. Esto hace que la línea de transporte tenga un mayor diámetro que si se usara un soplador de desplazamiento positivo, incrementando el tamaño de los filtros.

4.4

Sistemas de flujo de producto Uno de los sistemas neumáticos mas simples y antiguos es el de flujo de producto. Una aspiradora doméstica es el ejemplo más común de este tipo de sistema. Este económico sistema consiste en una tubería, un ventilador y un separador (ciclón o filtro), tal como se muestra en la Figura 9. Fig 9. SISTEMA DE FLUJO DE PRODUCTO.

Este simple sistema no se toma en cuenta frecuentemente debido a que el ventilador que se usa no puede desarrollar más de 45 pulgadas de agua de vacío, por lo que la línea resulta de un mayor diámetro que en los sistemas de vacío más alto.

4.5

Sistemas de flujo gravitatorio Un sistema de vacío que permita eliminar el uso de válvulas rotatorias y mantener la ventaja asociada a la utilización de un soplador de desplaza– miento positivo, consiste en un equipo receptor que opera en vacíos de hasta 16 pulgadas de mercurio, el cual tiene en su tope un filtro sometido al mismo vacío. Situada entre el filtro y el soplador se encuentra una válvula de tres vías la cual consiste en dos válvulas de mariposa con un sistema de control esclavo que


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permite que cuando una de ellas está en posición abierta la otra está cerrada y viceversa. El esquema simplificado de un sistema de flujo gravitatorio continuo se muestra en la Figura 10. Fig 10. SISTEMA DE FLUJO GRAVITATORIO CONTINUO.

El material es arrastrado hacia el receptor superior, el cual está provisto de una compuerta de contrabalance. Cuando el receptor se llena, la compuerta se abre, accionando, a su vez, una válvula rompe vacío que mantiene al filtro y al soplador fuera de operación. Una vez que se completa la transferencia del material al receptor inferior, la compuerta y la válvula vuelven a cerrar, restituyendo el vacío y el transporte de material desde el punto de origen. La versión de alta presión de este sistema es un tanque de empuje (“Blow pot”), el cual permite transportar materiales sólidos a granel en fase densa.


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Fig 11. SISTEMA DE FLUJO GRAVITATORIO DE ALTA PRESIÓN POSITIVA (INTERMITENTE). ESTE ESQUEMA PERMITE EL TRANSPORTE DE MATERIALES SÓLIDOS A GRANEL EN FASE DENSA.

La operación continua requiere del uso de dos tanques de empuje en serie o en paralelo. El esquema simplificado de un arreglo en serie se muestra en la Figura 12. Fig 12. SISTEMA DE FLUJO GRAVITATORIO DE ALTA PRESIÓN POSITIVA (CONTINUO).


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4.6

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Sistemas con descarga tipo “Venturi” Los sistemas neumáticos con descarga tipo “Venturi” están limitados por la presión de descarga, la cual no debe exceder los 1 psig. A presiones más altas, la garganta del equipo se reduce a tal punto, que la cantidad de material que puede manejar resulta impráctico. Existen en el mercado diseños especiales de “Venturi” que permiten obtener presiones de descarga de hasta 5 psig, sin sacrificar mayormente el nivel de flujo de material sólido. Sin embargo, para mantener esta presión de descarga se requiere una presión de alimentación al equipo de hasta 12 psig. El sistema con descarga tipo “Venturi” debe su popularidad a su simplicidad de operación y bajo mantenimiento. Un esquema típico consiste de un soplador centrífugo, un “Venturi”, un separador ciclónico y de la tubería, tal como se muestra en la Figura 13. Fig 13. SISTEMA CON DESCARGA TIPO “VENTURI”.

5

PARAMETROS DE DISEÑO A la hora de seleccionar o diseñar un sistema de transporte neumático deben tomarse en cuenta los siguientes factores: S Capacidad de transporte de material sólido, S distancia a la cual el material debe de ser transportado, S número de codos involucrados en el transporte del material,


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S número y tipo de puntos de recolección, S número y tipo de los puntos de descarga, S función del sistema aparte de la de transporte: secado, calentamiento o enfriamiento de la carga, S tipo de medio de transporte: aire o gas, S características del material: explosividad, higroscopicidad, adhesibilidad, corrosibilidad, erosibilidad, fragilidad, etc., S Tipo de sistema: cerrado o abierto. Los parámetros de diseño más relevantes serán discutidos más en profundidad en las secciones que siguen.

5.1

Características del material a ser transportado Las características del material tienen primordial importancia cuando se requiera determinar la velocidad de transporte y el tipo de alimentador a ser utilizado. La densidad a granel y el tamaño de partícula del material permitan dimensionar equipos o elementos asociados al sistema. El ángulo de deslizamiento se usa para calcular la caída de presión, para determinar el tamaño de la tubería requerida para el transporte del material, y el número de codos. El ángulo de reposo resulta de utilidad cuando se quiera dimensionar las tolvas o los bajantes de alimentación y para definir, de manera rápida, la tendencia a fluir del material (Figura 14). Fig 14. ÁNGULO DE DESLIZAMIENTO Y ÁNGULO DE REPOSO.


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Generalmente, los codos de una línea de transporte deben tener, como mínimo, un radio de curvatura de 4 pies. En el caso de materiales extremadamente abrasivos o frágiles este radio puede incrementarse hasta alcanzar los 6 a 8 pies. Una lista de propiedades del material, que influyen sobre el diseño de los sistemas neumáticos, se presenta a continuación: S Densidad a granel S Tamaño de partícula: los materiales a grandes en trozos muy grandes o extremadamente finos pueden no ser fácilmente fluidizables, S Angulo de deslizamiento, S Angulo de reposo, S Adhesibilidad: los materiales muy adhesivos pueden no ser fluidizables, S Abrasividad S Higroscopicidad: los materiales altamente higroscópicos requieren de un ambiente especial, libre de humedad, para su manejo, S Explosividad y toxicidad: los materiales potencialmente explosivos o tóxicos deben manejarse bajo condiciones especiales, S Calor de fusión: algunos materiales de bajo punto de fusión pueden verse afectado por el calor de compresión generado por el soplador, ventilador o compresor, S Propiedades estáticas, S Contenido de humedad, S Contenido de aceite o grasas, etc.

5.2

Dimensionamiento del sistema Para dimensionar el sistema es importante tomar en cuenta un conjunto de factores, establecer las bases del diseño y seguir un procedimiento de cálculo cuyas etapas se establecen a continuación: 1.

Caracterizar el material a ser transportado, estableciendo sus propie– dades más significativas.

2.

Establecer las capacidad del sistema neumático en función de la cantidad de material que se requiere sea transportado por período de tiempo.

3.

Establecer el (los) punto (s) de recolección y el (los) de descarga del material, fijando la ruta a seguir y el arreglo de la tubería. Establecer el número de codos, inflexiones, y las distancias horizontales y verticales de la línea.

4.

De acuerdo con la capacidad del sistema, el arreglo de la línea y la capacidad del sistema se propondrá una primera aproximación a la presión requerida por el sistema, necesaria para completar el transporte del material. Este


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valor de presión permitirá seleccionar el equipo de impulsión. La Tabla 1 muestra los rangos de presión que pueden manejar los diferentes equipos impulsores. 5.

Establecer el régimen. Dada la capacidad y las propiedades del material el transporte se puede efectuar en fase diluida, semidensa o densa. Esta condición delimita la relación sólido: aire o gas (masa: masa) y permite tener un indicio del caudal de aire o gas de transporte.

6.

Una vez delimitado el caudal de aire o gas de transporte y definida la caída de presión, se puede dimensionar la línea y determina la velocidad. Esta información es fundamental para el cálculo de las pérdidas de presión en el sistema.

TABLA 1. PRESIONES TÍPICAS DISPONIBLES POR LOS DIFERENTES EQUIPOS IMPULSORES. Equipo o sistema

Rango de presión (pulgadas de agua)

Ventiladores industriales

desde –45 hasta + 50

Ventiladores de presión (1 sola etapa)

desde –65 hasta +77

Ventiladores multietapas o de alto diámetro


Sopladores de desplazamiento positivo


Venturi

+ 25

Velocidad Los valores típicos de velocidad permiten revisar las asunciones hechas a partir del punto 4. Estos datos de velocidad se establecen para fase diluida, entendiéndose que un diseño para las fases semidensa y densa requiere, necesariamente, de la intervención de los fabricantes de los equipos que permiten transportar material bajo este régimen.


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Generalmente, para distancias totales (según arreglo de la línea) cercanas a los 200 pies, se puede transportar a velocidades promedio de 4000 pie/min. Esto equivale a una distancia terminal de aproximadamente 5000 pie/min a 10 psig. De 200 a 500 la velocidad promedio será de 5000 pie/min y para distancias de 500 a 1000 pies, se usará 6000 pie/min. Estas consideraciones pueden variar dependiendo de el tipo de material a ser transportado. Si el tamaño de partícula del material es menor o igual a 0,25 pulgadas y su densidad es menor a 55 lb/pie3 se pueden usar los criterios anteriores. Si la densidad se ubica entre los 55 y 85 lb/pie3, se debe aumentar la velocidad promedio en 1000 pie/min. Para el rango 85–115 lb/pie3, a la velocidad promedio se le sumarán 2000 pie/min. Para partículas mayores de 0,25 pulgadas, con densidades superiores a 115 lb/pie3 la velocidad se calculará según el procedimiento mostrado en la Figura 15. Fig 15. VELOCIDAD MÍNIMA DE TRANSPORTE PARA PARTÍCULAS GRANDES (FASE DILUIDA).


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Pérdidas en el sistema Para establecer las pérdidas debido al manejo del producto en el sistema, se deben considerar los siguientes cuatro aspectos: S Aceleración: cuando el material es introducido al sistema y comienza a transitar experimenta una pérdida por aceleración igual a 0,000072 V2 (la velocidad en pie/min). A 5000 pie/min, la pérdida por aceleración por cada 1000 lb/h de material a ser transportado es de 1800 pie–lb/min. S Pérdidas en los codos: esta pérdida equivale a 0,000226 V2 multiplicado por el factor de fricción, entendido este como la pérdida, en pie–lb/min perdido en cada codo de 90°. Si la velocidad es de 5000 pie/min y el coeficiente de fricción es 1; la pérdida en el codo se estima en 5650 pie–lb/min. El modelo de cálculo se muestra en la Figura 16. Fig 16. PÉRDIDAS EN CODOS.


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S Pérdidas horizontales y verticales: la pérdida se estima como el flujo másico del material multiplicado por el coeficiente de fricción y la distancia horizontal o vertical a ser recorrida. Si se desprecia el efecto de el coeficiente de fricción (lo cual es correcto para distancias cortas) y tomamos un flujo de material de 16,7 lb/min, a ser movido a lo largo de 60 pies, la pérdida resultante será de 1000 pie–lb/min. Un modelo de cálculo se muestra en la Figura 17. Fig 17. PÉRDIDAS HORIZONTALES Y VERTICALES.

S Pérdidas por fricción del aire: para determinar el tamaño del sistema, todos los factores que influyen sobre la caída de presión deben ser conocidos. De información publicada, la pérdida en la zona de entrada de aire se estima en 1,24 Hv, donde Hv es la presión dinámica, en pulgadas de agua. En un ciclón de alta eficiencia, esta pérdida se calcula como 2 Hv y en los normales como 3,12 Hv. En los filtros, si se dimensionan y operan correctamente, su pérdida se estima en 1,56 Hv. Para ramales de tubería esta será 0,31 Hv. Para determinar la pérdida debida a la fricción del aire con la línea, se debe usar la carta incluída como Figura 18, y definir la caída de presión, dada en pulgadas de agua por 100 pies de tubería.


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Fig 18. PÉRDIDA POR FRICCIÓN EN TUBERÍAS DE CORTE CIRCULAR.


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Las Figuras 19 y 20 incluyen ejemplos de cálculo de las pérdidas en un sistema hipotético y de consideraciones de velocidad. Fig 19. EJEMPLO DE CÁLCULO DE LA PÉRDIDAS DEL SISTEMA.

Fig 20. CONSIDERACIONES DE VELOCIDAD EN EL SISTEMA.


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5.3

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Selección y dimensionamiento de los componentes Los componentes típicos asociados con un sistema de transporte neumático son la válvula rotatoria, los colectores ciclónicos, los filtros y los equipos impulsores (ventiladores y/o sopladores). A continuación se presenta una breve descripción de los elementos más resaltantes de cada uno de ellos. Válvula rotatorias Una restricción importante en el diseño de un sistema neumático es la selección apropiada de la válvula rotatoria. Estas válvulas pueden ser de sello de aire (“airlock”), alimentadoras o combinación de ambas. Una función importante de las válvulas rotatorias es cuando se las usa como alimentador gravitatorio, ubicados, generalmente, debajo de una tolva. Este equipo permite medir el flujo de descarga sin crear una condición de diferencia de presión a través de la válvula. Cuando se las usa como sello de aire permiten introducir material proveniente de otro alimentador en una línea de transporte neumático de presión positiva. La Figura 21 presenta algunas arreglos y características típicas de este tipo de equipos.

Fig 21. SELECCIÓN Y DIMENSIONAMIENTO DE LAS VÁLVULAS ROTATORIAS.


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La tabla ubicada debajo de las ilustraciones muestra los criterios a seguir para el dimensionamiento de una válvula rotatoria para una aplicación determinada. La primera columna muestra el tamaño de la válvula. El tamaño del rotor se muestra primero y su longitud de seguido. Así, una válvula 4 x 3 está conformada por un rotor de 4 pulgadas y tiene 3 pulgadas de longitud. La segunda columna muestra el desplazamiento volumétrico del rotor cada vez que éste completa una revolución. La tercera columna muestra la velocidad normal para una válvula que esté actuando como sello de aire a la descarga de un sistema al vacío o a la alimentación de un sistema de presión positiva. La cuarta columna permite conocer el desplazamiento total de el rotor, en pies cúbicos por hora, a una velocidad máxima de sello de aire. En la quinta columna se muestra el 50% del desplazamiento de la cuarta columna para permitir la fluidización o aireación del material que tiene lugar en una situación de sello de aire. La última columna muestra el desplazamiento del rotor, en pie3/h, a 25 rpm. Esta velocidad está definida como la máxima y óptima cuando la válvula está trabajando bajo un cabezal de material como alimentador. A esta velocidad se asegura el llenado de los bolsillos del rotor alcanzando, así, una máxima eficiencia. Separador ciclónico Las cartas de los fabricantes están disponibles y deben ser cuidadosamente revisadas cuando se requiera seleccionar un ciclón para un sistema de transporte neumático. Un ejemplo de la información típica reportada en este tipo de tablas se muestra en la Figura 22.


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Fig 22. CARTA TÍPICA PARA SELECCIONAR CICLONES PARA LOS SISTEMAS DE TRANSPORTE NEUMÁTICO.

Es importante remarcar que el caudal de gas que maneje el sistema es quien dicta el tamaño del colector. Generalmente, la caída de presión a través de un ciclón es de 2 Hv. Sin embargo, la carta del fabricante debe brindar información acerca de ésta pérdida para cada unidad en particular. Normalmente, a medida que el ciclón se hace más pequeño, su eficiencia de separación aumenta a costa de una mayor caída de presión. Filtros La selección de un filtro primario o secundario envuelve el escoger entre dos tipos básicos: el intermitente de agitación de la bolsa o el continuo de flujo de aire reversible.


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En el primer tipo, el polvo se colecta en el interior de las bolsas, de tal forma que periódicamente el sistema pueda desconectarse del paso de la corriente gaseosa para agitar las bolsas y propiciar la descarga del material colectado. Este tipo de filtro se puede operar en continuo si se separa la cámara en diferentes secciones cada una de las cuales funcionará desfasada en tiempo respecto a las otras En el segundo, el polvo se filtra en el exterior de las bolsas, las cuales reciben periódicamente pulsos de aire a presión que desprenden el material colectado de la superficie de la bolsas. Para dimensionar los filtros intermitentes se usa una relación aire: tela de 3 a 4 pie3/min.pie2. En el caso de los filtros continuos esta relación será de 6 a 12 pie3/min.pie2. Ambos filtros se diseñan para obtener una velocidad superficial en la cámara de 3 pie/seg, sin embargo, en aquellos casos en que la carga es extremadamente difícil de filtrar, esta velocidad pude llegar a los 2 pie/seg. Ventiladores y sopladores Para la selección de un determinado ventilador o soplador se deben consultar las cartas provistas por los fabricantes. Una curva típica se muestra en la Figura 23. Fig 23. CURVA TÍPICA DE UN VENTILADOR CON EJEMPLO DE CÁLCULO.

En el caso presentado como ejemplo, las pérdidas por el lado del aire se establecieron como 30 pulgadas de agua y 20 pulgadas de agua por el lado del

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material, obteniéndose un total de 50 pulgadas de agua. Las curvas de pérdidas se dibujan juntas y se definen los puntos en que estas cortan a la curva de presión estática del soplador. Donde la curva de pérdidas conjunta aire + material corta a la curva de presión estática se encuentra la condición de operación del ventilador durante el transporte, lo que permite conocer que el soplador consumirá 21 BHp. Para determinar la potencia requerida del motor se toma la potencia al eje obtenida y se multiplica por la raíz cuadrada de la fracción entre las pérdidas totales y las del aire, es decir: Hp + 21.

6

Ǹ50 + 27, 11 30

, por lo que se recomienda instalar un motor de 30 HP ( tamaño inmediato superior comercial).

REFERENCIAS 1.


2nd.

Edition.

2.

MARCUS, R.D. et al. “Pneumatic Conveying of Solids”. Chapman and Hall. London, 1990.

3.

“Transporte neumático de materiales pulvurentos”. Engineering Equipment Users Association (E.E.U.A.). Editorial Labor, S.A. Barcelona, 1974

4.

CHEREMISINOFF, N.P.. “Solids and Gas –Solids Flows”. Encyclopedia of Fluid Mechanics. Vol. 4. Gulf Publishing Company. Houston, 1986.

5.

MARJANOVIC, P.; JONES, M. “Pneumatic Conveying: Applications, Problems and SOlutions”. Powder an Bulk Solids Conference / Exhibition. Chicago, 1996.

PDVSA MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO SEGURIDAD EN EL DISEÑO DE PLANTAS SISTEMAS DE ALIVIO DE PRESION

PDVSA N°

TITULO

MDP–08–SA–01

PRINCIPIOS BASICOS

1

AGO.97

Sinceración con MID/MIR

13

O.R.

L.R.

0

ABR.95

APROBADO

13

J.P.

F.R.

REV.

FECHA

PAG.

REV.

APROB.

E PDVSA, 1983

DESCRIPCION FECHA ABR.95

APROB.

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ESPECIALISTAS



SEGURIDAD EN EL DISEÑO DE PLANTAS SISTEMA DE ALIVIO DE PRESION PRINCIPIOS BASICOS Indice manual

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1

AGO.97


Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6 4.7 4.8 4.9 4.10 4.11 4.12 4.13 4.14 4.15 4.16 4.17 4.18 4.19 4.20 4.21 4.22 4.23 4.24 4.25 4.26 4.27 4.28 4.29 4.30 4.31 4.32 4.33 4.34

Acumulación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Area de riesgo de incendio . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Contingencia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Contingencia doble . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Contingencia remota . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Contingencia sencilla . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Contrapresión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Contrapresión acumulada . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Contrapresión superimpuesta . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Descarga atmosférica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diferencia de presión de descarga . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dispositivo de alivio de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dispositivo de disco de ruptura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Emergencia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Evento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Levantamiento . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Máxima presión de operación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Máxima presión de trabajo permisible (MAWP) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Presión de abertura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Presión de ajuste . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Presión de cierre . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Presión de diseño manométrica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Presión de prueba diferencial en frío . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Presión de ruptura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Riesgo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema de alivio de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema abierto de desecho . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistema cerrado de desecho . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sobrepresión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Válvula de alivio (PR) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Válvula balanceada de alivio de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Válvula convencional de alivio de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Válvula operada por piloto de alivio de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Válvula con resorte de alivio de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4 4 4 5 5 5 5 5 5 5 5 5 6 6 6 6 6 6 6 6 6 7 7 7 7 7 7 7 7 8 8 8 8 8




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FECHA

1

AGO.97


4.35 Válvula de alivio de seguridad . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.36 Válvula de seguridad . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.37 Válvula de alivio de vacío . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

8 8 8

5 CONSIDERACIONES DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

9

5.1 5.2 5.3

Base de contingencia para el diseño . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Aplicación de códigos y regulaciones gubernamentales . . . . . . . . . . . . . . Resumen de los procedimientos para el alivio de presión . . . . . . . . . . . . .

9 11 11

6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

12

7 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

12

Tabla 1

“Resumen de Contingencia de Válvulas de Seguridad” . . . . . . . . .

13


PDVSA

SEGURIDAD EN EL DISEÑO DE PLANTAS SISTEMA DE ALIVIO DE PRESION PRINCIPIOS BASICOS

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1

AGO.97


OBJETIVO El objetivo de esta sección es presentar los principios básicos en los cuales se sustenta el diseño de los sistemas de alivio de presión aplicables a los proyectos de instalaciones nuevas y a las modificaciones de las instalaciones existentes en la IPPCN. El tema “Sistemas de alivio de presión”, dentro del área de “Seguridad en el diseño de plantas”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA–MDP– Descripción de Documento 08–SA–01 Sistemas de alivio de presión: Principios Básicos (Este documento). 08–SA–02 Sistemas de alivio de presión: Consideraciones de contingencia y determinación de los flujos de alivio. 08–SA–03 08–SA–04

Sistemas de alivio de presión: Dispositivos de alivio de presión. Sistemas de alivio de presión: Procedimientos para especificar y dimensionar válvulas de alivio de presión. 08–SA–05 Sistemas de alivio de presión: Instalación de válvulas de alivio de presión. Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Sistemas de alivio de presión”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, son una actualización de la Práctica de Diseño “Seguridad en el diseño de plantas, subsección 15C: Sistemas de alivio de presión”, presentada en la versión de Junio de 1986 del MDP.

2

ALCANCE Cubre las definiciones básicas, las referencias que soportan las definiciones y las consideraciones básicas que deben ser tomadas en cuenta para el diseño de los sistemas de alivio de presión, excluyendo los relacionados con riesgos de incendio, explosión o accidente, el cual será tratado en PDVSA–MIR–(Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, subsección 15B).

3

REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso (Actual) S MDP–01–DP–01“Temperatura y presión de diseño” Manual de Diseño de Proceso (versión 1986) S Vol IX, Subsección 15B “Minimización de los riesgos de incendio, explosión o accidente”


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1

AGO.97


S Vol IX, Subsección 15C “Sistemas de alivio de presión” Manual de Ingeniería de Riesgo S IR–S–00: “Definiciones”, Marzo 1995 Otras Referencias 1. API–RP520, “Sizing, selection and installation of pressure–relieving devices in refineries, part I, 1993. 2. API–RP521, “Guide for pressure–relieving and depressuring systems”, 1990. 3. AMERICAN NATIONAL STANDARD ANSI B95.1 “Terminology for pressure relief devices” (ANSI/ASME Performance Test Code PTC–25.3).

4

DEFINICIONES 4.1

Acumulación Aumento de presión sobre la MAWP de un recipiente durante la descarga a través de un dispositivo de alivio de presión y se expresa en unidades de presión o como porcentaje de presión. Las acumulaciones máximas permisibles, se establecen por los códigos de diseño aplicables a contingencias operacionales y de fuego.

4.2

Area de Riesgo de Incendio Una planta de proceso es subdividida en áreas de riesgo de incendio, cada una de las cuales es el área máxima que razonablemente puede esperarse estar involucrada totalmente en un incendio sencillo. Esto se usa como base para determinar el requerimiento combinado para alivio de presión debido a la exposición a un incendio, basado principalmente en los efectos de la radiación de un incendio centrado en una piscina de líquido inflamable ardiendo. Esto no debe confundirse con las áreas usadas para determinar las capacidades de agua contra incendios y de drenaje, las cuales se definen como áreas de subdivisión del plano de disposición de equipos según los documentos PDVSA MIR IR–M–03 “Sistemas de Agua contra Incendio” e IR–M–04 “Sistemas de Espuma contra Incendio”. Tampoco debe confundirse con la definición más general empleada durante los ejercicios de Análisis Cuantitativo de Riesgos, en los cuales se considera la radiación por incendio de líquido inflamable y la sobrepresión por explosión de nubes de gases inflamables.

4.3

Contingencia Evento anormal que causa una condición de emergencia.

4.4

Contingencia doble Ocurrencia simultánea de dos o más contingencias sencillas que no están relacionadas entre si.


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4.5

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AGO.97


Contingencia remota Resultado de una contingencia sencilla o doble de muy baja probabilidad de ocurrencia.

4.6

Contingencia sencilla Evento anormal sencillo que causa una condición de emergencia.

4.7

Contrapresión Presión existente en el cabezal de descarga al cual alivia un dispositivo de alivio de presión. Es la suma de las contrapresiones superimpuesta y acumulada.

4.8

Contrapresión acumulada Incremento en la presión en el cabezal de descarga, la cual se genera después que un dispositivo de alivio de presión abre.

4.9

Contrapresión superimpuesta Presión estática existente a la salida de un dispositivo de alivio de presión al momento de su abertura. Esta contrapresión proviene de otras fuentes y puede ser constante o variable.

4.10

Descarga atmosférica Alivio de vapores o gases desde un dispositivo de alivio de presión a la atmósfera.

4.11

Diferencia de presión de descarga Diferencia entre la presión de ajuste y la presión de cierre de una válvula de alivio de presión, expresada en unidades de presión o como porcentaje de la presión de ajuste.

4.12

Dispositivo de alivio de presión Un dispositivo de alivio de presión funciona por la presión estática interna y está diseñado para abrir durante una situación anormal o emergencia, de manera tal de prevenir un aumento excesivo de la presión de fluido interno, por encima de un valor específico. El dispositivo también puede estar diseñado para prevenir un vacío excesivo. Entre estos dispositivos se encuentran las válvulas de alivio de presión, los dispositivos de alivio de presión no recerrables y las válvulas de alivio de vacío.

4.13

Dispositivo de disco de ruptura Dispositivo de alivio de presión diferencial no recerrable, accionado por la presión estática interna, y está diseñado para funcionar mediante la ruptura del disco que contiene la presión. Un dispositivo de disco de ruptura incluye un disco de ruptura y un porta disco de ruptura.


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4.14

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1

AGO.97


Emergencia Interrupción de las operaciones normales en la cual el personal, los equipos y el ambiente están en peligro.

4.15

Evento Suceso que envuelve el comportamiento de un equipo, una acción humana o un agente o elemento externo al sistema y que causa desviación de su comportamiento normal.

4.16

Levantamiento Desplazamiento real del disco de una válvula de alivio de presión desde su posición cerrada hasta su posición abierta.

4.17

Máxima presión de operación Máxima presión esperada durante la operación de un sistema.

4.18

Máxima presión de trabajo permisible (MAWP) Máxima presión manométrica permisible en el tope de un recipiente a una temperatura especificada. La MAWP se calcula usando el espesor nominal de cada elemento del recipiente sin considerar el espesor adicional por corrosión ni otras cargas de presiones. Es la base para fijar la presión de un dispositivo de alivio de presión.

4.19

Presión de abertura Valor de presión estática, corriente arriba de la válvula, a la cual existe un levantamiento apreciable del disco y empieza a observarse un flujo de venteo continuo.

4.20

Presión de ajuste Presión manométrica a la cual es ajustada una válvula de alivio de presión para abrir bajo condiciones de servicio.

4.21

Presión de cierre Valor de la presión estática, aguas arriba de la válvula, a la cual el disco de la válvula hace contacto nuevamente con su asiento o cuando el levantamiento alcanza el valor de cero.

4.22

Presión de diseño manométrica Condición de presión más severa, coincidente con la temperatura más severa que se espera durante la operación. Esta presión puede ser usada en lugar de la MAWP, si esta última no ha sido establecida. La presión de diseño es igual o menor que la MAWP.


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4.23

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1

AGO.97


Presión de prueba diferencial en frío Presión a la cual una válvula de alivio de presión es ajustada para abrir en un banco de prueba e incluye las correcciones para las condiciones de servicio de contrapresión o temperatura o ambos.

4.24

Presión de ruptura Presión estática, aguas arriba de un dispositivo de alivio no recerrable, al cual el dispositivo abre.

4.25

Riesgo Medida de pérdidas económicas, daño ambiental o lesiones humanas, en términos de la probabilidad de ocurrencia de un accidente (frecuencia) y magnitud de las pérdidas, daño al ambiente o de las lesiones (consecuencias).

4.26

Sistema de alivio de presión Arreglo de un dispositivo de alivio de presión, tubería y medios de disposición concebidos para la recolección, transporte y disposición segura de alivios. Tal sistema puede estar formado por un simple dispositivo de alivio de presión con o sin tubería de descarga ubicados en un recipiente o línea; sistemas más complejos incluyen varios dispositivos de alivio de presión que descargan a un cabezal común y terminan en un equipo de disposición.

4.27

Sistema abierto de desecho Sistema de disposición que descarga directamente desde un dispositivo de alivio de presión a la atmósfera.

4.28

Sistema cerrado de desecho Sistema de disposición capaz de resistir presiones diferentes de la presión atmosférica.

4.29

Sobrepresión Aumento de presión por encima de la presión de ajuste del dispositivo de alivio de presión y se expresa en unidades de presión o como porcentaje de presión. La sobrepresión coincide con la acumulación cuando el dispositivo de alivio de presión esta ajustado a la MAWP del recipiente.

4.30

Válvula de alivio (PR) Válvula de alivio de presión con resorte que funciona por la presión estática aguas arriba de la válvula. Normalmente, se abre en proporción al aumento de presión




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AGO.97


por encima de la presión de apertura. Se utiliza principalmente con fluidos incompresibles.

4.31

Válvula balanceada de alivio de presión Válvula de alivio de presión con resorte que incorpora elementos para minimizar el efecto de la contrapresión en las características de funcionamiento.

4.32

Válvula convencional de alivio de presión Válvula de alivio de presión con resorte, cuyas características de funcionamiento dependen directamente de los cambios de la contrapresión en la válvula.

4.33

Válvula operada por piloto de alivio de presión Válvula de alivio de presión en la que la válvula principal está combinada con y controlada por una válvula de alivio de presión auxiliar.

4.34

Válvula con resorte de alivio de presión Dispositivo de alivio de presión diseñado para cerrar automáticamente y prevenir la salida adicional de fluido.

4.35

Válvula de alivio de seguridad Válvula de alivio de presión con resorte que puede ser utilizada como válvula de seguridad o como válvula de alivio, dependiendo de su aplicación.

4.36

Válvula de seguridad Válvula de alivio de presión con resorte, que funciona por la presión estática aguas arriba de la válvula, y se caracteriza por abrir rápidamente. Normalmente se utiliza con fluidos comprensibles.

4.37

Válvula de alivio de vacío Dispositivo de alivio de vacío diseñado para admitir un fluido para prevenir un excesivo vacío interno; estos dispositivos están diseñados para cerrar y prevenir la salida de fluidos después que la condición normal ha sido restablecida.

5

CONSIDERACIONES DE DISEÑO En esta sección se describen las causas principales de sobrepresión en equipos de refinería y los procedimientos de diseño para minimizar los efectos de estas causas. La sobrepresión es el resultado de un desbalance de los flujos normales de material o energía, que causan que la materia o energía, o ambos, se acumule en alguna parte del sistema. El análisis de las causas y magnitudes de la sobrepresión involucra por lo tanto un estudio complejo de los balances de materia y energía en un sistema del proceso.




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AGO.97


Aunque se han hecho esfuerzos para cubrir todas las circunstancias principales, el diseñador debe tener cuidado en no considerar las condiciones descritas como las únicas causas de sobrepresión. Deben considerarse en el diseño todas las circunstancias que razonablemente constituyan un riesgo bajo las condiciones prevalentes del sistema. El sobrecalentamiento por encima de la temperatura de diseño puede también resultar en una sobrepresión debido a una reducción del esfuerzo permisible. Una válvula de alivio de presión no puede proteger contra este tipo de contingencia. Debe hacerse referencia a la sección sobre “Reacciones químicas”.

5.1

Base de contingencia para el diseño El costo de proveer instalaciones para aliviar todas las posibles emergencias simultáneamente sería prohibitivo. Cada emergencia surge de una causa específica o contingencia. La ocurrencia simultánea de dos o más contingencias es improbable. De aquí que, generalmente, una emergencia que pueda surgir solamente de dos o más contingencias no relacionadas normalmente no es considerada para propósitos de dimensionar equipos de seguridad. Ejemplos de lo anterior serían el caso de la falla simultánea de una válvula de control en la posición abierta y la falla por falta de agua de enfriamiento. Otro ejemplo sería el caso de la falla de un tubo en un intercambiador de calor al mismo tiempo que una falla de cierre de una válvula de control. Asimismo, emergencias simultáneas pero separadas, no se consideran si las contingencias que las causan no están relacionadas. Las contingencias, incluyendo incendios externos, se consideran no relacionadas si no existe una interrelación de proceso, mecánica o eléctrica entre ellas, o si el lapso de tiempo transcurrido entre posibles y sucesivas ocurrencias de esas causas es lo suficientemente largo para separar sus efectos. Cada unidad o componente del equipo debe ser estudiado individualmente y cada contingencia debe ser evaluada. El equipo de seguridad para una unidad individual se dimensiona para manejar la carga más grande resultante de cualquier posible contingencia sencilla. Cuando se analiza cualquier contingencia sencilla uno debe considerar todos los efectos directamente relacionados que puedan ocurrir por causa de esa contingencia. Por ejemplo, si una falla de aire causa también que una válvula de control en un circuito de enfriamiento cierre, entonces tanto la falla de aire como la pérdida de enfriamiento en el circuito deben considerarse como parte de la misma contingencia. De un modo similar, si una cierta emergencia involucra más de una unidad, entonces todas las unidades afectadas deben considerarse en conjunto. Un ejemplo de esto es el uso de una corriente procedente de una unidad para proveer enfriamiento en una segunda unidad. La pérdida de energía eléctrica en la primera unidad resultaría en una pérdida de ese enfriamiento en la segunda unidad, de modo que ésta debe considerarse como parte de la misma contingencia.




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1

AGO.97


Cada contingencia sencilla de un equipo podrá generar una carga de alivio. Aquella contingencia sencilla que genere la mayor carga de alivio sobre las instalaciones de alivio se denomina la “contingencia sencilla mayor”, y constituye la base de diseño del sistema colector común tal como el cabezal del mechurrio, el tambor de descarga de presión (tambor de purga o de alivio) y el mechurrio. La emergencia que resulta en la “contingencia sencilla mayor” en una base global puede ser diferente de la emergencia que constituye la base para cada componente individual del equipo. Aunque en general sólo se considera una contingencia sencilla para propósitos de diseño, pueden haber situaciones donde deben tomarse en cuenta dos o más contingencias simultáneas; por ejemplo si hay alguna interrelación remota entre ellas, y las presiones o temperaturas desarrolladas pudieran resultar en fallas catastróficas. La sobrepresión que pueda ocurrir a presión normal o por debajo de la presión normal, como resultado de esfuerzos permisibles reducidos a temperaturas más altas que las de diseño, debe ser también evaluada y deben aplicarse en el diseño características adecuadas de protección. Por ejemplo, tales condiciones pueden resultar de reacciones químicas, condiciones de arranque o de inestabilidad. Asimismo, deben considerarse las posibles bajas temperaturas de los metales, como por ejemplo autorefrigeración, con el fin de asegurarse de que no se desarrollen condiciones de fractura por fragilidad.

5.2

Aplicación de códigos y regulaciones gubernamentales La base para diseño por sobrepresión descrita en esta sección está relacionada con el “Boiler and Pressure Vessel Code” ASME y el “Code for Petroleum Refinery Piping” ANSI B31.3. El cumplimiento con esos códigos es un requerimiento o es reconocido como el equivalente de un requerimiento en muchos lugares. Donde apliquen códigos más estrictos, deben cumplirse los requerimientos locales. Por lo tanto, deben examinarse los códigos locales para establecer sus requerimientos. Como un ejemplo en algunos países no está permitido el uso de válvulas de bloque por debajo de válvulas de alivio de presión a menos que se instalen dos válvulas de clavamiento. También en algunos casos no está permitida una acumulación de 20% bajo condiciones de exposición a un incendio y la acumulación permisible puede ser menor que lo que establecen los Códigos ASME. La compañía afiliada para la cual se elabora el diseño es usualmente la mejor fuente de información sobre códigos locales. En los Estados Unidos el Código ASME es ahora obligatorio ya que es un requerimiento de la Ley de Salud y Seguridad Ocupacional.



5.3


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FECHA

1

AGO.97


Resumen de los procedimientos para el alivio de presión A continuación se resumen los pasos esenciales en el diseño para la protección contra la sobre presión y los cuales se exponen en detalle en las diferentes secciones de Procedimientos de Diseño de los documentos MDP–08–SA–02 al 05.

5.3.1

Consideración de contingencias Se consideran todas las contingencias que puedan resultar en sobrepresión sobre los equipos, incluyendo la exposición de los equipos a un incendio externo, falla de los servicios auxiliares, fallas y mal funcionamiento de los equipos, condiciones de proceso anormales, expansión térmica, arranque, parada y errores operacionales. Para cada contingencia se evalúa la sobrepresión resultante y se establecen las necesidades o bien para una presión de diseño adecuadamente aumentada (para soportar la presión de emergencia) o para la necesidad de instalaciones de alivio de presión para prevenir sobrepresión (con los flujos de alivio calculadas).

5.3.2

Selección del dispositivo de alivio de presión Para cada componente del equipo que podría estar sujeto a sobrepresión se hace una selección del tipo adecuado entre la gran variedad de válvulas de alivio de presión y otros dispositivos disponibles. La instrumentación, las válvulas de retención y otros dispositivos similares, no son generalmente aceptables como medio de protección contra la sobrepresión.

5.3.3

Especificación para válvulas de alivio de presión Se aplican los procedimientos de cálculo normalizados para determinar el tamaño de la válvula de alivio de presión requerida para el flujo máximo de alivio, así como también la información adicional necesaria para especificar la válvula.

5.3.4

Diseño de la instalación para una válvula de alivio de presión Finalmente se diseña en detalle la instalación para la válvula de alivio de presión incluyendo su ubicación, el dimensionamiento de la tubería de entrada y salida, el conjunto de válvulas adicionales y drenaje, selección de la descarga a un sistema abierto o cerrado y diseño de un sistema de descarga cerrado a un mechurrio u otro lugar.

5.3.5

Resumen y documentación de las contingencias La Especificación de Diseño debe incluir una tabulación de todas las contingencias consideradas, así como también sus requerimientos de alivio. Una tabulación tal es de gran ayuda para asegurarse de que se han considerado todas las contingencias y también para escoger la contingencia que determina el diseño del sistema colector. Un ejemplo de una hoja de tabulación se ha incluido en el Apéndice como Tabla 1.


PDVSA


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6

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NOMENCLATURA No aplica en esta sección

7

APENDICE Tabla 1 “Resumen de contingencias de válvulas de seguridad”


FECHA

1

AGO.97





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FECHA

1

AGO.97


TABLA 1

PM (SG) PM (SG) PM (SG) PM (SG)

CONVERSIONES

PARA LLEVAR :

LINEA DE TRANSFEREN– CIA DEL HOR– NO DE LA TORRE VPS

INCENDIO FALLA DE AIRE PARA INSTRUMENTOS

FALLA ELECTRICA

FALLA DE VAPOR

PM (SG) DISPOSICION

FALLA OPERACIONAL

RESUMEN DE CONTINGENCIAS DE VALVULAS DE SEGURIDAD


PDVSA N°

TITULO

MDP–08–SA–02

CONSIDERACION DE CONTINGENCIA Y DETERMINACION DE LOS FLUJOS DE ALIVIO

1

OCT.97

Sinceración con MID, MIR y Contingencia Incendio

57

O.R.

L.R.

0

AGO.95

APROBADA

59

J.P

F.R.

REV.

FECHA

APROB.

PDVSA, 1983

DESCRIPCION FECHA AGO.95

PAG. REV. APROB.


ESPECIALISTAS



SEGURIDAD EN EL DISEÑO DE PLANTAS SISTEMAS DE ALIVIO DE PRESION CONTINGENCIAS Y FLUJOS DE ALIVIO Indice manual

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FECHA

1

OCT.97


Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

5 PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO “CONSIDERACION DE CONTINGENCIAS Y DETERMINACION DE LOS FLUJOS DE ALIVIO” . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

5.1 5.2 5.3 5.4 5.5 5.6 5.7 5.8 5.9 5.10 5.11 5.12 5.13 5.14 5.15 5.16 5.17

Introducción . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Falla de los servicios industriales como una causa de una sobrepresión Contingencias de falla de los servicios industriales a considerar . . . . . . . Mal funcionamiento de los equipos como una causa de sobrepresión . . Errores del operador como causa de sobrepresión . . . . . . . . . . . . . . . . . . Evaluación de la sobrepresión resultante de condiciones de emergencia y Determinación de las velocidades de alivio . . . . . . . . . . Sobrepresión en componentes específicos del equipo . . . . . . . . . . . . . . . Sobrepresión causada por reacción química . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sobrepresión causada por temperaturas anormales . . . . . . . . . . . . . . . . . Sobrepresión causada por expansión térmica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Incendio como causa de una sobrepresión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . El vacío como una causa de falla de los equipos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Evaluación de la ruta de presurización en el diseño del alivio de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Evaluación de la ruta de escape de presión en el diseño de alivio de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Válvulas con dispositivos de bloqueo en la posición abierta (“CSO”) . . . Válvula del tipo “CSC” (válvula con dispositivo para bloques en posición cerrada) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Válvulas de control . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 4 6 11 11 12 20 30 31 31 35 43 46 48 49 50 50

6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

53

7 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

53

Figura 1 Figura 2A Figura 2B

Válvula de bajo recorrido guiada por el fondo y el tope para descargas de turbinas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 57 Presión de vapor y calor latente de vaporización para líquidos hidrocarburos parafínicos puros (un solo componente), 1era parte . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 58 Presión de vapor y calor latente de vaporización para líquidos hidrocarburos parafínicos puros (un solo componente), 2da parte 59


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SEGURIDAD EN EL DISEÑO DE PLANTAS SISTEMAS DE ALIVIO DE PRESION CONTINGENCIAS Y FLUJOS DE ALIVIO

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OBJETIVO Presentar las contingencias que pueden causar una sobrepresión en los equipos de una planta, y la forma de evaluarlas en términos de las presiones que puedan ser generadas y/o de los flujos de los fluidos que deben ser aliviados. El tema “Sistemas de alivio de presión”, dentro del área de “Seguridad en el diseño de plantas”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA–MDP– Descripción de Documento 08–SA–01 Sistemas de alivio de presión: Principios Básicos. 08–SA–02 Sistemas de alivio de presión: Consideraciones de contingencia y determinación de los flujos de alivio (Este documento). 08–SA–03 Sistemas de alivio de presión: Dispositivos de alivio de presión. 08–SA–04 Sistemas de alivio de presión: Procedimientos para especificar y dimensionar válvulas de alivio de presión. 08–SA–05 Sistemas de alivio de presión: Instalación de válvulas de alivio de presión. Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Sistemas de alivio de presión”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, son una actualización de la Práctica de Diseño “Seguridad en el diseño de plantas, subsección 15C: Sistemas de alivio de presión”, presentada en la versión de Junio de 1986 del MDP.

2

ALCANCE Cubre las contingencias originadas por incendios, fallas en los Servicios Industriales (energía eléctrica, agua de enfriamiento, vapor, aire de instrumentos, energía eléctrica para instrumentos, combustible, otros Servicios Industriales), fallas y mal funcionamiento de los equipos, errores del operador, arranques y paradas, y fallas causadas por expansión térmica.

3

REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso (versión 1986) Vol. IX, Subsección 15B “Minimización de los riesgos de incendio, explosión o accidente”. Vol. IX, Subsección 15C “Sistemas de alivio de presión”. Vol. VI, Subsección 10A “Procedimientos de diseño para servicios de bombeo”. Vol. VI, Subsección 10F “Bombas de desplazamiento positivo”. Vol. IV, Subsección 8A “Selección de hornos de proceso”.


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Vol. I, Sección 2 “Temperatura de diseño, presión de diseño y clasificación de bridas”. Manual de Ingeniería de Diseño PDVSA–MID–Vol. 06 B–201–PR “Calentadores de fuego directo”. Manual de Ingeniería de Riesgo PDVSA–IR–P–01 “Sistema de paradas de despresurización y venteo de equipos y plantas”.

emergencia,

bloqueo,

Otras Referencias

4

ASME–Section I, “Power Boilers”, 1992. ASME–Section VIII, “Pressure Vessels”, 1992. ANSI–B31.3, “Petroleum Refinery Piping Code”. API RP 520, Part I, 6th edition, Marzo 1993. API RP 521, 3th edition, Noviembre 1990.

DEFINICIONES Véase documento PDVSA–MDP–08–SA–01 “Principios Básicos”.

5

PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO “CONSIDERACION DE CONTINGENCIAS Y DETERMINACION DE LOS FLUJOS DE ALIVIO” 5.1

Introducción El primer paso en el diseño para protección contra sobrepresión es considerar todas las contingencias que puedan causar una sobrepresión y evaluarlas en términos de las presiones que puedan ser generadas y/o de los flujos de fluidos que deben ser aliviados. Todos los recipientes a presión no sujetos a combustión deben ser protegidos mediante dispositivos de alivio de presión que eviten que la presión aumente mas de un 10% o 3 psi, cualesquiera de las dos que sea la mayor, por encima de la máxima presión de trabajo permitida (16% o 4 psi con válvulas múltiples). La excepción es que se permite un exceso de presión de 21%, en los dispositivos de alivio de presión que adicionalmente son requeridos, cuando el exceso de presión es causado por una exposición a un incendio u otras inesperadas fuentes externas de calor. Los recipientes a presión bajo condiciones de combustión están cubiertos por el Código ASME, Sección I (Power Boilers). Este Código especifica el requerimiento de dispositivos de alivio de presión para evitar que las presiones aumenten más de un 6% por encima de la máxima presión de trabajo permitida.




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En la sección de “Principios Básicos” y bajo “Consideraciones de Diseño” se describe la base de Contingencia sencilla para estas consideraciones, así como también los medios para tabular y documentar las varias contingencias consideradas. En el resto de este capítulo se detallan los tipos de contingencias que deben ser consideradas así como también los lineamientos para evaluarlas. La selección de la presión de diseño para equipos es cubierta en el documento PDVSA–MDP–01–DP–01 “Temperatura y Presión de Diseño”. El diseño para protección contra sobrepresión en la mayoría de los casos consiste en proveer dispositivos de alivio de presión dimensionados para manejar las velocidades de alivio necesarias para evitar que las presiones que surgen en emergencias aumenten por encima de la presión de diseño (más la acumulación permitida). Como un medio alterno de protección, en algunos casos es económico especificar una mayor presión de diseño del equipo que soportará la presión máxima que pueda ser generada sin aliviar ninguno de los fluidos contenidos en el sistema. Más aún, en algunos casos el costo de un sistema colector puede ser reducido especificando presiones de diseño más altas, las cuales permitirán una contrapresión más alta en el sistema colector.

5.2

Falla de los servicios industriales como una causa de una sobrepresión La falla de los suministros provistos por los servicios industriales (por ejemplo, electricidad, agua de enfriamiento, vapor, electricidad o aire para instrumentos, o combustible), a las instalaciones de la planta de refinación resultará en muchos casos en condiciones de emergencia que potencialmente pueden sobrepresionar los equipos. Aunque los sistemas de suministro de servicios industriales están diseñados para ser confiables mediante la selección de sistemas múltiples de generación y distribución, equipos de repuesto, sistemas de apoyo, etc., todavía permanece la posibilidad de que fallen. Los mecanismos de posibles fallas de cada servicio industrial deben por lo tanto ser examinados y evaluados para determinar los requerimientos asociados para la protección contra la sobrepresión. Las reglas básicas para estas consideraciones son las siguientes: 1.

Las interrupciones del suministro de un servicio industrial se consideran solamente en una base de contingencia sencilla, o sea que corresponde a la falla de un componente sencillo del sistema de generación o distribución de un servicio industrial. Sin embargo, se debe prestar consideración al efecto directo de un servicio auxiliar sobre otro. Si la falla del suministro en un sistema industrial, como resultado de una contingencia sencilla, resulta en la pérdida total o parcial de otro servicio industrial interrelacionado, entonces se debe considerar la falla dual. Por ejemplo, en una planta donde la electricidad es producida por turbo–generadores de vapor, la pérdida de




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la producción de vapor puede causar una pérdida directa de la energía eléctrica. 2.

Las fallas se consideran tanto en una base local, es decir, pérdida del suministro de un servicio industrial a un componente de los equipos (por ejemplo, electricidad al motor de una bomba), como en una base general, es decir, pérdida del suministro a todos los equipos que lo consumen en una unidad de procesos (por ejemplo, agua de enfriamiento a todos los enfriadores y condensadores). Para propósitos de estas considera– ciones de diseño de alivio de presión, una unidad de procesos se define como la que cumple todos los criterios siguientes:

a.

Está segregada dentro de sus propios límites de batería claramente identificables.

b.

Está suplido con cada servicio industrial a través de uno o dos ramales de tubería laterales independiente desde un cabezal de suministro fuera de los límites físicos de la planta.

c.

Constituye en sí una función de procesamiento completa.

3.

Para una unidad de procesos con su propio y segregado sistema cerrado de descarga para alivio de presión y separado del resto de la planta, solamente se necesita considerar una sola falla de los servicios industriales a esa unidad para propósitos de diseñar las instalaciones de seguridad. Sin embargo, cuando dos o más unidades comparten un sistema de descarga cerrado (por ejemplo, un tambor de descarga común y/o un mechurrio) el procedimiento de diseño debe incluir una consideración para la falla potencial del suministro de los servicios industriales a más de una de las unidades, causada por una contingencia sencilla. Aunque estas fallas de los servicios industriales de la refinería o de la planta no se usan normalmente como base para dimensionar las instalaciones de seguridad, deben evaluarse de todos modos. No es necesario usarlas como base para el dimensionamiento con tal que puedan ser realísticamente establecidas como de muy remota probabilidad. Esto involucra la evaluación de la confiabilidad de los sistemas de generación y distribución y requiere de un buen diseño de ingeniería y la provisión de características (equipos) de apoyo adecuados. Ejemplos de tales características de apoyo para cada servicio auxiliar se dan más adelante. En los diseños en que todas las válvulas de alivio de presión descargan a un sistema colector cerrado, debido a restricciones por protección al ambiente, una falla total de un servicio industrial merece una consideración más profunda puesto que no hay alivio a la atmósfera el cual tendería a aliviar la carga sobre el sistema cerrado.

4.

La evaluación de los efectos de una sobrepresión atribuible a la pérdida del suministro en un servicio industrial en particular, debe incluir la cadena de


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eventos que podrían ocurrir y el tiempo de reacción involucrado. En las situaciones donde el flujo de fluidos es interrumpido debido a la falla del suministro de servicio industrial que lo soporta, pero está en paralelo con equipos que tienen una fuente diferente de energía, puede concederse un crédito por los equipos no afectados que se mantienen en funcionamiento hasta el punto en el cual la operación se mantiene y los equipos en operación no se detienen por sobrecarga. Como ejemplo, considerando el caso de un sistema de circulación de agua de enfriamiento que consta de dos bombas paralelas en operación continua, con impulsores accionados por fuentes de energía diferentes y no relacionadas. Si falla una de las fuentes de energía puede concederse un crédito por la operación ininterrumpida de la bomba no afectada, con tal que la bomba en operación no se desconecte y se detenga (no se dispare) debido a sobrecarga. De un modo similar, puede también darse crédito por la operación ininterrumpida de compresores de aire o generadores de electricidad físicamente dispuestos en paralelo, que operan normalmente con impulsores con dos fuentes no relacionadas de energía. Los sistemas de apoyo que dependen de la acción de dispositivos automáticos de relevo (por ejemplo, un repuesto de relevo impulsado por una turbina para una bomba de agua de enfriamiento impulsada por un motor eléctrico con un control “PLCI”, instrumento indicador de control por presión y nivel) no deben ser considerados como un medio aceptable para prevenir una falla de servicios industriales para propósitos de diseño de alivio de presión, aunque su instalación está totalmente justificada para una mejor continuidad y confiabilidad de las operaciones de la planta.

5.3

Contingencias de falla de los servicios industriales a considerar A continuación, se describe la aplicación de las consideraciones de diseño anteriores, a los sistemas auxiliares principales de instalaciones típicas. En algunos casos, la pérdida del suministro de servicios no es una causa directa de sobrepresión, pero inicia un descontrol de la planta o una emergencia, la cual a su vez puede resultar en una sobrepresión (por ejemplo, una falla eléctrica que conduzca a la pérdida del reflujo de una columna). Donde sea necesario, se debe hacer referencia a los procedimientos para evaluar tales situaciones de descontrol o emergencia y para la determinación de las velocidades de alivio, que se describen más adelante en esta sección.

5.3.1

Energía eléctrica 1.

Consideraciones en base normal individual y en base respecto a la unidad de procesos para el dimensionamiento del alivio de presión – Las siguientes contigencias sencillas deben ser consideradas como la base





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normal para evaluar la sobrepresión que pueda resultar de fallas de energía eléctrica: a.

Falla individual del suministro de energía eléctrica a cualquier componente de los equipos que la consuma, tal como un motor impulsor de una bomba, ventilador o compresor.

b.

Falla total del suministro eléctrico a todos los equipos que lo consumen en una unidad de procesos.

c.

Falla general eléctrica a todos los equipos alimentados desde una barra de distribución eléctrica (“Bus Bar”) en una subestación que presta servicio a una o más unidades de procesos.

2.

Consideración de una falla eléctrica total en planta o en refinería – Aunque normalmente no se usa como una base para el dimensionamiento de las instalaciones de alivio de presión, deben considerarse las siguientes fallas eléctricas generales a nivel de planta.

a.

Falla del suministro de energía eléctrica comprada a la planta o refinería.

b.

Falla del suministro de la energía auto–generada a la planta o refinería.

c.

Falla total eléctrica en cualquier sub–estación particular. Como se expuso anteriormente punto 5.2. “Falla de los servicios industriales como una causa de una sobrepresión”, se deben incluir características de apoyo adecuadas para reducir la probabilidad de fallas mayores a un grado bajo aceptable y balanceadas contra las consecuencias si ocurrieran tales fallas. Las siguientes provisiones son normalmente requeridas como mínimo:

5.3.2

d.

Dos o más alimentadores para energía eléctrica comprada.

e.

Dos o más generadores en paralelo con un repuesto de apoyo cuando la energía eléctrica es generada en la planta o refinería.

f.

Más de un combustible para las calderas que generan vapor para los generadores a turbina de vapor.

g.

Arreglos de distribución de la carga eléctrica para mantener el suministro preferencial a los consumidores críticos.

h.

Sistemas secundarios selectivos para la distribución de la energía eléctrica.

Agua de enfriamiento 1.

Consideraciones en base normal individual y en base a la unidad de procesos para el dimensionamiento del alivio de presión – Las siguientes contingencias sencillas se deben considerar como la base normal para evaluar la sobrepresión que pueda resultar de las fallas de agua de enfriamiento:




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a.

Falla individual del suministro de agua a cualquier enfriador o condensador en particular

b.

Falla total de cualquier rama lateral de suministro a una unidad de procesos y que puede ser cerrada con válvulas desde la línea principal fuera del área de la planta.

2.

Consideración de una falla total en planta o en refinería – Deben considerarse las siguientes fallas de agua de enfriamiento:

a.

Falla de cualquier sección de la línea principal de agua fuera del área de la planta.

b.

Pérdida de la disponibilidad de todas las bombas de agua de enfriamiento que resultaría de cualquier contingencia sencilla en los sistemas auxiliares que suplen o controlan los impulsores de las bombas.

c.

Pérdida de la disponibilidad de todos los ventiladores en una torre de enfriamiento de agua que resultaría de una contingencia sencilla en el sistema de servicios industriales que suplen o controlan los impulsores de los ventiladores. Como se expuso anteriormente en el punto 5.2., “Falla de los servicios industriales como una causa de una sobrepresión”, generalmente se incluyen características de apoyo adecuadas reducir la probabilidad de ocurrencia de estas fallas mayores a un grado bajo aceptable. Como mínimo se debe suministrar lo siguiente:

d.

Bombas de agua de enfriamiento múltiples con impulsores diferentes y con interconexión automática de la bomba de repuesto.

e.

Por lo menos 30 minutos de retención útil del nivel de líquido en el sumidero de una torre de enfriamiento de agua, basado sobre la pérdida de agua de reposición, con una alarma independiente de bajo nivel de agua ajustada al nivel de retención de 30 minutos. Esto debería proveer suficiente advertencia al personal de operaciones para tomar las acciones correctivas. Sin tal alarma la falla del flujo de agua de reposición puede ser difícil de detectar.

f.

Suministro secundario selectivo de energía eléctrica a los motores de los ventiladores de la torre de enfriamiento de agua.

g.

Instrumentación y alarmas adecuadas para dar advertencia de fallas potenciales en el sistema de agua de enfriamiento, tal como una alarma de bajo flujo en el suministro de reposición de agua de enfriamiento. En casos apropiados se debe también considerar la aplicación de lo siguiente:

h.

Torres de enfriamiento múltiples.


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i.

5.3.3

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Cabezales de distribución entrecruzados o en circuito en anillo para beneficiarse de la capacidad adicional de reposición de las torres de enfriamiento múltiples.

Vapor de agua 1.

Consideraciones en base normal individual y en base a la unidad de procesos para el dimensionamiento del alivio de presión – Las siguientes contingencias sencillas deben ser consideradas como la base normal para evaluar la sobrepresión que puede resultar de las fallas de vapor de agua.

a.

Falla individual de vapor de agua a cualquiera de los componentes de los equipos que lo consuma (por ejemplo, impulsores de turbinas, recalentadores, despojadores, eyectores, etc.).

b.

Falla total de cualquier rama lateral de tubería que supla a una unidad de procesos desde la línea principal fuera del área física de la planta.

2.

Consideración de fallas totales en planta o en refinería – Deben considerarse las siguientes fallas generales del vapor de agua:

a.

Falla de cualquier sección de la línea principal de suministro fuera del área física de la planta.

b.

Pérdida de la disponibilidad de cualquier generador de vapor en particular.

c.

Pérdida de la disponibilidad de vapor comprado a terceros en cualquier línea de suministro. Como se expuso anteriormente en el punto 5.2. “Falla de los servicios industriales como una causa de una sobrepresión”, la probabilidad de ocurrencia de estas fallas mayores debe ser reducida a un grado bajo aceptable por características de apoyo, tales como las siguientes:

5.3.4

d.

Calderas múltiples con capacidad de repuesto y sometidas a combustión por combustibles múltiples.

e.

Sistemas de control y de alarma adecuados, arreglos para la distribución de las cargas, etc.

f.

Cabezales de distribución con suficientes circuitos y válvulas de modo que sólo se necesite cerrar una porción del sistema si ocurre un escape de presión de importancia.

Aire para instrumentos 1.

Consideraciones en base normal individual y en base a la unidad de procesos para el dimensionamiento del alivio de presión – Las siguientes contingencias sencillas deben ser consideradas como la base




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normal para evaluar la sobrepresión que pueda resultar de una falla de aire para instrumentos: a.

La pérdida del suministro de aire para instrumentos a cualquier instrumento de control individual o válvula de control. Se asume que ocurre la respuesta correcta ante la falla de aire. En el caso de válvulas de control del tipo que “permanece estacionaria”, se asume que tiene lugar la acción de desplazamiento a la posición abierta o cerrada. Las fallas de los controles automáticos se cubre más adelante en el punto 5.6 de esta sección bajo “Evaluación de la Sobrepresión resultante de Condiciones de Emergencia y Determinación de las Velocidades de Alivio”. Debe notarse que estas últimas consideraciones incluyen la falla de cualquier válvula de control en ambas posiciones, abierta y cerrada.

b.

Falla total de cualquier tubería lateral con válvula suministrando a una unidad de proceso desde la tubería principal fuera del límite de batería de la planta. Se asume que tiene lugar la respuesta correcta ante la falla de aire de instrumentos y válvulas de control (considere que las válvulas del tipo que “permanecen estacionarias” se mueven hacia la posición abierta o cerrada dependiendo de la dirección del actuador).

2.

Consideración de las fallas totales en planta o en refinería – Deben considerarse las siguientes fallas generales de aire para instrumentos:

a.

Falla de cualquier sección de la línea principal de aire para instrumentos fuera del área física de la planta.

b.

Pérdida del flujo a través de cualquier conjunto de secadores de aire para instrumentos. Como se explicó anteriormente en el punto 5.2. “Falla de los servicios industriales como una causa de una sobrepresión”, se debe reducir la probabilidad de ocurrencia de estas fallas mayores a un grado bajo aceptable, con características de apoyo apropiadas. Los siguientes renglones requerimientos mínimos:

5.3.5

deberían

ser

considerados

como

los

c.

Compresores de aire múltiples con impulsores diferentes y arranque automático del equipo de repuesto.

d.

Secadores múltiples de aire para instrumentos.

e.

Arranque automático del sistema de aire para mantenimiento.

f.

Cabezales de distribución con circuitos en anillo.

Energía eléctrica para instrumentos – La falla de energía eléctrica para instrumentos se evalúa en una base similar a la descrita para falla de energía eléctrica y se debe incluir en las consideraciones normales para el




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dimensionamiento del alivio de presión, la falla del suministro de energía eléctrica a todos los instrumentos controlados desde una barra de distribución sencilla (“single bus bar”). Las características de confiabilidad deberían incluir el suministro eléctrico secundario selectivo a salas de control, con apoyo de generadores de emergencia o baterías para instrumentos críticos y computadoras de control. Los controles críticos deberían ser capaces de operar continuamente independientes de los computadores de control. 5.3.6

Combustibles – Los suministros de combustibles a calderas, hornos, impulsores de turbina de gas y máquinas, etc., se diseñan con características tales como combustibles múltiples, apoyo con vaporizadores de propano y un tanque de compensación de combustible líquido para promover la confiabilidad. La falla de cualquier combustible en particular a una unidad de procesos o instalación generadora de un servicio auxiliar se usa como base para evaluar una sobrepresión potencial.

5.3.7

Otros servicios industriales – La falla de otros servicios industriales tales como gas inerte a sellos y sistemas de purga, o aire comprimido (cuando el proceso lo usa), puede en algunos casos determinar los requerimientos de alivio de presión. Estos casos se evalúan en base a una falla de contingencia sencilla, en forma similar a las anteriores.

5.4

Mal funcionamiento de los equipos como una causa de sobrepresión Los componentes de los equipos están sujetos a falla individual debido a mal funcionamiento mecánico, en adición a fallas como resultado de la falta del suministro de algún servicio auxiliar. Tales componentes incluyen bombas, ventiladores, compresores, mezcladores, instrumentos y válvulas de control. El descontrol del proceso que resulta de un tal mal funcionamiento (por ejemplo la falla de una bomba de reflujo), puede a su vez resultar en condiciones de emergencia y en una situación potencial de sobrepresión. Estas contingencias deberían examinarse y deberían también evaluarse como se describe en el punto 5.6 de esta sección “Evaluación de Condiciones de Emergencia y Determinación de las Velocidades de Alivio”. Al aplicar estas reglas generalmente puede concederse crédito por condiciones de presión o temperatura que existan bajo las condiciones de alivio o de máxima presión.

5.5

Errores del operador como causa de sobrepresión Los errores de los operadores se consideran como una causa potencial de sobrepresión, aunque generalmente no se consideran las contingencias causadas por extrema negligencia o incompetencia. Casos de extrema negligencia que no se incluyen generalmente son: olvido de remover discos ciegos, vacío debido al bloqueo de un recipiente que trabaja con vapor durante una




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parada de mantenimiento, desvío de dispositivos de emergencia, operar con una válvula de bloqueo cerrada asociada con una válvula de alivio de presión y un grave desalineamiento del flujo de proceso durante un arranque. El cierre o apertura de válvulas que normalmente deben estar trabadas en la posición abierta (CSO) o trabadas en la posición cerrada (CSC) es considerado como un caso de extrema negligencia (Referirse al punto 5.13 sobre válvulas CSO bajo “Evaluación de las rutas de Presurización en el Diseño del Alivio de Presión). Un ejemplo típico de un error de un operador que debería ser considerado es la apertura o cierre de una válvula sin darse cuenta de lo que está haciendo. Las sobrepresiones posibles deben evaluarse como se describe en el punto 5.6 “Evaluación de la sobrepresión resultante de Condiciones de Emergencia y Determinación de las Velocidades de Alivio” de esta sección.

5.6

Evaluación de la sobrepresión resultante de condiciones de emergencia y determinación de las velocidades de alivio En los siguientes párrafos se describen una variedad de situaciones típicas de emergencia en una planta que puedan resultar de fallas de servicios industriales, mal funcionamiento de los equipos o descontroles de la planta y que pueden resultar en una sobrepresión de los equipos. Se incluyen lineamientos para la evaluación de esas condiciones de emergencia y la determinación de las velocidades de alivio.

5.6.1

Falla de control automático – Los dispositivos de control automático son generalmente actuados directamente por el proceso o indirectamente por medio de una variable de proceso, o sea, presión, flujo, nivel de líquido o temperatura. Cuando falla la señal de transmisión o el medio operativo, el dispositivo de control adoptará una posición totalmente abierta o totalmente cerrada de acuerdo con su diseño básico, aunque algunos dispositivos pueden ser diseñados para permanecer estacionarios en la última posición de control. Tales válvulas de control para “permanecer estacionarios”, sin embargo, tienden a moverse a la posición que favorece el proceso y esto debe tomarse en cuenta. Se debe también estudiar atentamente la falla de un elemento medidor del proceso en un transmisor o controlador sin una falla coincidencial de la energía de operación al elemento final controlado para determinar el efecto en este elemento. Sin embargo, al examinar un sistema de proceso en cuanto a causas potenciales de sobrepresión, se asume que cualquier dispositivo de control automático puede fallar en la posición abierta o cerrada independientemente de su acción ante la pérdida de su señal de transmisión o medio operativo. Cuando el diseñador establece el tamaño de una válvula de control, por ejemplo al seleccionar el Cv, se asume que una válvula de ese tamaño ha sido instalada. Si más adelante se aumenta el tamaño de la válvula de control, puede ser necesario revisar las consideraciones de alivio de la válvula PR.



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Acción en el caso de falla de aire de instrumentos o falla eléctrica – El suministro de aire para instrumentos y de electricidad debería ser diseñado para minimizar el riesgo de situaciones de emergencia que puedan resultar por su falla. Esto se logra generalmente especificando el cierre de válvulas de control en fuentes de entrada de calor, drenajes de agua y corrientes de alimentación y de productos. El bloqueo total hermético de los equipos de la planta de esa manera (en base a que cualquier sobrepresión resultante será aliviada por válvulas de alivio de presión apropiadamente diseñadas) se considera más seguro que la descarga descontrolada a tanques u otras unidades. Una válvula de control en un sistema de calentamiento debe generalmente ser ajustada para cerrar por falla a fin de eliminar la entrada de calor. Sin embargo, una válvula de control en un circuito de calentamiento, tal como una válvula de control de flujo de entrada a un horno, debe generalmente ser ajustada para abrir por falla para evitar un sobrecalentamiento. Del mismo modo, los circuitos de calor integrados deben ser cuidadosamente estudiados para determinar el efecto de la pérdida del enfriamiento o calentamiento. Por ejemplo, un sistema de circuito cerrado que usa para calentar y enfriar puede resultar en una entrada de calor aumentada si falla la corriente que remueve el calor.

2.

Análisis del sistema de válvulas de control – Para evaluar los requerimientos de capacidad de alivio de un sistema para cualquier contingencia sencilla (que no sea la falla de un servicios auxiliar que afecte el movimiento de una válvula), tal como el cierre o apertura de una sola válvula o falla de un servicio auxiliar, se asume que todas las válvulas de control en el sistema que abren bajo los efectos de las contingencia en consideración, permanecen en la posición requerida para el flujo normal del proceso. Por lo tanto, puede concederse un crédito por la capacidad normal de esas válvulas, corregida para las condiciones de alivio, con tal que el sistema aguas abajo sea capaz de manejar el aumento de flujo. Si bien algunos controladores pueden responder correctamente aumentando la apertura de las válvulas, el crédito de capacidad debe concederse sólo hasta la extensión correspondiente a su posición operativa normal. Esto evita decisiones subjetivas involucradas al evaluar los tiempos de respuesta y los efectos de los ajustes de los controladores, tales como banda proporcional, reajuste (“Reset”) y velocidad de acción. Esto es también compatible con la filosofía básica que establece que los instrumentos pueden no necesariamente operar en una situación de emergencia. En el caso de que una válvula cierre bajo la contingencia considerada no debe concederse ningún crédito por alivio a través de esa válvula.

3.

Falla de una válvula de control individual – Las siguientes fallas individuales de válvulas de control deberían incluirse en el análisis de




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sistemas de control para la determinación de los requerimientos de alivio de presión: a.

Falla en la posición totalmente abierta de una válvula de control que admite un fluido desde una fuente de alta presión a un sistema con una presión más baja.

b.

Falla en la posición totalmente abierta de una válvula de control que normalmente deja pasar líquido desde una fuente de alta presión a un sistema con una presión más baja, seguido de la pérdida de nivel de líquido en el recipiente aguas arriba y flujo de vapor de alta presión solamente.

c.

Falla de una válvula de control en la posición cerrada en la corriente de salida de un recipiente o sistema.

d.

Una válvula de control que falla abierta con su desvío abierto al mismo tiempo. En este caso, la velocidad de alivio y el orificio de alivio de presión deben basarse en la falla de la válvula de control con el desvío 50% abierto (basado en área) a 110% de la presión de diseño. Al analizar tales fallas individuales de válvulas de control debe considerarse la acción de otras válvulas de control del sistema, de acuerdo con el párrafo 2 anterior. En los dos primeros casos anteriores, puede concederse un crédito, donde aplique, por la reducción de la presión de una fuente de alta presión debido a la reducción del inventario neto durante el período que la presión del equipo aguas abajo esté subiendo para aliviar la presión. Sin embargo, las instalaciones de alivio de presión deben ser dimensionadas para manejar las condiciones de flujo “pico” calculadas.

4.

Consideraciones de capacidad especial – Aunque los dispositivos de control tales como válvulas de control operadas por diafragma, son especificadas y dimensionadas para condiciones operacionales normales, se espera también que ellos operen durante condiciones de trastorno operacional, incluyendo los períodos cuando los dispositivos de alivio de presión estén aliviando. Se debe seleccionar el diseño de válvula y capacidad del mecanismo operador de la válvula para asegurar la operación del tapón de la válvula de acuerdo con las señales de control durante las condiciones de presiones anormales. Cuando existen muchas discrepancias entre las condiciones normales y de emergencia se deben cubrir en la sección de Especificación de Diseño los requerimientos de más alta presión del mecanismo operador de la válvula. Al determinar los requerimientos de alivio de presión, se deberían calcular las capacidades de las válvulas de control para las condiciones de temperatura y presión de alivio, puesto que en muchos casos estas son significativamente diferentes de las capacidades a las condiciones




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operacionales normales. Los equipos aguas abajo deben ser analizados bajo las condiciones de alivio. 5.

5.6.2

Evaluación de la presurización y de la vía de escape de presión – Se debe hacer también referencia a “Evaluación de la ruta de Presurización en el diseño del alivio de presión” y “Evaluación de la ruta de Escape de presión en el diseño de alivio de presión” más adelante en esta sección, en los puntos 5.13 y 5.14 para una exposición complementaria de las válvulas de control como un factor en el diseño del alivio de presión.

Falla de enfriamiento en condensadores – En adición a la falla general del agua de enfriamiento descrita bajo “Falla de los Servicios Industriales como una Causa de Sobrepresión” se debe considerar la falla del flujo de agua de enfriamiento a cada condensador o enfriador individual. Normalmente no se concede ningún crédito por el efecto en un condensador de tubos y carcaza después de una falla de la corriente de enfriamiento, porque está limitada en el tiempo y depende de la configuración física de la tubería. Sin embargo, si el sistema de tuberías de proceso es anormalmente extenso y no aislado se debe considerar el efecto de la pérdida de calor a la atmósfera. 1.

Condensación total – El requerimiento de alivio es el flujo total de vapor que entran al condensador. Si se desea se puede conceder un crédito por la velocidad de alivio reducida cuando se recalcula una temperatura correspondiente a la nueva composición de los vapores a la presión de ajuste de la válvula de alivio de presión más la sobrepresión, y por la entrada de calor que prevalece en el momento del alivio. La capacidad de compensación del acumulador del tope a un nivel de líquido normal está típicamente limitada a menos de 10 minutos. Si la duración de la falla de enfriamiento excede el tiempo normal de sostenimiento del nivel, se pierde el reflujo y la velocidad de flujo de vapores del tope, su composición y temperatura pueden cambiar significativamente. Asimismo, la carga de vapores en el momento del alivio puede reducirse por debajo del flujo normal de diseño debido a la más alta presión que puede contrarrestar la vaporización en el momento de la sobrepresión. El “reventón” de un recalentador es un ejemplo de tal situación. En un caso tal pueden usarse las condiciones de diseño de la presión del vapor, en vez de la presión máxima del vapor que podría existir bajo condiciones de alivio de presión del sistema de vapor. Estos cambios pueden tomarse en cuenta, donde sea apropiado, tanto para el equipo involucrado como para los equipos aguas abajo.

2.

Condensación parcial – El requerimiento de alivio es la diferencia entre los flujos de vapores de entrada y de salida a las condiciones de alivio. El flujo de vapores de entrada debe ser calculado en la misma base que se estableció en el renglón 1. Si el reflujo cambia en cantidad o composición, el




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flujo de vapores que entra al condensador debe determinarse para las nuevas condiciones. 5.6.3

Falla de intercambiadores de aire – La pérdida de la capacidad de un intercambiador por aire puede resultar de una falla del ventilador o cierre inadvertido de las rejillas. 1.

Falla del ventilador – El efecto de la falla de un ventilador sobre la capacidad de transferencia de calor dependerá de la configuración de los ventiladores y de los haces de tubos. Para propósitos de diseño del alivio de presión se considera la contingencia sencilla de la falla de un ventilador (la falla de todos los ventiladores que resultaría de una falla eléctrica general, estaría incluida bajo las consideraciones de falla de los servicios industriales). Se puede conceder crédito por la transferencia continua de calor como resultado de la convección natural. Como una guía esta concesión puede ser 10% de la capacidad de diseño para el servicio de condensación y 30% de la capacidad de diseño para servicio de enfriamiento, aplicado sobre el área de los haces de tubos afectados por la falla del ventilador.

2.

5.6.4

Falla de las rejillas – El cierre inadvertido de las rejillas puede ser el resultado de una falla del control automático o de una falla mecánica de interconexión. El efecto sobre la transferencia de calor dependerá del grado de restricción del flujo de aire en la posición cerrada, y de la configuración de las rejillas en relación a los haces de tubos (por ejemplo, puede que las rejillas no hayan sido instaladas sobre todos los haces de tubo en un servicio dado). Para los efectos del diseño del alivio de presión se asume la contingencia sencilla del cierre de un juego de rejillas (la falla de todas las rejillas que resultaría de una falla general de aire para instrumentos o falla general eléctrica se incluye en las consideraciones de las fallas de los servicios industriales). Se puede conceder un crédito por la continuación de la transferencia de calor por medio del flujo de aire restringido. Como una guía se puede dar un crédito de 10% de la capacidad de diseño para servicio de condensación y 30% de la capacidad de diseño para servicio de enfriamiento, aplicado sobre el área de los haces de tubos afectados por la falla del juego de rejillas.

Condiciones especiales en un circuito cerrado – Cuando se aplica calentamiento o enfriamiento en un circuito cerrado (por ejemplo un sistema de aceite caliente o de refrigeración) se deben considerar las condiciones de sobrepresión que puedan ocurrir por pérdida del flujo del fluido, pérdida de la entrada de calor o de la remoción de calor. 1.

Falla del flujo de reflujo – En algunos casos la falla del reflujo (por ejemplo por causa de una bomba que se pare o el cierre de una válvula) causará la inundación de los condensadores, lo que es equivalente a la capacidad




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requerida de una válvula de alivio de presión por pérdida total del medio enfriante. Los cambios de composición causados por la pérdida de reflujo pueden producir propiedades diferentes de los vapores, que afectan la capacidad. Corrientemente una válvula de alivio de presión dimensionada para una falla total del medio enfriante será adecuada para esta condición, pero cada caso debe ser examinado con relación a los componentes particulares y el sistema involucrado. 2.

Falla del flujo en el circuito de una bomba circulante – El requerimiento de alivio es equivalente a la rata de vaporización causada por una cantidad de calor igual al calor removido en el circuito de flujo alrededor de la bomba. El calor latente de vaporización es el correspondiente a la temperatura y presión de las condiciones de la válvula de alivio de presión. Si aplica se puede considerar el agotamiento de los calentadores a vapor.

3.

Falla del flujo del medio absorbente – Para la absorción con aceite pobre generalmente no existe un requerimiento de alivio por falla del flujo de este aceite. Sin embargo, en una unidad donde pueden removerse grandes cantidades de vapores de entrada en el absorbedor, la pérdida del medio absorbente puede causar un aumento de presión que requiera alivio puesto que el sistema aguas abajo puede no ser adecuado para manejar el aumento de flujo. En tales casos debe analizarse el efecto del flujo de los vapores adicionales sobre los equipos aguas abajo.

4.

Pérdida del calor en un sistema de fraccionamiento en serie – En el fraccionamiento en serie, o sea cuando el flujo del fondo de la primera columna alimenta la segunda columna, y el flujo del fondo de la segunda alimenta una tercera, es posible que la pérdida de la entrada de calor a una columna cause la sobrepresión de la siguiente columna. La falta de calor resulta en que algunas de las fracciones livianas se queden en el fondo de la columna y sean transferidos a la columna siguiente como alimentación. Bajo estas circunstancias, por ejemplo, la carga de vapores del tope de la segunda columna puede consistir en su carga normal de vapores más las fracciones livianas provenientes de la primera columna. Si la segunda columna no tiene suficiente capacidad de condensación para la carga adicional de vapores puede tener lugar una presión excesiva.

5.

Entrada anormal del calor en el proceso – La capacidad requerida es el flujo máximo de generación de vapores a las condiciones de la válvula de alivio de presión, incluyendo todos los no–condensables producidos por el sobrecalentamiento, menos la condensación normal o el flujo de salida de vapores. En cada caso el diseñador debe considerar la conducta potencial de un sistema y cada uno de sus componentes. Por ejemplo, el combustible o la válvula de control del medio de calentamiento o la transferencia de calor por el lado de los tubos puede ser la consideración limitante. Consistente con las prácticas para otras causas de sobrepresión, se deben usar valores de




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diseño para cálculos como el del tamaño de la válvula. Sin embargo, se debe considerar la sobre–capacidad intrínseca, tal como la práctica común de especificar quemadores capaces de trabajar con un 125% del calor de diseño a la entrada del calentador. Esto no fija generalmente la capacidad de la válvula de alivio de presión. En los casos en que se instalan accesorios para limitar el movimiento del vástago de las válvulas, se debería usar la capacidad de la válvula totalmente abierta en vez de la capacidad al ajuste de límite. Para equipos de intercambio de calor del tipo tubos/carcaza, la entrada de calor se debería calcular en base a condiciones limpias en vez de condiciones de ensuciamiento. 5.6.5

Condiciones de emergencia en plantas integradas – En plantas integradas un descontrol del proceso en una unidad puede tener un efecto sobre otras unidades (por ejemplo, la pérdida del flujo en un circuito de bomba circulante que se usa como fuente de calor para recalentar otras columnas). Se deben considerar todas las posibilidades como esas y evaluar el potencial de una sobrepresión resultante. 1.

Entrada de calor anormal desde un recalentador – Los recalentadores se diseñan con una entrada de calor especificada. Cuando están nuevos o limpiados recientemente, puede ocurrir una entrada de calor adicional por encima del diseño normal. En el caso de una falla del control de temperatura, la generación de vapor puede exceder la habilidad del sistema de proceso para condensar o absorber de otra manera el aumento de presión, que puede ser también causado por no–condensables producidos durante el sobrecalentamiento.

2.

Acumulación de no–condensables – Los no–condensables no se acumulan bajo condiciones normales puesto que son desalojados con las corrientes de vapores del proceso. Sin embargo, en ciertas configuraciones de tubería es posible que se acumulen los no–condensables hasta el punto que un condensador sea bloqueado. Tal condición podría suceder si una válvula automática de control de venteo fallara en la posición cerrada por un lapso de tiempo. Este efecto es igual a una pérdida total del medio enfriante y por consiguiente no necesita ser considerada separadamente.

3.

Agua o hidrocarburos livianos en el aceite caliente – Aunque esta situación está presente como una causa potencial de sobrepresión, no existen métodos generalmente reconocidos para calcular los requerimientos de alivio de presión. En situaciones limitadas si se conocen la cantidad de agua presente y el calor disponible en la corriente de proceso, puede calcularse el tamaño de la válvula de alivio de presión como una válvula de vapor. Por ejemplo, en el caso de un acumulador de la corriente de alimentación caliente que opera por encima de 100°C, puede ser posible estimar la presión




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que se desarrollaría si se bombeara agua dentro del recipiente al caudal de alimentación normal. En la mayoría de los casos, sin embargo, la cantidad de agua no es conocida aún entre límites muy amplios. también, puesto que la expansión de volumen del estado líquido al de vapor es tan grande (aproximadamente 1400 veces a presión atmosférica) y la velocidad de generación de vapor es así mismo tan grande, es dudoso si una válvula de alivio de presión podría abrir lo suficientemente rápido para ser de utilidad, aunque un disco de ruptura podría proveer alivio. Puesto que los discos de ruptura no son muy prácticos, normalmente no se provee ningún dispositivo de alivio de presión para esta contingencia. Por lo tanto, el diseño y operación de un sistema apropiado de proceso, incluyendo las condiciones de arranque, son requerimientos muy importantes para eliminar esta posibilidad. Algunas de las precauciones que pueden tomarse son evitar los “bolsillos” colectores de agua, proveer trampas de condensado de vapor apropiadas y bloqueos dobles y drenajes en conexiones de agua a líneas de proceso calientes. Asimismo, no se deben instalar conexiones de retiro del fondo de recipientes con extensiones internas, que puedan atrapar el agua en el fondo del recipiente. Refiérase también a lo expuesto bajo “Operaciones con Asfalto y Tanques Atmosféricos”. 4.

Bloqueo de equipos por el colapso de partes internas, coque, etc.– Se deberían considerar contingencias tales como colapso de las partes internas del lecho de un reactor (como por ejemplo, las parrillas de un reactor de lecho fijo, lechos con catalizador coquizado, acumulación de partículas finas de catalizador, obstrucción de pantallas y coladores, líneas bloqueadas con coque, etc.) que pudieran presentarse para identificar situaciones de sobrepresión. El colapso de las partes internas de una columna fraccionadora es tan poco probable que generalmente no es una consideración de diseño.

5.

Válvula manual – La operación inadvertida de una válvula de bloqueo mientras la planta está en operación puede exponer los equipos a una presión que excede la presión máxima de trabajo permitida. Para propósitos de diseño se considera que sólo una válvula manual es abierta o cerrada y que los dispositivos de control están en su posición normal de diseño, como se describió anteriormente. Se requiere una válvula de alivio de presión si la válvula de bloqueo no está asegurada con cadena y candado o “car sealed” en su posición de abierta, y si el cierre de tal válvula puede resultar en una sobrepresión. Para las limitaciones del uso de válvulas “CSO”, refiérase al punto 5.14 expuesto bajo “Evaluación de la ruta de Escape de presión en el Diseño de Alivio de Presión” de esta sección.





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La cantidad de material a ser aliviada debería determinarse a las condiciones que corresponden a la presión de ajuste de la válvula de alivio más la sobrepresión y no a las condiciones de operación normales. Frecuentemente, resulta una disminución apreciable de la capacidad de la válvula de alivio de presión requerida cuando esa diferencia de las condiciones es bastante grande. Se debería también considerar el efecto de la caída de presión por fricción en la línea de interconexión entre la fuente de sobrepresión y el sistema que está siendo protegido, cuando se determina el requerimiento de capacidad. Si la válvula deja pasar un líquido que se evapora súbitamente al bajar la presión o el contenido de calor causa la evaporación del líquido, esto se debe considerar cuando se determina el tamaño de la válvula de alivio.

5.7

6.

Arranque, parada y operaciones alternas – Para propósitos de protección contra la sobrepresión no sólo se deben considerar las condiciones operacionales estables sino también las condiciones de un arranque, parada, lavado, regeneración, tipos de alimentación variables, operaciones restringidas y cualquier otra condición de operación posible que sea diferente de las normales.

7.

Aumento de la capacidad de la planta – Cuando se aumenta la capacidad de la planta, debe re–evaluarse todo el sistema de alivio de presión, aun si se han instalado equipos adicionales. Por ejemplo, una unidad que está operando a 120% de la capacidad de diseño puede requerir una capacidad de alivio de presión adicional.

Sobrepresión en componentes específicos del equipo Además del mal funcionamiento de componentes del equipo que puedan causar una sobrepresión operativa en equipos asociados (por ejemplo, una sobrepresión en un fraccionador debido a la falla del agua de enfriamiento o de la bomba de reflujo), algunos componentes del equipo están sujetos a sobrepresión por razones mecánicas. Tales componentes incluyen intercambiadores de calor, bombas, compresores, turbinas y hornos. En los siguientes párrafos se describe el diseño para la protección apropiada de esos componentes. 1.

Falla en los tubos de un intercambiador de calor – En un intercambiador de calor del tipo tubos/carcaza, los tubos están sujetos a falla debido a varias causas tales como choque térmico, vibración o corrosión. Cualquiera que sea la causa, el resultado es la posibilidad de que una corriente a alta presión sobrepresione el equipo en el lado de baja presión del intercambiador. El diseño económico normalmente requiere que la corriente a mayor presión fluya a través de los tubos, puesto que esto resulta en una carcaza más delgada, pero esto no es siempre el caso. Se deben conocer las relaciones de presión para permitir la evaluación apropiada de los resultados de la falla en los tubos. así también se debería




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determinar la capacidad del sistema de baja presión para absorber el alivio de presión. Es necesario cuantificar el posible aumento de presión, para determinar si se requiere alivio de presión adicional en el caso de que el flujo de alta presión se descargue en la corriente de baja presión, por causa de la rotura de un tubo. La base general de diseño es que el lado de baja presión de un intercambiador de calor debe ser protegido por medio de aparatos de alivio de presión, si la presión de diseño en el lado de baja presión es menor que dos tercios, la presión de diseño del lado de alta presión y también si la tubería en el lado de baja presión no puede soportar la descarga a través de un tubo roto sin exceder el valor de dos tercios la presión de diseño del lado de alta presión. Todo el sistema de baja presión debe ser examinado para sobrepresión potencial a través de un tubo roto. Si la decisión es aumentar la presión de diseño del lado de baja presión para eliminar la necesidad de una válvula de alivio de presión, es imperativo que todo el lado de baja presión sea verificado para asegurarse que la presión de diseño del lado de baja presión sea mayor o igual a dos tercios la presión de diseño del lado de alta presión. El efecto de cambios de temperatura en el lado de baja presión como resultado de un escape de presión en un tubo no se toma en cuenta generalmente cuando la temperatura de diseño del lado de baja presión es especificada, puesto que un aumento de temperatura se considera normalmente como una caso de esfuerzo permitido de corta duración. Sin embargo, en los casos de fractura por fragilidad, que podrían ocurrir en el lado de baja presión, existen varios procedimientos para minimizar el riesgo de la falla de un tubo (tales como el soldar los tubos a la placa de tubos y uso de un mejor material para obtener mayor resistencia contra la corrosión) que son una alternativa más aceptable a especificar materiales resistentes a la fractura por fragilidad, en toda la extensión del lado de baja presión. 2.

Bombas y equipos aguas abajo – Una válvula de alivio PR se requiere para una bomba cuando la presión de la bomba con la descarga cerrada es mayor que la presión de diseño de la tubería de descarga, del equipo aguas abajo o de la carcaza de la bomba. Las bombas de desplazamiento positivo normalmente requieren tal protección, mientras que en la mayoría de los casos las bombas centrífugas no la requieren. La capacidad de una válvula de alivio de presión en la descarga de una bomba debería ser igual a la capacidad de la bomba, excepto que para una bomba centrífuga con una curva de rendimiento conocida, puede aprovecharse la reducción de la capacidad de la bomba a medida que desciende en su curva de rendimiento, para también reducir el tamaño de la válvula de alivio de presión. La presión de descarga de una bomba centrífuga funcionando con la descarga cerrada, para determinar si los equipos aguas




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abajo necesitan protección con una válvula de alivio de presión, se calcula como se describe a continuación, a menos que se requieran presiones de diseño más altas debido a otras consideraciones diferentes a la presión de descarga de la bomba. Se debe hacer referencia también a los documentos PDVSA–MDP–02–P–06 “Calculos en Servicios de Bombeos” y PDVSA–MDP–02–P–08 “Bombas de Desplazamiento Positivo”. a.

Para una bomba centrífuga una obstrucción aguas abajo usualmente causa un aumento de la presión de succión, de modo que la presión de diseño para la carcaza de la bomba y el equipo aguas abajo, es normalmente la presión de succión máxima, más la presión diferencial máxima de la bomba que se desarrolla al cerrar la descarga totalmente. Cuando una obstrucción aguas abajo no causa un aumento de la presión de succión, la presión de diseño es la presión mayor entre (a) la presión de succión normal más la presión diferencial máxima de la bomba o (b) la presión de succión máxima de la bomba más la presión diferencial normal de la bomba. La determinación más exacta de la presión diferencial máxima de la bomba se hace por medio de la curva de rendimiento para la bomba en particular. Esa curva puede no estar disponible durante la fase de diseño, de modo que se pueden consultar curvas reales para bombas similares en servicios parecidos. Si esta información no está disponible, la presión diferencial máxima puede aproximarse usando al menos el 120% de la presión diferencial normal de la bomba. En tales casos, debe corroborarse el diseño cuando las curvas reales estén disponibles.

b.

La presión de diseño de una bomba reciprocante impulsada por vapor y la presión del equipo aguas abajo, se puede fijar como la máxima presión de proceso que el cilindro a vapor es capaz de producir a la presión máxima del vapor, en cuyo caso no se requieren instalaciones de alivio de presión. Sin embargo, en la mayoría de los casos no es económico fijar la presión de diseño del equipo aguas abajo, tan alta como esta máxima presión restrictiva. En estos casos se requeriría una válvula de alivio de presión para proteger el equipo aguas abajo contra la sobrepresión. Para bombas reciprocantes impulsadas por motores eléctricos, las válvulas de alivio de presión sirven para el doble propósito de proteger contra la sobrepresión a la bomba y a la tubería aguas abajo y además de proteger el impulsor contra una sobrecarga. El volumen PDVSA–MDP–02–P–08 “Bombas de Desplazamiento Positivo”, describe esta aplicación. Otras bombas de desplazamiento positivo tales como bombas rotativas de engranaje y de diafragma, requieren normalmente protección con una válvula de alivio de presión para ambos, la bomba y del equipo aguas abajo. Las válvulas de alivio de presión para todas las bombas de desplazamiento




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positivo deben tener una capacidad por lo menos igual a la capacidad de la bomba. Para cualquier bomba que requiera una válvula de alivio de presión para su protección o la de los equipos aguas abajo, la presión de ajuste de la válvula de alivio debe ser mayor que la presión de descarga normal de la bomba en 170 kPa (25 psi) o 10% de la presión de ajuste, cualesquiera de las dos que sea la mayor. Debe tenerse en cuenta, sin embargo, que en algunos casos puede ser deseable una presión de ajuste más elevada en la válvula de alivio de presión para asegurar un diferencial suficiente cuando la bomba va a ser operada bajo un flujo de bombeo más bajo que el del diseño normal. Esto reconocerá la más alta presión de descarga de la bomba bajo condiciones de bajo flujo. En el caso de las bombas reciprocantes, es deseable un diferencial mayor a un 10% debido a oleaje de presión. Las válvulas de alivio de presión de las bombas deberían descargar a un sistema cerrado. En muchos casos pueden ser convenientemente enviadas a la línea de succión o al recipiente de succión. 3.

Compresor y Equipos Aguas Abajo – Las válvulas de alivio de presión son requeridas por cualquier compresor donde la máxima presión que pueda ser generada durante oleaje o condiciones de descarga restringida exceda la presión de diseño de la tubería de descarga, equipo aguas abajo o carcaza del compresor. Para compresores centrífugos, es usualmente económico fijar la presión de diseño más baja que la máxima presión posible que el compresor pueda desarrollar y proporcionar una protección adecuada sobre la descarga con una válvula de alivio de presión. En algunos casos (por ejemplo, donde el flujo a través de la válvula de alivio de presión sería la descarga más grande, determinando así del tamaño de un sistema cerrado de disposición), puede ser ventajoso fijar la presión de diseño de la carcaza del compresor y del equipo aguas abajo igual a la máxima presión que puede ser generada en un punto de oleaje, asumiendo la más severa de las combinaciones de velocidad, peso molecular, presión de succión y condiciones de temperatura que puedan ocurrir como resultado de una contingencia sencilla. Sin embargo, esto generalmente no es lo deseable. Para los compresores de desplazamiento positivo, casi siempre se requieren válvulas de alivio de presión en la descarga. Generalmente, no es económicamente atractivo el confiar en la parada del compresor reciprocante, ya que las presiones de parada del impulsor son usualmente bastante altas en comparación con la presión de operación. Las carcazas en la etapa de baja presión y los circuitos interetapas en compresores multietapas centrífugos y de desplazamiento positivos no están normalmente diseñadas para la presión de descarga completa y deben estar también provistas con protección contra sobrepresión.




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La presión de ajuste para las válvulas de alivio de presión para compresores centrífugos debería ser mayor que la presión normal de operación en 170 kPa (25 psi) o 10% de la presión de ajuste cualesquiera de las dos que sea mayor. Sin embargo, en el caso de los compresores reciprocantes, un diferencial mayor a un 10% puede ser deseable debido a los oleajes de presión. Las válvulas de alivio de presión interetapas deberían ser ajustadas al menos tan altas como la presión de ajuste de salida del compresor, para evitar el levantamiento de la válvula durante paradas del compresor. La capacidad de una válvula de alivio de presión debería ser igual a la capacidad del compresor en condiciones de emergencia. Para compresores centrífugos la combinación del punto de ajuste de la válvula de alivio de presión y capacidad de alivio debería ser tal que evite condiciones de oscilación por causa de las condiciones anticipadas de emergencia, combinada con las variables operacionales. Las válvulas de alivio de presión de compresores deberían descargar a sistemas apropiados atmosféricos o cerrados y nunca a la succión de la máquina. 4.

Turbina de vapor – Se requiere una válvula de alivio de presión en la línea de entrada de vapor de agua para cualquier turbina de vapor, si la presión máxima de suministro de vapor es mayor que la presión de diseño de la entrada de la carcaza. La válvula de alivio de presión debería ser ajustada a la presión de diseño de la entrada de la carcaza y dimensionada para evitar la sobrepresión de la carcaza bajo condiciones de suministro de vapor totalmente abierto y flujo normal de escape de presión. La protección del lado de escape de presión de las turbinas de vapor depende de si están en servicio de condensación o están en servicio de no–condensables, como se expone a continuación:

a.

Turbina de condensación – El condensador y la carcaza del extremo de descarga de una turbina de condensación no son diseñados normalmente para soportar la presión total del suministro de vapor. Por lo tanto, en tales casos se debe proveer protección contra la sobrepresión que resultaría debido a pérdida del flujo de agua de enfriamiento u otra falla operacional. El tipo especial de válvula de alivio de presión que se instala normalmente para este propósito en el escape de presión de la turbina se ilustra en la Figura 1. No tiene un extremo con resorte y es normalmente sostenida en posición cerrada por las condiciones de vacío en el condensador, pero se requiere un suministro de agua fresca (no agua salada o sucia) para el sistema de sello. El suplidor del condensador usualmente especifica y provee la válvula de alivio de presión de acuerdo con las especificaciones de “Standards of the Heat Exchanger Institute, Surface Condenser Section”. Los flujos de alivio requeridos para estas válvulas de alivio de presión se basan en el flujo de vapor a la turbina y el tamaño apropiado puede




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corroborarse con la tabla siguiente la cual se ha extraído de los “Standards of the Heat Exchanger Institute”. Flujo Máximo de Vapor a la Turbina (kg/s) (1) <0.95 0,95–1.49 1.50–2.14 2.15–2.14 2.53–2.91

Tamaño Requerido de la Válvula de Alivio (mm2) 150 200 200 200 250

2.92–3.80 3.81–4.81 4.82–5.67 5.68–5.94

250 300 300 350

5.95–7.81 7.81–8.56 8.57–10.33 10.34–13.3

350 400 400 450

13.4–15.1 15.1–21.4 21.5–31.5 31.6–47.9

450 500 600 750

NOTA: Para convertir kg/s a lb/h, divida entre 1.2599x10–4. Para convertir mm a pulg, divida entre 25.4 b.

Turbina sin condensación – La carcaza de una turbina sin condensación no está normalmente diseñada para soportar la presión total de suministro de vapor en el extremo de descarga. Se requiere por lo tanto una válvula de alivio de presión en el extremo de descarga si la presión en cualquier parte de la carcaza puede llegar a exceder la presión de diseño como resultado del cierre de la válvula en dicho extremo, fluctuaciones de la contrapresión o contingencias similares. La válvula de alivio de presión debe descargar a la atmósfera y la presión de ajuste debería ser mayor que la presión de escape de presión normal en 170 kPa (25 psi) o 10% de la presión de ajuste, cualquiera de las dos que sea mayor.




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Más aún, la presión de diseño más baja de cualquier sección de la carcaza se debe especificar para que no sea menor que la presión a que puede ser sometida bajo las condiciones de alivio de la válvula de alivio de presión. Esto es necesario para dar margen para la caída de presión dentro de la carcaza. La válvula de alivio de presión debería ser dimensionada para dejar pasar el flujo normal de vapor a la turbina, pero puede concederse un crédito por el flujo de vapor que es retirado de una etapa intermedia de la turbina, si no fuera bloqueado por la misma contingencia como cierre del escape de presión. Las excepciones a los requerimientos anteriores aplican en los casos siguientes: a.

Las turbinas que descargan a la atmósfera a través de la tubería abierta sin válvulas no requieren protección contra la sobrepresión en el escape de presión.

b.

Las turbinas que descargan en una salida principal de vapor a través de una conexión en el tope o lateral no requieren protección contra la sobrepresión en el escape, con tal que la presión máxima de entrada del vapor no exceda 1000 kPa manométricas (145 psig), pero se debe proveer un letrero de advertencia en la válvula de escape de presión que indique la forma de manipular esta válvula. Debe instalarse también una válvula tipo centinela en la carcaza de la turbina para dar una advertencia audible. (NOTA: esto puede no ser permitido por códigos locales).

5.

Hornos y calderas – La sobrepresión puede producirse en los hornos y las calderas en dos formas: sobrepresión de la caja de combustión por ventiladores de tiro forzado o ruptura de tubos y sobrepresión de los tubos debido a pérdida del flujo del fluido o bloqueo de la salida, con el sobrecalentamiento resultante. 1.

Sobrepresión en la caja de combustión – La caja de combustión de un horno y calderas con tiro forzado está diseñada para soportar la sobrepresión que pueda generarse por los ventiladores con sus compuertas de tiro en posición cerrada de acuerdo con el documento PDVSA–MDP–05–F–05 “Precalentadores de Aire” y el Manual de Ingeniería de Diseño B–201–PR, “Calentadores de fuego directo”. Esto necesita comprobarse particularmente cuando se proveen ventiladores de tiro forzado y de tiro inducido, para descargar los productos de combustión a través de las instalaciones de recuperación de calor, puesto que pueden usarse presiones en los ventiladores mayores que las normales para vencer la caída de presión. En el caso de hornos de proceso de alta presión, la ruptura de un tubo puede ser también la causa de sobrepresión en la caja de combustión.



a.


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2.

Sobrepresión en el lado de vapor de una caldera – Todas las calderas sometidas a combustión están provistas de válvulas de alivio de presión dimensionadas para aliviar el flujo total de vapor en el caso del cierre de la salida normal de vapor de acuerdo con el Código ASME (“American Society of Mechanical Engineering”: Sociedad Americana de Ingenieros Mecánicos), Sección I “Power Boilers” (calderas de potencia) u otras regulaciones que aplican. La protección contra la sobrepresión para calderas de recuperación de calor de desecho se diseña de acuerdo con los requerimientos del “Código ASME” para recipientes a presión, siempre y cuando los recipientes satisfagan las definiciones del párrafo U–1(e) de la Sección VIII, División 1 del Código.

3.

Sobrepresión en los serpentines de un horno de proceso – El serpentín de cualquier horno en que el flujo del fluido de proceso puede ser interrumpido por el cierre inadvertido de una válvula en la salida del horno (por error del operador) está sujeto a sobrepresión potencial y falla de un tubo debido a sobrecalentamiento y consecuente reducción del nivel de esfuerzo permitido. A menos que puedan eliminarse efectiva– mente tales mecanismos de interrupción del flujo (que surgen de una contingencia sencilla), el horno debe ser provisto de una válvula de alivio de presión en la salida del serpentín. En aplicaciones como ésta, la válvula de alivio de presión funciona asegurando la continuidad del flujo a través del serpentín, así como también limitando la presión máxima. Es por lo tanto necesario que el sistema de alimentación sea capaz de proveer el flujo necesario a las condiciones de alivio de la válvula de alivio de presión. La sobrepresión y falla de un tubo puede también ser resultante del cierre de una válvula en el lado de entrada al horno o por falla de la bomba de alimentación, si el serpentín permanece presionado por el equipo aguas abajo. En estos casos, sin embargo, la sobrepresión ocurre a la presión de operación normal o por debajo de ella (debido al sobrecalentamiento en una condición de ausencia de flujo) y por lo tanto una válvula de alivio de presión no puede proveer la protección necesaria. Las características de diseño requeridas para evitar el sobrecalentamiento de los tubos de un horno y su sobrepresión consiguiente, son las siguientes:

Se deberían proveer alarmas de bajo flujo, cierre hermético del combustible inmediato a la pérdida del flujo del fluido de proceso y confiabilidad del flujo de alimentación al horno de acuerdo con el documento PDVSA–MDP–05–F–02 “Consideraciones de Diseño”. La alarma de bajo flujo y el cierre hermético del combustible proveerán alguna protección


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contra la falla de un serpentín debido a sobrecalentamiento por la pérdida del flujo de alimentación o cierre de la válvula de bloque en la entrada al horno. b.

Las válvulas de control en líneas de entrada al horno deberían abrir o permanecer estacionarias y luego moverse a la posición abierta, en un caso de falla de la señal o del medio actuante, con el fin de evitar el sobrecalentamiento del serpentín.

c.

Si se ha instalado una válvula de bloqueo en la entrada al horno, no se requiere una válvula de alivio de presión y la válvula de bloqueo no necesita ser del tipo CSO (válvula con dispositivo para bloquearla en la posición abierta). Sin embargo, si se instalan válvulas operadas manualmente o válvulas de control en cada paso de entrada al horno para proveer una distribución de la alimentación en un horno de pasos múltiples, se debería proveer una protección contra la pérdida del flujo de fluido en cualquier y cada pase en particular como sigue: 1.

Proveer un bloqueo del movimiento de la válvula hacia el cierre, o proveer un desvío abierto alrededor de cada válvula para que el flujo no pueda ser totalmente interrumpido, o

2.

Proveer indicador de flujo en cada pase con una alarma de bajo flujo. El bloqueo del movimiento hacia el cierre o desvíos deberían ser dimensionados para dejar pasar por lo menos el 25% del flujo de diseño a través de cada pase en particular. Asimismo, la alarma de bajo flujo y el cierre hermético del flujo de combustible deberían ajustarse para operar cuando el flujo disminuya al 25% del flujo de diseño. Si se provee una válvula de alivio de presión en la línea de alimentación al horno, la válvula debería ser ubicada aguas arriba del orificio que mide el bajo flujo de alimentación al horno y activa el cierre hermético del flujo de combustible, de modo que tenga lugar el cierre hermético del flujo de combustible si el horno es bloqueado en la salida.

d.

No usar válvulas de retención para aislar el horno. Consultar el documento PDVSA–IR–P–01. En caso de que exista una sola válvula de retención para aislar el horno, no requiere de dispositivo de alivio.

e.

Se requiere normalmente una válvula de alivio de presión en la línea de salida de un serpentín cuando tienen instalada una válvula de bloqueo que no puede ser del tipo CSO (válvula con dispositivo para bloquearla en su posición abierta), como por ejemplo, en una planta “Powerformer” o donde una válvula del tipo CSO no está permitida por códigos locales. La válvula de alivio de presión debería ser instalada preferentemente a la salida del




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serpentín, particularmente cuando la alimentación al horno es 100% de vapores. La válvula de alivio de presión debería ser diseñada para las condiciones de salida del horno, incluyendo una purga si es necesario para evitar la deposición de coque en la entrada a la válvula de alivio de presión. f.

Cuando se instala una válvula de bloqueo remota (VBR) en la salida de un horno para propósitos de aislamiento (bloqueo) de emergencia, según el documento PDVSA–IR–P–01, es necesario o bien proveer algún flujo a través de los tubos o interrumpir rápidamente el flujo de combustible a la caja de combustión para evitar la ruptura de un tubo en el caso de que la VBR sea cerrada inadvertidamente. Si bien se prefiere la instalación de una válvula de alivio de presión en la salida del serpentín, esto puede no ser siempre práctico, particularmente en hornos de alta presión debido a limitaciones de diseño de la válvula de alivio de presión. Por lo tanto, está permitido usar cualquiera de las dos alternativas siguientes (la válvula de alivio de presión es preferible): – Una válvula de alivio de presión: a. La válvula de alivio de presión puede instalarse como un desvío alrededor de la válvula VBR, o puede descargar a la atmósfera o a otro sistema cerrado. Debería ser dimensionada lo menos para 25% del flujo normal del horno y debería tener un punto de ajuste de 10% o 170 kPa manométricos (25 psig) por encima de la presión normal de operación, cualquiera de las dos que sea mayor. b. La fuente de alimentación al horno debe tener una característica de presión/flujo tal que por lo menos 25% del flujo normal sea mantenido a través del horno, si la válvula de bloqueo (VBR) es inadvertidamente cerrada y la válvula de alivio de presión se abre como consecuencia. Debe darse un margen para la caída de presión en el sistema debido al ensuciamiento. c. Si el equipo aguas arriba del horno está provisto de una válvula de alivio de presión, para protección contra la sobrepresión causada por el cierre de la descarga de una bomba o compresor, entonces el punto de ajuste debería ser lo suficientemente alto de modo que la válvula preferencialmente no abrirá, en el caso de que la válvula de alivio de presión en la salida del horno esté funcionando, para mantener el flujo. d. La válvula de alivio de presión debería ser diseñada para las condiciones a la salida del serpentín y debería incluir una purga si es necesario, para minimizar la deposición de coque en la entrada a la válvula de alivio de presión. – Cierre del Flujo de Combustible y del Flujo de Proceso – La válvula VBR debería tener instrumentación de modo que cuando el desplazamiento del vástago de la válvula alcance el 50% de la posición cerrada active lo siguiente:




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a.

Cierre del flujo de combustible a la caja de horno.

b.

Parada de las bombas de alimentación del horno o compresores.

Debe proveerse un desvío con una válvula del tipo CSC (válvula con un dispositivo para bloquearla en su posición cerrada) alrededor de la válvula VBR para pruebas durante la operación con el fin de asegurarse del funcionamiento de la válvula VBR.

5.8

Sobrepresión causada por reacción química En ciertos procesos pueden ocurrir reacciones de descomposición o cambios bruscos de la temperatura como resultado de una falla del flujo de alimentación o de enfriamiento, sobrecalentamiento de la alimentación, contaminantes o causas similares. Los procesos con hidrógeno a alta presión o las reacciones de metanación son algunos ejemplos. En otros casos el aire introducido para reaccionar químicamente, como decoquización o regeneración de cataliza– dores, pueden causar sobrecalentamiento si no son cuidadosamente controlados. El sobrecalentamiento puede resultar en sobrepresión debido a una reducción del esfuerzo permitido. Por lo tanto, el diseño debe incluir posibilidades de monitoreo y de control para evitar la eventualidad de reacciones de descomposición y reacciones disparadas sin control, puesto que los dispositivos de alivio de presión convencionales normalmente no pueden proveer protección contra esas contingencias. Las temperaturas de diseño deben especificarse con un margen suficiente por encima de la temperatura de operación normal, para permitir la detección de temperaturas anormales y la toma de medidas correctivas por medio de controles manuales o automáticos. Las características apropiadas de diseño pueden incluir control adelantado de la temperatura de la alimentación, alarmas de alta temperatura, cierres automáticos por alta temperatura para interrumpir el flujo de alimentación y abrir un venteo, a la atmósfera o a un sistema cerrado, monitoreo adecuado de las temperaturas a través de un lecho de catalizador, etc.



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Sobrepresión causada por temperaturas anormales Debe tomarse en cuenta la interrelación entre los esfuerzos permitidos (y de ahí la presión de diseño del equipo) y las temperaturas que pueden surgir durante los descontroles operacionales, emergencias, arranque y parada. Los efectos de la alta temperatura en algunas contingencias particulares se presentan en el punto 5.11 “Incendio Como una Causa de Sobrepresión”, y el punto 5.8 “Sobrepresión Causada por Reacción Química”. Deben también evaluarse las bajas temperaturas que puedan resultar de condiciones ambientales, autorefrigeración, etc., para asegurarse de que los recipientes que puedan estar sometidos a temperaturas por debajo de las temperaturas de transición de fragilidad, sean diseñados de tal modo que los esfuerzos permisibles bajo estas condiciones no son excedidos. Este tópico se explica en detalle en el documento PDVSA MDP–01–DP–01 “Temperatura y Presión de Diseño”.

5.10

Sobrepresión causada por expansión térmica 1.

Sobrepresión por expansión térmica – Las líneas o equipo que puedan estar llenos de líquido bajo condiciones de ausencia de flujo y que pueden calentarse mientras están totalmente bloqueados (encerrados entre válvulas), deben ser provistos de algún medio para aliviar la creciente presión por efecto de la expansión térmica del líquido contenido. Debe considerarse la radiación solar así como otras fuentes de calor. Las líneas o equipo que están más calientes que la temperatura ambiente cuando se bloquearon y que no pueden de otra manera ser calentados por encima de la temperatura a la cual se bloquearon, no necesitan protección contra la expansión térmica del líquido. Los siguientes son ejemplos de algunos mecanismos de expansión térmica:

a.

Tuberías y recipientes que son bloqueados (encerrados entre válvulas) con líquido en su interior y después calentados por líneas trazadoras de calentamiento, serpentines o por transferencia de calor desde la atmósfera u otros equipos.

b.

Un intercambiador de calor bloqueado por el lado “frío”, con flujo sin interrupción en el lado “caliente”. Esta situación puede ocurrir algunas veces durante la operación normal. Por ejemplo, considérese el caso de un tren de intercambiadores de calor en que la alimentación a la planta es pre–calentada por intercambio de calor con productos calientes, con la alimentación fluyendo desde una bomba (que tiene una válvula de retención en la descarga), a través de los intercambiadores a un tambor de vaporización instantánea. Un controlador de nivel en el tambor de vaporización opera una válvula de control entre el tren de intercambiadores y el tambor de vaporización: así que se si la válvula de control cierra, el sistema de alimentación queda bloqueado y sujeto a expansión térmica.




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c.

Tuberías o recipientes bloqueados totalmente mientras están llenos de líquido a, o por debajo, de la temperatura ambiente y después calentados por radiación solar directa. Los sistemas criogénicos y de refrigeración deben ser particularmente examinados respecto a esta contingencia.

2.

Método de protección contra sobrepresión, causada por expansión térmica – Puede proveerse protección contra la sobrepresión causada por expansión térmica por medio de los siguientes métodos:

a.

Instalación de una válvula de alivio de presión.

b.

Adición de un pequeño desvío abierto alrededor de una de las válvulas de aislamiento (bloqueo), que podría ser usada para bloquear totalmente el equipo.

c.

Asegurarse de que los equipos totalmente bloqueados sean drenados de líquido. Nota: los puntos b y c pueden no ser permitidos por códigos locales.

3.

Aplicaciones de la protección contra la sobrepresión por expansión térmica – La protección contra la sobrepresión causada por expansión térmica se debería incluir en aplicaciones específicas de acuerdo con lo siguiente:

a.

Intercambiador de calor – Los intercambiadores del tipo carcaza/tubos o de doble tubo, en que el lado más frío puede ser bloqueado estando lleno de líquido sin interrupción del flujo en el lado caliente, debe ser protegidos por cualquiera de los siguientes métodos: • Una válvula de drenaje operada manualmente con un letrero de advertencia, cuando hay dos válvulas de bloque localizadas en el intercambiador. Si ambas válvulas de bloque no están localizadas en el intercambiador debe usarse el método (b) o (c) siguientes: • Un pequeño desvío permanentemente abierto alrededor de una de las válvulas de bloque. Refiérase al Manual de Ingeniería de Diseño “Safety relief protection systems”. • Instalación de una válvula de alivio de presión. Si se provee un desvío o una válvula de alivio de presión de presión, está debe también tener suficiente capacidad para aliviar los vapores generados por el flujo frío, por entrada de calor desde el lado caliente bajo las condiciones de flujo de diseño, si la vaporización pudiera también causar la sobrepresión del lado frío. Debe notarse que una válvula de retención ubicada en la tubería aguas arriba del lado más frío de un intercambiador de calor se considera como una válvula de bloqueo.



b.


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Tuberías – Las secciones de tubería en cualquier servicio de líquido dentro o fuera del área de la planta, que pueden ser bloqueadas totalmente mientras están llenas de líquido, y ser sometidas a expansión térmica por un calentamiento posterior, deben ser protegidas por el método siguiente: • Un pequeño desvío alrededor de una de las válvulas de bloqueo según lo especificado en el Manual de Ingeniería de Diseño “Safety relief protection systems” (el desvío debe ser de 25 mm (1 pulg.) de diámetro con una válvula de retención. Este método es sólo aplicable donde el escape a través del desvío es aceptable) o si no por medio de: • La provisión de medios para retirar el líquido de modo que la línea no permanezca llena de líquido. Debe notarse que secciones cortas de tuberías que contienen líquido, dentro o fuera del área de la planta, que puedan ser bloqueadas, no necesitan generalmente válvulas para el alivio térmico puesto que normalmente están disponibles un drenaje manual y un medio seguro de drenaje. Tales secciones cortas de tubería incluirían esas entre válvulas de aislamiento en estaciones de válvulas de control, múltiples de tuberías en bombas, etc., y son de una longitud menor de 30 m (100 pie). También, el escape a través de una válvula de retención es usualmente suficiente para compensar la expansión térmica debida a calentamiento solar.

c.

Recipientes – Todos los recipientes y equipo que puedan ser bloqueados mientras están llenos de líquido y sujetos a calentamiento posterior y por tanto a expansión térmica por cualquiera de los mecanismos descritos en el párrafo (1) anterior, deben ser protegidos por cualquiera de los métodos descritos anteriormente para tuberías, o sea: • Válvula de alivio de presión, o bien, • Un pequeño desvío alrededor de una de las válvulas de bloque, o bien, • Medios para drenaje del líquido. En los casos en que los recipientes son provistos de válvulas de alivio de presión para la protección contra la sobrepresión por exposición a un incendio, o por una contingencia de falla operacional, no se requiere protección adicional contra la expansión térmica.

d.

Válvula de control – Se considera que las válvulas de control con doble asiento dejan pasar suficiente flujo de escape de presión para que los equipos bloqueados por tales válvulas, no necesiten ser provistos de protección contra la expansión térmica.

4.

Detalles de instalación para una válvula de alivio de presión para prevención de la expansión térmica




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a.

Las válvulas de alivio de presión para protección contra la expansión térmica deberían ser especificadas con un punto de ajuste tan alto como sea posible por encima de la presión operacional a fin de evitar descargas inadvertidas o por descuido. Debe seguirse el Código “ASME” para recipientes. Cuando la válvula de alivio de presión se instala solamente para propósitos de alivio por expansión térmica en sistemas de tuberías, es deseable un ajuste de hasta 1.33 veces la presión de diseño del componente del equipo que se protege (especificación ANSI B–31.3), siempre y cuando la duración de la sobrepresión no exceda 10 horas de una sola vez, o 100 horas en un año y si lo permiten los códigos locales. Sin embargo, debe concederse un margen por la contrapresión si la válvula de alivio de presión descarga a un sistema cerrado, de modo que no se exceda el valor de 1.33 veces la presión de diseño.

b.

No es fácil determinar el requerimiento de capacidad, pero puesto que el volumen a descargar para aliviar la presión es pequeño, puede especificarse normalmente una válvula de alivio de presión de tamaño nominal 15 mm (3/4 pulg.) por 25 mm (1 pulg.), particularmente cuando sólo está involucrado el calentamiento solar. Deben considerarse tamaños más grandes para tuberías de gran diámetro tendidas sobre la superficie del terreno y no aisladas térmicamente, así como también para recipientes llenos de líquidos e intercambiadores de calor. (No debería olvidarse el tomar en cuenta las presiones generadas por vaporización, así como también la expansión del líquido).

c.

Una válvula de alivio de presión contra la expansión térmica puede ser instalada en cualquier punto conveniente en el equipo o tubería que esté protegiendo. En muchos casos la ubicación será determinada por la disponibilidad de una ruta de descarga apropiada.

d.

Para ubicaciones en el sitio de la planta la válvula de alivio de presión que provee protección contra la expansión térmica y que alivia líquido debe descargar a un sistema cerrado, si el líquido dentro del sistema está a una temperatura por encima de 315°C (605°F) o está por encima de su punto de inflamación. Ese sistema cerrado puede ser un cabezal de mechurrio o un equipo en el lado opuesto de una de las válvulas de bloqueo. Las válvulas de alivio de presión para la protección contra la expansión térmica ubicadas en el sitio de la planta y que alivian líquido pueden descargar a la atmósfera a nivel del suelo en una ubicación segura tal como una alcantarilla de recolección de agua sucia (como se detalla en el Manual de Ingeniería de Diseño “Safety relief protection systems”), con tal que el líquido en el sistema esté a una temperatura menor de 315°C (605°F), y por debajo de su punto de inflamación. Materiales que están a una temperatura mayor que su punto de inflamación pueden descargarse a una cloaca si la cantidad es pequeña




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(menor de 100 dm3) (26 galones) y la densidad del material es mayor de 710 kg/m3 (44 lb/pie3).

5.11

e.

En ubicaciones fuera del área de la planta las válvulas de alivio de presión para protección contra la expansión térmica pueden descargar al cabezal de un mechurrio aguas arriba de un tambor separador, si está disponible, o a equipos (por ejemplo un tanque) en el lado opuesto de una de las válvulas de bloqueo, o a la atmósfera. Las descargas a la atmósfera deben ser a nivel del suelo en una ubicación segura.

f.

Válvulas de alivio de presión para la protección contra la expansión térmica en ubicaciones dentro o fuera del área de la planta, que alivian fluidos tóxicos (Sustancias tóxicas: “Aquellos materiales que por sus propiedades químicas pueden producir efectos nocivos, reversibles o irreversibles, cuando han sido absorbidos o introducidos en un organismo viviente”), deben descargar a un sistema cerrado adecuado.

g.

Cada válvula de alivio de presión para protección contra la expansión térmica debería ser provista de una válvula del tipo CSO en la entrada (válvula con dispositivo para bloquearla en posición abierta) y también de una válvula tipo CSO en la salida (en el caso de una descarga cerrada), con el fin de permitir el aislamiento del sistema para propósitos de inspección y de prueba, si lo permiten los códigos locales.

Incendio como Causa de una Sobrepresión Los equipos en el área de una planta que maneja fluidos inflamables estén sujetos potencialmente a ser expuestos a un incendio externo, lo cual puede conducir a una sobrepresión resultante de la vaporización de los líquidos contenidos. Este riesgo puede existir aun para componentes del equipo que contienen materiales no inflamables. 1.

Equipos a Ser Protegidos – Todos los recipientes sujetos a riesgo de sobrepresión por incendio deben ser protegidos mediante válvulas de alivio, con las siguientes excepciones:

a.

No se requiere una válvula de alivio de presión para proteger contra incendios cualquier recipiente que normalmente no contiene o contiene muy poco liquido, puesto que la falla de la carcaza debido a un sobrecalentamiento ocurriría aun si se ha provisto dicha válvula. Algunos ejemplos son los tambores separadores de gas combustible y los tambores separadores en la succión de compresores. (Nota: algunos códigos locales requieren protección con válvula de alivio de presión para el caso de ”tambores secos”). Si se requiere una válvula de alivio para las condiciones de un ”tambor seco” se puede usar el procedimiento de dimensionamiento descrito bajo el API RP–520.




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b.

Tambores y columnas de 0.6 m (2 pie) y menos de diámetro, construidos de tuberías, accesorios de tuberías o su equivalente no requieren válvulas de alivio para su protección contra incendios en base a que las tuberías no son provistas de protección contra sobrepresión a causa de esta contingencia. Se requieren válvulas de alivio en estos recipientes, sin embargo, si la sobrepresión puede resultar de otras contingencias que no sean incendio.

c.

Los recipientes interconectados puede ser considerados como una unidad para propósitos de alivio de presión si las tuberías y las válvulas entre ellos cumplen con los criterios delineados en la sección 5.14 “Evaluación de la ruta de escape de presión en el diseño de alivio de presión”, en este mismo documento. Excepto en el caso de situaciones especiales, no se proveen dispositivos de alivio de presión para exposición a incendio de intercambiadores de calor, enfriadores por aire, o tuberías, ni tampoco se incluyen las superficies expuestas de esos renglones en el cálculo de la entrada total de calor por exposición a un incendio. Situaciones especiales pueden ser congestión y espaciamiento sub–estándar, o equipos mucho más grandes que lo normal con un inventario normal de liquido por encima de alrededor de 4 m3 y/o que representa más del 15% de la superficie total en contacto con el líquido en el sistema al cual está directamente conectado para alivio de presión.

2.

Determinación de los Flujos de Alivio y Area de Riesgo – Al calcular las cargas de calor como resultado de incendio de los diferentes recipientes, se asume que los vapores son generados por la exposición al incendio y que el calor es transferido a los líquidos contenidos a las condiciones operacionales. El procedimiento de cálculo se describe posteriormente. Para determinar la capacidad de la válvula de alivio para varios recipientes interconectados, cada recipiente debe ser calculado separadamente, en vez de determinar la entrada total de calor en base a la suma de las superficies humedecidas de todos los recipientes. No se consideran los vapores generados por la entrada de calor normal del proceso o compresión, etc. No se da ningún crédito para cualquier vía de escape de la carga de vapores generados por el incendio que no sea a través de la válvula de alivio (que puede ser una válvula de alivio común para más de un recipiente interconectado). Tampoco se da ningún crédito por la reducción de la carga de calor generada por el incendio debido al funcionamiento continuo de condensadores y enfriadores. A fin de determinar la capacidad total de vapores a ser aliviada cuando varios recipientes están expuestos a un incendio sencillo, el área de procesos se considera dividida en un número de áreas sencillas de riesgo de incendio. Referirse al documento PDVSA–MDP–08–SA–01 para la definición de un área de riesgo de incendio. API RP 521 indica, en su sección 5.2.2, que, en ausencia de otros factores controlantes, la consideración de un área sencilla




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de riesgo de incendio debería estar limitada a un área de terreno entre 230 a 460 m2 (2500 a 5000 pies2). La colocación de los equipos de la planta debe ser diseñada de acuerdo con los estándares de espaciamiento (referirse al documento PDVSA–MIR–IR–M–01 “Separación entre equipos e Instalaciones”) y debe incluir la accesibilidad para el combate de incendios. Las áreas de riesgo de incendio se establecen mediante la provisión de vías de acceso o espacios libres de por lo menos 6 m (20 pie) de ancho por todos los lados, los cuales permitan el acceso de todos los equipos de combate de incendios en todas las partes del área y limiten así la propagación del incendio. El espacio libre por debajo de las líneas de tuberías si es mayor de 6 m (20 pie) de ancho, se considera una separación aceptable entre áreas con riesgo de incendio. Sin embargo, un área de riesgo de incendio sencillo no necesita extenderse más de 465 m2 (5000 pie2) con tal que el área incluya la combinación más severa de cargas originadas por incendio dentro de un módulo de área que razonablemente podría estar involucrada en un incendio real. El uso de formas de módulo no comunes tales como por ejemplo, una ”T”, debe evitarse. La base para lo anterior es que un incendio que involucre un área más grande seria de tal magnitud que las fallas de tuberías o de otros equipos proveería medios adicionales de alivio de la presión. Aún cuando cada caso debe analizarse por separado, siguiendo las indicaciones del párrafo anterior, se recomienda considerar el área sencilla de riesgo de incendio, la cual se considera que razonablemente estará totalmente involucrada en un incendio sencillo, como un área circular con un diámetro de 21 m (69 pies), o un área limitada por espacios abiertos de 6 m ó más de ancho, que cubra un máximo de 460 m2 (5000 pies2) Cuando ocurre un incendio se supone que todo el flujo de los fluidos hacia o desde el área de riesgo ha sido interrumpido. Por lo tanto, cargas de flujo originadas por fallas de válvulas de control o corrientes de alimentación que entran no son aditivas a las cargas originadas por el incendio. No se da ningún crédito por la salida de flujos a través de las vías normales puesto que pueden estar bloqueadas durante la emergencia del incendio. La carga total por el incendio se calcula para cada área de riesgo de incendio y se usa para determinar la descarga más grande del riesgo sencillo. Donde el tamaño de un cabezal de descarga cerrado es fijado por los requerimientos de capacidad de alivio por fuego puede tomarse ventaja para reducir el requerimiento suministrando protección o aislamiento a prueba de incendio en recipientes con altos inventarios de líquidos, como se describe en el documento PDVSA–MIR–IR–C–03 “Revestimientos contra Incendios”. La duración de un incendio depende de muchos factores: las instalaciones disponibles para combatir incendios, la preparación del personal para combatirlos, la disponibilidad de fácil acceso al lugar del incendio, etc. En




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general, las instalaciones de PDVSA, cumplen con estrictas normas de seguridad para que, si se sucede una emergencia por incendio, éste pueda sofocarse rápida y eficientemente. API RP 521, en su sección 3.15.2.2, considera que un razonable tiempo de exposición a fuego de cualquier equipo, en lugares donde se tienen las instalaciones necesarias para combatir incendios, personal adecuadamente entrenado para combatirlos, y un fácil acceso al lugar del incendio, es de 20 minutos a una hora. Para efectos de trabajo preliminar, se supondrá que un incendio no durará más de una hora, al menos que se consideren hechos de sabotaje. 3.

Protección de los Recipientes Contra la Exposición a un Incendio en Añadidura al Alivio de Presión – Las válvulas de alivio de presión no pueden proteger a un recipiente que se sobrecalienta localmente en su superficie no humedecida, aunque en realidad evitan que la presión suba más allá de la presión de acumulación de la válvula. Sin embargo, en tales casos el recipiente puede ser protegido efectivamente contra una falla por uno de los dos métodos siguientes para mitigar los efectos de un incendio:

a.

Reducción de la Presión por Despresurización – La reducción de la presión en un recipiente expuesto a un incendio tiene la ventaja de no sólo reducir los esfuerzos sobre el metal a un valor que no resulte en una falla, sino que también reduce apreciablemente la cantidad de combustible que alimentaria el incendio. La aplicación y el diseño de sistemas de despresurización (purga de vapor) en emergencias se describe en el documento PDVSA–MIR–IR–P–01 “Paradas de Emergencia, bloqueo, despresurización y venteo de plantas y equipos”.

b.

Limitación Efectiva de la Entrada de Calor – La aplicación de agua contra incendios desde instalaciones fijas y móviles es el método primario de enfriar los equipos expuestos a un incendio. Estas instalaciones se describen en el documento PDVSA–MIR–IR–M–03: “Sistema de Agua contra Incendio”. Protección adicional por medio de sistemas fijos de chorro o de regadera de agua, o protección a prueba de incendio se aplican en áreas de riesgo particularmente de alto de incendio, como se describe en los documentos IR–M–03 y IR–C–03, respectivamente. Sin embargo, en el dimensionamiento de las válvulas de alivio, no se confiere ningún crédito por reducir la entrada de calor mediante la aplicación de agua para enfriamiento, puesto que no se le puede considerar 100% efectiva en todas las condiciones de los posibles tipos de incendios.

4.

Determinación de las cargas de vapor de recipientes que contienen líquidos y que están expuestos a un incendio.– A continuación se describe el procedimiento para calcular los caudales de alivio requeridos. Paso 1. Cantidad de calor absorbida – La cantidad de calor absorbida por un recipiente expuesto a un incendio abierto es notablemente afectada por el combustible que produce y/o alimenta al incendio, el grado en que el fuego


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envuelve al equipo bajo estudio, tamaño y carácter de la instalación, y las medidas de protección contra incendio. Estas condiciones se evalúan mediante la ecuación siguiente, bajo la premisa que existen las instalaciones adecuadas (y el personal adecuado para actuar rápidamente) para combatir incendios, y el drenaje adecuado para alejar el material inflamable del foco del incendio: Q + F 1 F A 0.82

Ec. (1)

donde:

Q

=

A F F1

= = =

Absorción de calor total (entrada) por la superficie humedecida Superficie total humedecida Factor Ambiental Factor cuyo valor depende de las unidades usadas

En unidades SI


kW

BTU/h

m2 adim. 43.19

pies2 adim. 21000

Cuando no existen las instalaciones adecuadas (y el personal adecuado para actuar rápidamente) para combatir incendios, y el drenaje adecuado para alejar el material inflamable del foco del incendio, la ecuación a emplear es: Q + F 2 A 0.82

Ec. (2)

donde:

Q

=

A F2

= =

Absorción de calor total (entrada) por la superficie humedecida Superficie total humedecida Factor cuyo valor depende de las unidades usadas

En unidades SI


kW

BTU/h

m2 70.96

pies2 34500

Factor Ambiental – El valor F depende de la conductancia térmica del aislante térmico del recipiente; otros efectos ambientales se ignoran.





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La conductancia es la conductividad térmica dividida por el espesor del aislante. La conductividad térmica a ser usada aquí es a la temperatura media entre 900°C (1650°F) y la temperatura de proceso que se espera a las condiciones de alivio. Se sugiere una temperatura media conservadora de 540°C (1000°F). Generalmente, no puede concederse ningún crédito por la disponibilidad de regadera de agua o sistemas de diluvio al dimensionar sistemas de válvulas de alivio de presión. El suministro de suficiente agua para absorber la mayor parte del calor por radiación se hace poco práctico para la mayoría de las instalaciones. El esfuerzo debe concentrarse en proveer suficiente agua al exterior de un recipiente expuesto a un incendio, para mantener la temperatura del metal por debajo de un punto en que pueda ocurrir una falla. Un clima de invierno, vientos fuertes, sistemas tapados, suministro de agua no confiable y condiciones de la superficie del recipiente, son los factores que pueden impedir una cobertura con agua adecuada, así que no se recomienda ninguna reducción del factor ambiental. Los valores de Factor Ambiental a usar en la Ec. (1), de acuerdo a las recomendaciones del API RP521, Tabla A–3, son los siguientes:

Tipo de Instalación / protección contra fuego

Factor Ambiental, F

Recipiente desnudo 1.0 Recipiente aislado contra fuego, con los siguientes valores de conductancia (Supone aislamiento que soporte el chorro de las mangueras contra incendio) KW/m2 °C (BTU/h pie2 °F) (4) 0.3 (2) 0.15 (1) 0.075 (0.67) 0.05 (0.5) 0.0376 (0.4) 0.03 (0.33) 0.026 Sistemas de enfriamiento con agua sobre 1.0 recipientes desnudos Instalaciones de Despresurización y Vaciado de 1.0 recipientes

A menos que el sistema de aislamiento cumpla los requerimientos para soportar las llamas y el choque de la corriente de la manguera contra incendio detallados en el documento PDVSA–MIR–IR–C–03 “Revestimientos contra Incendios”, debe usarse un valor de F = 1.0.




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Nótese que las consideraciones económicas favorecerán en algunos casos la provisión de aislamiento adicional (más allá de la requerida para conservación del calor), a fin de reducir la capacidad requerida del sistema de alivio de presión cuando el caso controlante de diseño es por consideraciones de incendio. Superficie Húmeda Expuesta a Incendio – La superficie húmeda A usada para calcular la absorción de calor para una situación práctica de incendio, se toma normalmente como la superficie total húmeda dentro de 7.5 m (25 pie) por encima del nivel del suelo. El ”nivel” usualmente se refiere al nivel del piso, pero también debe considerarse cualquier otro nivel al cual puede sostenerse un incendio de grandes proporciones, tal como una plataforma. En el caso de recipientes que contienen un nivel variable de liquido se considera el nivel promedio. Las interpretaciones especificas de A a usarse para varios recipientes son como sigue: 1.

Tambores Horizontales Menos del 50 % lleno (hasta el nivel alto normal de liquido). Se usa la superficie del recipiente húmeda hasta el nivel alto normal de liquido sin tomar en cuenta la distancia por encima del nivel del suelo. Más del 50 % lleno (hasta el nivel alto normal de liquido). Se usa la superficie total del recipiente dentro de una distancia de 7.5 m (25 pie) desde el nivel del suelo o hasta el plano ecuatorial del recipiente, cualquiera de las dos que sea mayor.

2.

Tambores Verticales – Se usa la superficie húmeda dentro de una distancia de 7.5 m (25 pie) a partir del suelo, basada en el nivel normal de liquido. Si todo el recipiente está 7.5 m (25 pie) o más por encima del nivel del suelo sólo necesita incluirse el nivel de liquido contenido en la tapa inferior del recipiente.

3.

Fraccionadores y Otras Columnas – Un nivel equivalente a columna vacía es calculado sumando la retención de liquido en las bandejas al nivel normal de liquido en el fondo de la columna. Se usa la superficie húmeda por este nivel equivalente y que esté dentro de 7.5 m (25 pie) desde el nivel del suelo. Se incluirá el nivel del rehervidor en este nivel equivalente si dicho aparato forma parte integral de la columna.

4.

Esferas y Esferoides de Almacenaje – Se usa la superficie total expuesta dentro de 7.5 m (25 pie) desde el nivel del suelo o hasta la elevación del diámetro horizontal máximo, cualquiera de los dos que sea mayor.

5.

Almacenamiento en General – Se usa la superficie húmeda dentro de una distancia de 7.5 m (25 pie) a partir del suelo, basada en el nivel normal de liquido. Para Tanques con presión de operación igual o por debajo de 1.03 barg (15 psig), ver API estándar 2000.


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6.

REVISION

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Intercambiadores de Calor, Intercambiadores por Aire y Tuberías – Estos equipos no son normalmente considerados para establecer la superficie húmeda de recipientes expuestos en un área con riesgo de incendio. Sin embargo, pueden haber situaciones especiales, tales como congestión o espaciamiento grande sub–estándar, o un componente de equipo grande no usual, tal como un rehervidor con una retención de liquido de 4 m3 (1000 galones) o más, que ameriten su inclusión.

Paso 2. Velocidad de Alivio de Vapores – Toda absorción de calor por exposición a un incendio se considera como calor latente y no se concede ningún crédito por la capacidad de calor sensible del fluido dentro del recipiente. La rata de alivio de vapores (W) se calcula con la fórmula: donde: W + QńL

W Q

= =

L

=

Flujo másico de vapores a aliviar Absorción de calor total (entrada) por la superficie humedecida Calor latente de vaporización del liquido en el recipiente, evaluado a la presión existente en la entrada de la válvula de alivio de presión, bajo condiciones de descarga total

Ec. (3) En unidades SI


kg/s kW

lb/h BTU/h

kJ/kg

BTU/lb

Los vapores a ser aliviados son aquellos que están en equilibrio con el líquido bajo las condiciones existentes cuando la válvula está aliviando a su capacidad máxima. No debe pasarse por alto que la composición de los vapores y del líquido pueden cambiar a medida que se alivian vapores del sistema; las temperaturas y valores del calor latente pueden cambiar. Los valores del calor latente y peso molecular a ser usados para calcular la rata de vaporización, son los relevantes a las condiciones capaces de generar las máxima rata de alivio. La duración de un incendio no entra normalmente en este análisis. La estimación del calor latente de vaporización, deberá ser lo más realista posible, para lograr una estimación apropiada de los vapores a aliviar. En mezclas multicomponentes, el uso de reglas de mezcla en peso de los valores individuales de calor latente de vaporización entrega los resultados más apropiados. Sin embargo, debido a que el fenómeno de absorción de




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calor, con su consecuente generación de vapores, hace que la composición del líquido remanente cambie con el tiempo, será necesario llegar a un compromiso acerca de que composición usar para dicha estimación del calor latente de vaporización: para todos los efectos, usar la composición inicial del líquido en el recipiente bajo incendio para dicha estimación. Para efectos de estimación preliminar del calor latente de vaporización, y cuando no se tenga una fuente más confiable de información, como lo sería una simulación del evento con un programa de simulación de procesos, se usarán las gráficas 2a y 2b presentes en el apéndice. Estas gráficas fueron tomadas del API RP 521 (1990), Apéndice A, y fueron desarrolladas para líquidos de hidrocarburos parafínicos de un sólo componente. Obviamente, mientras más alejados se esté de la base de esta gráfica, mayores serán los errores que se cometan. La práctica recomendada de calcular el flujo de alivio usando la absorción de calor del recipiente y el calor latente del líquido, no es válida cerca del punto crítico de dicho fluido, ya que el calor latente se aproxima a cero y el calor sensible domina Para condiciones de vaporización de líquidos cercanas al punto critico, el valor mínimo del calor latente que debe usarse es 116 kJ/kg (50 BTU/lb). Para condiciones de vaporización de líquidos en o por encima del punto crítico, la rata de descarga de vapores depende de la rata a que el fluido se expandirá.

5.12

El vacío como una causa de falla de los equipos 1.

Generalidades – Los equipos que puedan operar bajo condiciones de vacío de un modo continuo o intermitente, deben ser diseñados para soportar condiciones de vacío o protegidos de otra manera, en adición a cualquier requerimiento para su operación bajo presión positiva. Deben especificarse las condiciones del vacío. En algunos casos esto puede incluir las tuberías, así como también recipientes u otros equipos. Otros equipos que no operan bajo condiciones de vacío, bien sea de manera continua o intermitente, pueden ser inadvertidamente expuestos a condiciones de vacío por contingencias, tales como las siguientes:

a.

Mal funcionamiento de la instrumentación.

b.

Drenaje de líquidos no volátiles de un recipiente sin venteo atmosférico o represurización con gas.

c.

Cierre del flujo de vapor de agua al terminar una purga con vapor de agua sin admitir un gas no condensable (por ejemplo, aire durante una parada, gas combustible durante un arranque).

d.

Funcionamiento defectuoso de válvulas.




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e.

Baja temperatura ambiente resultante en una presión de vapor subatmosférica de ciertos materiales (por ejemplo, algunos alcoholes, aromáticos, butano, pentano) almacenados a presión.

f.

Pérdida de introducción de calor a equipos de proceso cerrados que manejan materiales con baja presión de vapor (por ejemplo, en el fraccionamiento de alcoholes y solventes aromáticos), mientras continua el enfriamiento tal como por medio de un condensador o por pérdida de calor a la atmósfera.

g.

Pérdida de la introducción de calor a calderas de recobro de calor de desecho con la resultante condensación de vapor.

h.

Pérdida de la entrada de calor a equipos de proceso cerrados donde se generan grandes cantidades de vapor de agua, por ejemplo en regeneradores de “DEA” (dietanolamina) y “MEA” (metanolamina). En algunas de las situaciones anteriores puede proveerse una protección contra el vacío mediante la instalación de dispositivos de alivio de vacío, por ejemplo, válvulas de alivio de vacío en tanques y esferoides. En otros casos, se confía en que no se desarrollará una condición de vacío por la confiabilidad en procedimientos operacionales correctos por el personal de operaciones, por ejemplo, no drenar un líquido no volátil de un recipiente sin ventear o represurizar, o no bloquear un recipiente que ha sido llenado de vapor de agua durante el arranque o parada de la planta. En general, deben considerarse en el diseño cualesquiera condiciones de vacío que puedan crearse durante las operaciones del proceso tales como enfriamiento anormal, baja temperatura ambiente, pérdida de calor o succiones bloqueadas en ciertos compresores. Al diseñar para condiciones de vacío puede concederse un crédito por el hecho de que una condición de vacío puede no crear un vacío total. Así, no todos los recipientes y equipo necesitan ser diseñados para una condición de 100% de vacío. Por ejemplo, si la condición de vacío ha sido creada por un bloqueo de la succión en el circuito de un compresor y el vacío creado está limitado a 10 psia por las características del compresor, el sistema sólo necesita ser diseñado para 69 kPa abs. (10 psia). Como una regla general, se permiten los dispositivos de alivio de vacío en recipientes de almacenaje ubicados fuera del área de la planta que manejan productos acabados limpios, puesto que no existe esencial– mente ninguna posibilidad de una fuente de ignición interna. Sin embargo, los dispositivos de alivio de vacío que permiten el rompimiento de un vacío con gas inerte o vapores inflamables no están permitidos para su uso en equipo de proceso, puesto que no se consideran lo suficientemente confiables para suministrar una protección adecuada bajo todas las circunstancias. Pueden, sin embargo, usarse dispositivos para la protección contra el vacío que permiten la entrada de aire, en el caso de que el equipo no contenga o no pueda




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contener materiales inflamables, por ejemplo, en el caso de algunos sistemas de vapor de agua. 2.

Diseño de equipos para evitar falla bajo condiciones de vacío Los equipos que pueden ser expuestos al vacío por cualquier contingencia sencilla del proceso deberían diseñarse para condiciones de vacío. En muchos casos, equipos con una presión de diseño sustancialmente positiva son capaces de soportar el vacío total, pero el diseño debería corroborarse. Como una alternativa para diseñar en condiciones de vacío, en ciertos casos es permisible proveer medios para prevenir la ocurrencia de las condiciones de vacío. En general, venteos de vacío, y sistemas de represurización con inerte o con gas no se consideran como una alternativa aceptable para el diseño en condiciones de vacío para equipos de proceso. Los sistemas de represurización pueden ser provistos por razones de proceso, pero no se consideran lo suficientemente confiables para la protección del equipo. Los rompedores de vacío son difíciles de mantener herméticos y pueden admitir aire dentro del equipo. Venteos de vacío (aire) son, sin embargo, usados en recipientes de almacenaje refrigerados para productos limpios, como un apoyo a un sistema de represurización y de parada de un compresor por baja presión. Esto es aceptable, puesto que no hay ninguna fuente de ignición interna y los venteos de vacío funcionarían solamente si la protección primaria contra el vacío (represurización y parada del compresor) fallara en operar. Asimismo, cuando se requiere protección contra el vacío en recipientes presurizados tales como esferas y esferoides, son aceptables los dispositivos de alivio de vacío que admiten aire, puesto que la posibilidad de un gran vacío es muy remota y no hay fuentes de ignición interna. En el caso de equipos de fraccionamiento a baja presión no se requiere diseñar para condiciones de vacío si se pueden cumplir todas las siguientes condiciones:

a.

Existe un dispositivo adecuadamente dimensionado de alivio de vacío para evitar un vacío.

b.

No existen materiales pirofóricos tales como peróxidos, acetiluros o sulfuros o cualesquiera posibilidades internas de ignición tales como electricidad estática, bien sea por condiciones normales o anormales.

c.

Las temperaturas de proceso están por lo menos 83°C (180°F) por debajo del punto de auto–ignición de los materiales que se manejan. Los fraccionadores que satisfacen los criterios anteriores y que por lo tanto no necesitan ser diseñados para condiciones de vacío deben, sin embargo, ser provistos con los dos dispositivos siguientes:




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• Un sistema confiable automático de represurización (gas inerte o un hidrocarburo gaseoso) para minimizar la posibilidad de que ocurran condiciones de vacío. • Una alarma de baja presión montada en el tablero de instrumentos, ajustada a una presión positiva y un dispositivo operado a control remoto para que pueda admitirse gas de presurización desde el centro de control, en el caso de que falle el sistema automático. Como una regla los sistemas de vapor de agua no requieren protección especial contra el vacío, puesto que ellos son normalmente capaces de soportar el vacío que se desarrolle si fallara la generación de vapor y se condensara vapor residual. Sin embargo, deberían examinarse los sistemas de vapor de baja presión. Generalmente los equipos no son diseñados para soportar el vacío debido al bloqueo total en un recipiente por razones de parada después de su limpieza con vapor. Se confía en una buena práctica operacional para asegurarse de que un recipiente o equipo no esté embotellado, es decir, que tenga su venteo correspondiente abierto. También, por otra parte, no se requiere diseñar para protección contra el vacío en el caso de esferas, esferoides y recipientes similares cuando las condiciones de vacío pueden resultar solamente del drenaje de agua durante el arranque, puesto que una buena práctica operacional requiere el desplazamiento con gas o el venteo en circunstancias tan infrecuentes. Los tanques de almacenaje atmosféricos del tipo de techo cónico deben ser provistos de una válvula de presión–vacío o de un venteo abierto, dependiendo del punto de inflamación del producto almacenado.

5.13

Evaluación de la ruta de presurización en el diseño del alivio de presión En los siguientes párrafos se indica la base para el diseño de la limitación de capacidad permisible, en las vías de flujo a través de las cuales un componente de equipo pueda ser sobrepresionado desde una fuente de fluidos a alta presión.



1.


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Tuberías – Puede concederse un crédito por la caída de presión y flujo máximo a través de una tubería que constituye una vía de presurización a un recipiente en el cual se va a instalar una válvula de alivio de presión para propósitos de protección contra la sobrepresión. El cálculo debe hacerse para las condiciones de alivio. Sin embargo, en el caso en que se da un crédito por caída de presión al determinar el ajuste de la válvula de alivio de presión, debe también considerarse que bajo condiciones de ausencia de flujo, las presiones se igualarán a través del sistema a la presión de ajuste de la válvula de alivio de presión. También, si se requiere el alivio de vapores a través de un sistema líquido, debe tomarse en cuenta la dinámica del desplazamiento del líquido previo a la descarga de los vapores. Por ejemplo, en el caso de dos recipientes llenos con líquido interconectados por una línea de líquido en el fondo con una válvula de alivio de presión en el segundo recipiente, el desplazamiento del líquido a través de la línea de interconexión puede no ser suficiente para proteger el primer recipiente, si la sobrepresión es causada por generación de vapores.

2.

Válvula de retención – Una válvula de retención normalmente no es un medio aceptable de evitar la sobrepresión por el flujo invertido desde una fuente de alta presión. Sin embargo, una válvula de retención es aceptable cuando un análisis de confiabilidad muestre que dicha válvula de retención tenga una tasa aceptable de fallas. La tasa máxima aceptable de fallas será especificada por PDVSA.

3.

Orificio de restricción – En general, no debería usarse un orificio de restricción como un medio de limitar la capacidad de una vía de presurización. En casos especiales en los cuales se logran grandes incentivos (tal como reducir el tamaño de un sistema del mechurrio), puede usarse un orificio de restricción con tal que se satisfagan todas las condiciones siguientes:

a.

Se incluye un medio físico para evitar la remoción inadvertida (por descuido) del orificio de restricción, por ejemplo soldando el orificio de restricción a la brida.

b.

Se provee una advertencia contra la remoción no autorizada del orificio por medio de las siguientes indicaciones: • Una placa de advertencia soldada a la manilla del orificio de restricción o a la brida. • Una nota de advertencia en la documentación correspondiente (hojas de especificación, diagramas de flujo y manuales operacionales). • La instalación del orificio es revisada por la sección correspondiente del Departamento (Superintendencia) de Seguridad.



5.14


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4.

Válvula de control – Una válvula de control con un bloqueo para restringir su movimiento hasta su posición de máxima apertura, no es normalmente aceptable como un medio de limitar la capacidad de una vía de presurización, puesto que el límite de parada puede ser removido después o la válvula puede ser cambiada. Puede concederse un crédito por la limitación de capacidad de una válvula de control en la posición de totalmente abierta, solamente si aplican todas las condiciones siguientes:

a.

No existe ningún desvío alrededor de la válvula de control. Si se ha provisto un desvío, referirse al punto (d) más adelante.

b.

Se supone que la válvula de control ha sido provista con el tapón de tamaño máximo y también el asiento correspondiente para el tamaño del cuerpo de la válvula.

c.

Si el tamaño de la válvula de control es crítico para la protección contra la sobrepresión del equipo aguas abajo, y no debe ser aumentado, entonces esto es claramente advertido en toda la documentación relevante (hojas de especificaciones, diagramas de flujo, manuales operacionales, etc.) y además se suelda una placa de advertencia al cuerpo de la válvula. En tales casos, debería hacerse una revisión de la válvula instalada o adquirida, durante la revisión previa al arranque.

d.

Si existe un desvío alrededor de la válvula de control, el equipo aguas abajo debe ser protegido de modo tal que su presión no exceda 110% de la presión de diseño, al mismo tiempo considerando que la válvula de control está en la posición de totalmente abierta y el desvío 50% abierto.

e.

La instalación es revisada por la sección correspondiente de la Superintendencia de Seguridad.

Evaluación de la ruta de escape de presión en el diseño de alivio de presión Los siguientes párrafos presentan la base para el diseño de las vías de escape de presión permisibles cuando se consideran las contingencias de sobrepresión. Agrupamiento de recipientes interconectados – Dos o más recipientes a presión conectados por tubería pueden considerarse como una unidad sencilla para propósitos de alivio de presión, sujeto a las condiciones que se delinean más adelante. Si esas condiciones son satisfechas, entonces las instalaciones para el alivio de presión para el grupo pueden estar ubicadas en cualquiera de los recipientes en particular o en la tubería de interconexión. Sin embargo, las caídas de presión a través del sistema bajo las condiciones de alivio deben ser tales que ningún recipiente en el grupo esté expuesto a una presión mayor que su presión de diseño (más la acumulación permitida) durante cualquier contingencia sencilla. (Referirse a “Evaluación de la Vía de Presurización en el Diseño del Alivio de




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Presión” anteriormente expuesto). Al evaluar las cargas de alivio por incendio cuando se considera un grupo de recipientes como una unidad sencilla para propósitos de alivio de presión, la exposición al incendio debe suponerse para recipientes del grupo que están en la misma área de riesgo de incendio, como se describe en la sección 5.11 de este documento. Falla de los tubos de un intercambiador de calor – Vía de Escape de presión en el Lado de Baja Presión. Los requerimientos que se describen más adelante aplican también a las vías de escape de presión requeridas en el lado de baja presión de intercambiadores de calor para evitar una sobrepresión en el caso de una falla en los tubos. Referirse también al Manual de Ingeniería de Diseño “Safety relief protection systems”. Tuberías para recipientes interconectados e instalaciones de alivio de presión – Las tuberías deben ser de capacidad adecuada para manejar las velocidades de alivio acumuladas a través del sistema, que puedan surgir por causa de cualquier contingencia sencilla. Una situación especial ocurre con los condensadores sumergidos donde la salida del condensador está usualmente por debajo del nivel normal de líquido en el tambor acumulador de destilado. Si ocurre un incendio cerca del tambor la introducción de calor al tambor hará que suba la presión en el sistema formado por la columna y el tambor. Cuando la válvula de seguridad en la columna “alivie”, el flujo será en la dirección hacia fuera del tambor forzando líquido a salir por la línea del tope de la columna. Si continúa la entrada de calor al tambor, puede aumentar considerablemente el cabezal estático de líquido en la línea de salida del tope de la columna. Esto dependerá, por supuesto, del volumen del tambor y de la longitud vertical de la línea de salida del tope. Si este incremento de presión puede ser mayor del 20% de la presión de diseño del tambor, entonces debe instalarse una válvula de seguridad en el tambor o debe aumentarse la presión de diseño del tambor.

5.15

Válvulas con dispositivos de bloqueo en la posición abierta (“CSO”) Las válvulas de bloqueo del tipo “CSO” son permisibles en vías de escape de presión de alivio de presión con tal que la contingencia sencilla que causa el cierre de la válvula “CSO” no origine que algún equipo resulte sometido a más de una 1.1 veces su presión de diseño. (Nota: el uso de válvulas del tipo “CSO” no está reconocido en todos los códigos locales). Los requerimientos para válvulas del tipo “CSO” son los siguientes: a.

El bloqueo de válvula es un medio de asegurar la posición correcta de una válvula de bloqueo y debería usarse solamente cuando la posición de “totalmente abierta” es una parte esencial de un sistema de alivio de presión o de ruta de escape de presión. Generalmente, no debería usarse una


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válvula del tipo “CSO” para conveniencias de proceso, sino que su uso debe ser confinado a aplicaciones que tengan que ver con la seguridad.

5.16

b.

Las válvulas del tipo “CSO” deben ser del tamaño de la línea, de operación manual y del modelo de bola, compuerta o tapón (las válvulas operadas por motor pueden no considerarse del tipo “CSO”).

c.

Las válvulas del tipo “CSO” no deben tener ninguna restricción o obstrucción en su área de sección transversal en la posición abierta.

d.

Las válvulas de compuerta deben ser instaladas con la orientación del vástago indicada en el Manual de Ingeniería de Diseño “Safety relief protection systems”.

e.

Las válvulas del tipo “CSO” deben ser pintadas de un color claramente distinguible, normalmente de color amarillo.

f.

Pueden usarse sellos de bloqueo de plástico o alambres con sellos de plomo. Cada planta debe establecer un procedimiento efectivo para revisar y llevar un control escrito regular de todas las válvulas que tengan un sello para el movimiento del vástago. La rotura de los sellos de movimiento del vástago de las válvulas “CSO” debería ser permitido solamente por personal autorizado.

g.

El uso de válvulas de bloqueo doble donde se requiera para cierre hermético es sólo aceptable si ambas válvulas son del tipo “CSO”.

Válvula del tipo “CSC” (Válvula con dispositivo para bloqueo en posición cerrada) En ciertos casos puede ser ventajoso usar válvulas con dispositivo para bloqueo en posición cerrada, tal como en el caso de un desvío alrededor de una válvula de control de gas combustible usada para proteger un horno contra la extinción repentina de la llama (el desvío se provee para verificar periódicamente la operación del sistema automático de parada). Donde se usen válvulas del tipo “CSC” para otros propósitos, su uso está limitado también a aplicaciones donde la apertura inadvertida de la válvula “CSC” no sobrepresionaría el equipo en más de 1.1 veces la presión de diseño.

5.17

Válvulas de control 1.

Generalmente no está permitido el uso de una válvula de control en la vía de escape de presión del alivio de presión. En algunos casos muy particulares donde se presentan razones importantes (tal como en una unidad de craqueo catalítico en el caso de válvulas para los gases de combustión que salen del regenerador) puede usarse una válvula de control con una característica de mínima apertura, pero sujeto a que se satisfagan todas las condiciones siguientes:




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a.

La apertura mínima, que puede ser un hueco o un corte en el disco o tapón de la válvula, debe ser dimensionado para dejar pasar el flujo de alivio de diseño sin sobrepresionar ningún equipo. Los límites para detener el movimiento del vástago de la válvula no son un medio aceptable para asegurarse de la apertura mínima.

b.

Debe hacerse notar claramente en la documentación pertinente (hojas de especificaciones, catálogos mecánicos, diagramas de flujo, manuales operacionales, etc.) el hecho de que la característica de apertura mínima se ha incluido para propósitos de alivio de presión y no debe cambiarse. también debe soldarse al cuerpo de la válvula una placa–letrero de advertencia.

c.

La instalación debería ser revisada por la sección correspondiente de la Superintendencia de Seguridad.

2.

Es aceptable una válvula de control de 3 vías que divide o combina dos flujos en una vía de alivio de presión, con tal que el área total seccional transversal de apertura sea por lo menos igual a la tubería adyacente en todas las posiciones de la válvula. También, la válvula debería ser del tipo que nunca tiene la compuerta en la posición de totalmente cerrada.

3.

Las válvulas interconectadas eléctrica o mecánicamente para dividir o combinar dos flujos no son aceptables en una vía de alivio.

4.

Placa de orificio de medidor de flujo – Una placa de orificio de medición de flujo es permisible en la vía de alivio de presión del flujo normal de proceso, con tal que pueda dejar pasar el flujo de emergencia requerido sin exceder los límites de presión de los equipos aguas arriba. Sin embargo, no es aceptable en la entrada de una válvula de alivio de presión ni tampoco en cabezales de mechurrios.

5.

Válvula de retención – Una válvula de retención es aceptable en una vía de alivio de presión del proceso con tal que:

a.

La válvula abra en la dirección del alivio de presión y

b.

La válvula sea de retención a bisagra o del tipo de compuerta como una “galleta” (wafer) con ninguna actuación externa o mecanismo de amortiguación y, también,

c.

Se incluye la caída de presión en el análisis del sistema. Sin embargo, no está permitido el uso de una válvula de retención en la tubería de entrada o de salida de una válvula de alivio de presión ni tampoco en cualquier cabezal de mechurrio o de válvula de seguridad.




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6.

Supresores de llama y pantallas deshumificadoras – Ninguno de estos dispositivos está permitido en un sistema de descarga de alivio de presión, tal como en el cabezal de un mechurrio o tambor separador. El diseño de dispositivos de remoción de materiales arrastrados tales como pantallas deshumificadoras debe asegurar que la vía de alivio no pueda ser obstruida o, bien por taponamiento de la pantalla o por la pantalla misma, desprendiéndose y bloqueando la entrada de la válvula de alivio.

7.

Vías de flujo paralelas – En algunos casos, las vías de alivio de presión pueden tener lugar a través de componentes de equipos unidos por múltiples de tubería en sus entradas y salidas, con válvulas que tienen dispositivos de sello para mantenerlas abiertas (válvulas “CSO”) para aislamiento de una o más de las vías paralelas para mantenimiento en operación o condiciones de flujo menores que las de diseño. Un ejemplo de este caso son dos condensadores en paralelo en el sistema del tope de una columna fraccionadora. Si la válvula de alivio de presión de la columna es también usada para la protección del tambor de destilado, la vía de alivio de presión sería a través de los dos condensadores en paralelo. Para propósitos de diseño, ambas vías pueden considerarse como disponibles para el alivio de presión, puesto que todas las válvulas de aislamiento son del tipo de bloque en su posición abierta (válvulas “CSO”). Sin embargo, el sistema debería también ser analizado en base a que solamente habría una vía disponible cuando el condensador es aislado para su mantenimiento en operación. En este análisis, la vía sencilla disponible debería ser de dimensión suficiente para que el tambor de destilado no sea sobrepresionado a una presión mayor de 1.1 veces la presión de diseño. Esta base debería también aplicarse a otros componentes de equipos, como por ejemplo filtros paralelos o reactores.


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NOMENCLATURA

A F F1

= = =

F2

=

L

=

Q

=

W

=

Superficie total humedecida Factor Ambiental Factor cuyo valor depende de las unidades usadas en la Ec. (1) Factor cuyo valor depende de las unidades usadas en la Ec.(2) Calor latente de vaporización del liquido en el recipiente, evaluado a la presión existente en la entrada de la válvula de alivio de presión, bajo condiciones de descarga total Absorción de calor total (entrada) por la superficie humedecida Flujo másico de vapores a aliviar

En unidades SI


m2 adim. 43.19

pies2 adim. 21000

70.96

34500

kJ/kg

BTU/lb

kW

BTU/h

kg/s

lb/h

APENDICE Figura 1 “ Válvula de bajo recorrido guiada por el fondo y el tope para descargas de turbinas” Figura 2a: “Presión de Vapor y Calor Latente de Vaporización para Líquidos Hidrocarburos parafínicos puros (un solo componente), 1era parte” Figura 2b: “Presión de Vapor y Calor Latente de Vaporización para Líquidos Hidrocarburos parafínicos puros (un solo componente), 2da parte”




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FIGURA 1 VALVULA DE BAJO RECORRIDO GUIADA POR EL FONDO Y POR EL TOPE PARA DESCARGA DE TURBINA




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FIGURA 2A PRESIÓN DE VAPOR Y CALOR LATENTE DE VAPORIZACIÓN PARA LÍQUIDOS HIDROCARBUROS PARAFÍNICOS PUROS (UN SOLO COMPONENTE), 1ERA PARTE




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FIGURA 2B PRESIÓN DE VAPOR Y CALOR LATENTE DE VAPORIZACIÓN PARA LÍQUIDOS HIDROCARBUROS PARAFÍNICOS PUROS (UN SOLO COMPONENTE), 2DA PARTE


PDVSA N°

TITULO

MDP–08–SA–03

DISPOSITIVOS DE ALIVIO DE PRESION

1

AGO.97


30

O.R.

L.R.

0

AGO.95

APROBADO

31

J.P

F.R.

REV.

FECHA

APROB.

E PDVSA, 1983


PAG. REV. APROB.


ESPECIALISTAS



SEGURIDAD EN EL DISEÑO DE PLANTAS SISTEMAS DE ALIVIO DE PRESION DISPOSITIVOS DE ALIVIO DE PRESION Indice manual

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AGO.97


Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3


3

5.1 5.2 5.3 5.4 5.5 5.6 5.7 5.8 5.9 5.10 5.11 5.12 5.13

Válvulas de alivio de seguridad tipo convencional . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Válvula de alivio de presión del tipo de fuelle balanceado . . . . . . . . . . . . Válvula de alivio de presión operada por piloto . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Efecto de la contrapresión sobre las válvulas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Factores de la contrapresión en el diseño de válvulas de alivio de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Golpeteo de las válvulas de alivio de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Instalación de válvulas múltiples de alivio de presión . . . . . . . . . . . . . . . . Características especiales para válvulas de alivio de presión operadas por resorte . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Discos de ruptura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Compuerta para explosión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sello líquido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Válvula de alivio de presión para servicio contra taponamiento por polímeros . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Protección contra la sobrepresión con el uso de restricciones y vías de escape de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 5 7 9 10 12 14 16 17 19 19 20 20

6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21 7 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 22 Figura 1 Figura 2 Figura 3 Figura 4 Figura Figura Figura Figura Figura

5 6 7 8 9

“Válvula típica de alivio de seguridad convencional” . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23 “Característica de una válvula típica de seguridad” . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24 “Fuerzas que actúan sobre los discos de válvulas de seguridad del tipo convencional y de fuelle balanceado” . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 25 “Condiciones de presión para una válvula de seguridad instalada en un recipiente a presión (fase vapor).válvula suplementaria usada para exposición a un incendio solamente” . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 26 “Válvula típica de seguridad de fuelle balanceado” . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27 “Válvula típica de alivio de presión operada por piloto” . . . . . . . . . . . . . . . 28 “Válvula de seguridad con sello de asiento de anillo en “O”” . . . . . . . . . . . 29 “Conjunto típico de disco de ruptura” . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 30 “Compuerta de explosión para oxidador de asfalto” . . . . . . . . . . . . . . . . . . 30


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SEGURIDAD EN EL DISEÑO DE PLANTAS SISTEMAS DE ALIVIO DE PRESION DISPOSITIVOS DE ALIVIO DE PRESION

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OBJETIVO El objetivo de esta sección es describir los diferentes tipos de dispositivos de alivio de presión existentes para desalojo de vapor y/o líquidos, con sus características y criterios para su selección. El tema “Sistemas de alivio de presión”, dentro del area de “Seguridad en el diseño de plantas”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA–MDP–


08–SA–01 08–SA–02

Sistemas de alivio de presión: Principios Básicos. Sistemas de alivio de presión: Consideraciones de contingencia y determinación de los flujos de alivio. 08–SA–03 Sistemas de alivio de presión: Dispositivos de alivio de presión (Este documento). 08–SA–04 Sistemas de alivio de presión: Procedimientos para especificar y dimensionar válvulas de alivio de presión. 08–SA–05 Sistemas de alivio de presión: Instalación de válvulas de alivio de presión. Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Sistemas de alivio de presión”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, son una actualización de la Práctica de Diseño “Seguridad en el diseño de plantas, subsección 15C: Sistemas de alivio de presión”, presentada en la versión de Junio de 1986 del MDP.

2

ALCANCE Esta sección cubre la descripción, características y criterios para seleccionar el tipo de dispositivo de alivio de presión o válvula de seguridad adecuado según los requerimientos del servicio, incluye también las ventajas y desventajas de los mismos.

3

REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso (versión 1986) S Vol. IX, Subsección 15B “Minimización de los riesgos de incendio, explosión o accidente”. S Vol. IX, Subsección 15C: “Sistema de Alivio de Presión”. Manual de Diseño de Proceso S PDVSA–MDP–08–SA–02 “Consideración de contingencias y determinación de los flujos de alivio”.


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Otras Referencias ASME–Section I, “Power Boilers”, 1992 ASME–Section VIII, “Pressure Vessels”, 1992 API–RP520, “Sizing, Selection and Installation of Pressure–Relieving Devices in Refineries”, Part I, 6th edition, Marzo 1993.

4

DEFINICIONES Véase documento PDVSA–MDP–08–SA–01.

5

PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO Los dispositivos de alivio de presión más usados en refinerías y plantas químicas son: válvulas de alivio de seguridad tipo convencional, válvulas de alivio de presión del tipo de fuelle balanceado y válvulas de alivio de presión operada por piloto.

5.1

Válvulas de alivio de seguridad tipo convencional El dispositivo de alivio de presión usado en la mayoría de los equipos de refinerías y plantas químicas es del tipo de válvula de seguridad cargada por resorte, guiada por el tope, de alto levantamiento y de modelo de boquilla ilustrado en la Figura 1. El resorte es usualmente externo y empotrado en un bonete para su protección contra el clima. La cámara del bonete se ventea a través de un pasaje interno a la salida de la válvula.

5.1.1

Operación general – La operación de una válvula de seguridad convencional se muestran en el diagrama de la Figura 2. La acción de la válvula a medida que sube la presión desde su valor inicial de operación normal (asumiendo que no existe contrapresión) se describe a continuación. 1.

A una presión por debajo de la presión de ajuste (típicamente 93% a 98% de la presión de ajuste dependiendo del mantenimiento de la válvula y su condición) puede ocurrir un ligero escape de presión como una sudoración entre el asiento de la válvula y el disco. Esto se debe al progresivo decremento de la fuerza neta de cierre que actúa sobre el disco (presión del resorte menos la presión interna).

2.

A medida que sube la presión operacional, aumenta la fuerza resultante sobre el disco de la válvula, oponiéndose a la fuerza ejercida por el resorte, hasta que, al alcanzar la presión de ajuste (ajustada normalmente igual al valor de la presión de diseño del recipiente), las fuerzas sobre el disco se balancean y el disco comienza a levantarse.


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5.1.2

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3.

A medida que continúa aumentando la presión del recipiente por encima de la presión de ajuste, el resorte es comprimido aún más hasta que el disco está totalmente levantado. La válvula es diseñada para alcanzar su capacidad de trabajo a la acumulación máxima permitida (10% para contingencias que no sean incendio, 16% si se usan válvulas múltiples y 21% para exposición al fuego).

4.

Subsiguiente a una reducción de la presión del recipiente, el disco retorna a su posición bajo acción del resorte, pero se re–asienta a una presión menor que la presión de ajuste en una cantidad denominada “presión diferencial de purga” que es 4% a 8% de la presión de ajuste. La “diferencia de presión de purga” puede ajustarse dentro de ciertos límites por varios medios recomendados por el suplidor o fabricante de la válvula, para proveer una “presión diferencial de purga” más larga o más corta.

Características de apertura de la válvula Servicio de vapor Las válvulas de alivio de presión para servicio de vapor (o sea válvulas de seguridad y válvulas de alivio de seguridad) son específicamente diseñadas para una acción de disparo. Eso significa que se mueven a la posición totalmente abierta si ocurre una ligera sobrepresión, la válvula permanece totalmente abierta a medida que la presión aumenta al máximo permitido, y a esa condición descargan su flujo de diseño. Esa característica de disparo se logra mediante un orificio anular secundario construido fuera del asiento–boquilla. Esto origina que exista un área de disco adicional expuesta a la presión de operación tan pronto ocurra un ligero levantamiento, acelerando el movimiento de apertura. La energía cinética del vapor que fluye, por acción entre el retenedor del disco de la válvula y el anillo de purga, se suma a la fuerza de apertura y causa que la válvula abra con un disparo. Esta energía cinética del flujo continúa actuando contra la fuerza del resorte a medida que la presión del fluido retorna al valor de ajuste de la válvula de alivio de presión. Esto explica el hecho de que la válvula de alivio de presión se re–asiente a una presión menor que la presión de ajuste, lo cual se denomina presión diferencial de purga. El flujo de vapor a través de una válvula típica de alivio de seguridad de alto levantamiento diseñado normalmente está caracterizado por una velocidad sónica límite y por condiciones críticas de flujo/presión en el orificio (garganta de la boquilla), y para un tamaño de orificio y composición del gas dado, el flujo de masa es directamente proporcional a la presión absoluta aguas arriba. Servicio de líquido Las válvulas de alivio de presión en servicio líquido (o sea válvulas de alivio y válvulas de alivio de seguridad) tienen la característica de un aumento progresivo




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del levantamiento a medida que va aumentando la presión de entrada hasta que alcanza la posición totalmente abierta a 25% de sobrepresión. Esta característica puede variar entre tipos y marcas. 5.1.3

Limitaciones de contrapresión La contrapresión acumulada máxima no debe exceder el valor de sobrepresión que aplique en el momento, es decir, la contrapresión acumulada no excederá el 10% de la presión manométrica de ajuste, o el 21% de dicha presión para el caso de fuego.

5.2

Válvula de alivio de presión del tipo de fuelle balanceado Una válvula típica de alivio de presión del tipo fuelle se ilustra en la Figura 3

5.2.1

Aplicación – Se deberían especificar válvulas de fuelle donde apliquen cualquiera de lo siguientes casos: 1.

Las contrapresiones superimpuestas no son constantes (En los casos en que las contrapresiones fluctúan sobre una válvula convencional, la válvula puede abrir a una presión muy baja o puede permitir que la presión del recipiente exceda la presión de trabajo de los componentes del equipo, dependiendo de la fluctuación de la contrapresión).

2.

La contrapresión acumulada excede el 10% de la presión manométrica de ajuste en cualquier caso, y excede el 21% de la presión manométrica de ajuste en caso de incendio

3.

El servicio es sucio o corrosivo, puesto que el fuelle protege el resorte del fluido de proceso. Sin embargo, las circunvoluciones del fuelle pueden también ensuciarse en servicio extremadamente viscoso, tal como con asfalto, limitando el levantamiento de la válvula, a menos que la válvula sea calentada y aislada. Aunque la válvula de alivio de presión tipo fuelle tiene la ventaja de tolerar una contrapresión más alta que lo que puede soportar una válvula convencional, debe reconocerse que el fuelle es inherentemente un punto de debilidad mecánica que introduce algún grado de riesgo adicional en el caso de que el fuelle tenga una falla y descargue fluidos de proceso a través del venteo. Estas válvulas de fuelle no se deben usar en servicios en que la temperatura de proceso excede el punto de auto–ignición.



5.2.2


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Limitaciones de contrapresión – Las válvulas de alivio de presión del tipo de fuelle balanceado pueden ser usadas satisfactoriamente en servicio para vapores o líquidos hasta una contrapresión máxima (superimpuesta más acumulada) de hasta 50% (Recomendaciones del fabricante CROSBY), de la presión de ajuste con tal qie el efecto de la contrapresión sea incorporada en los cálculos de dimensionamiento. A contrapresiones mayores la capacidad se torna cada vez más sensitiva a pequeños cambios de la contrapresión. Aparte de las limitaciones de contrapresión anteriormente expuestas basadas en la capacidad de la válvula, las válvulas de alivio de presión del tipo fuelle balanceado están también sujetas a limitaciones de contrapresión basadas en la resistencia mecánica del fuelle o del bonete o de la clasificación de trabajo de la brida externa.

5.2.3

Venteos del bonete en válvulas de fuelle – A fin de lograr el balanceo requerido del disco de la válvula, el interior del fuelle debe ser venteado a través de la cámara del bonete a la atmósfera. Para este propósito, se provee un hueco de venteo de 10 a 20 mm (0–5 pulg.) de diámetro en el bonete. así, cualquier falla o escape de presión del fuelle permitirá que el fluido de proceso sea descargado desde el lado de alivio de la válvula a través del venteo. Las instalaciones de venteo deben por lo tanto ser cuidadosamente dispuestas para cumplir con los siguientes requerimientos: 1.

Antes de poner en servicio una nueva válvula deben removerse los tapones de los huecos de venteo del bonete, que han sido provistos por el fabricante para el transporte.

2.

Cada válvula de alivio de presión debe ser instalada de modo que el venteo del bonete no permita que los vapores aliviados caigan sobre tuberías o equipos, o sobre vías de acceso para el personal. Donde sea necesario, debe añadirse un niple corto o un codo para dirigir el flujo lejos de tales áreas. En estos casos, la tubería de venteo debe descargar horizontalmente para evitar la penetración de suciedad o agua de lluvia y su extremo debe ser tal que sea accesible para pruebas de fuga.

3.

En los casos en que una falla del fuelle descargaría líquidos inflamables, tóxicos o corrosivos a través del venteo debe usarse un embudo abierto para dirigir el escape de presión hasta el nivel del suelo a través de una tubería extendida, conectada a una bandeja recolectora o un pasa–hombre con conexión de entrada sellada.

4.

Aunque se prefiere un venteo a la atmósfera como se describió en los párrafos 2 y 3 anteriores, una alternativa es hacer una conexión a un sistema cerrado de baja presión, si está disponible. Este método puede usarse en el caso de fluidos altamente tóxicos. Debe usarse la longitud mínima de la tubería de venteo. Deben examinarse cuidadosamente los efectos de




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cualquier contrapresión puesto que en tales casos, la contrapresión superimpuesta es aditiva a la fuerza ejercida por el resorte.

5.3

Válvula de alivio de presión operada por piloto En la Figura 4 se ilustra una válvula típica de alivio de presión operada por piloto. Bajo las condiciones operacionales normales, la presión de un recipiente actúa sobre el asiento principal de la válvula en la parte inferior del pistón de área diferencial flotante y por medio de la línea de suministro del piloto es también aplicada al tope del pistón y por debajo del disco de la válvula piloto. Puesto que el área superior del pistón es más grande que el área de la boquilla en el extremo inferior del pistón, existe una fuerza grande sosteniendo apretado el pistón sobre la boquilla. Bajo condiciones estáticas, esta fuerza de sello ejercida hacia abajo aumenta a medida que sube la presión en el recipiente y la válvula se acerca hacia su punto de ajuste. Esto contrasta con la válvula convencional operada por resorte, donde la fuerza neta sobre el asiento se reduce y la válvula de alivio de presión comienza a dejar escapar el fluido a medida que se aproxima a su punto de ajuste. Cuando se alcanza la presión de ajuste del piloto, éste abre y despresiona el área por encima del pistón, y alivia a la atmósfera o a un cabezal de tubería reduciendo así la carga sobre la parte superior del pistón, hasta el punto en que la fuerza de empuje hacia arriba sobre el asiento del pistón puede vencer la fuerza ejercida hacia abajo. Esto causa un levantamiento instantáneo del pistón hasta su posición de apertura total. La válvula piloto asiento blando cargada por resorte es construida de modo tal que logra una gran descarga de alivio. En el caso de un piloto del tipo activado por el flujo, en el punto en que la línea de suministro del piloto alimenta la presión del sistema a la válvula de alivio del piloto, el flujo pasa a través de un orificio variable que es también el ajuste de descarga de alivio de la válvula principal. Cuando el piloto abre el flujo a través de la línea de suministro causa una caída de presión inmediata a través del orificio. Ajustando el tamaño del orificio, o sea la magnitud de la caída de presión a través del mismo, puede obtenerse el grado deseado de descarga de alivio del sistema (un valor típico es 5 a 7%). Cuando se alcanza la presión de descarga de alivio predeterminada del sistema, la válvula piloto cierra, se repone la presión del sistema al domo por encima del pistón y éste es movido rápidamente a su posición de cierre. El punto de detección de presión de la válvula piloto puede estar localizado en el cuello de entrada de la válvula principal o en la carcaza del recipiente que se protege. En este último caso, la válvula es menos afectada por la caída de presión en la tubería de entrada como se explica más adelante.

5.3.1

Ventajas – Las ventajas de las válvulas de alivio operadas por piloto son las siguientes:




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1.

Una válvula operada por piloto puede operar en la cercanía de su punto de ajuste y permanece cerrada sin el menor escape de presión hasta que la presión de entrada alcanza la presión de ajuste. Es posible aprovechar esto para reducir el margen normal de 10% entre las presiones de operación y de ajuste, reduciendo así el espesor requerido de la pared de la carcaza del recipiente. Sin embargo, todavía a esta altura no hay suficiente experiencia operacional para hacer de esto una recomendación general. Aún más, esto no constituye un factor de significación hasta que se involucran presiones de diseño por encima de 6900 kPa manométricos (1000 psig), excepto quizás para remover restricciones operacionales.

2.

Una vez que se alcanza la presión de ajuste, la válvula se abre completamente y permanece abierta, mientras se excede el valor del punto de ajuste. No hay necesidad de una sobrepresión de un flujo mínimo para mantenerla abierta. De este modo, no está sujeta a golpeteo a bajas velocidades de descarga.

3.

Si la conexión de detección de presión para la válvula piloto se toma directamente del recipiente protegido (corriente arriba de cualquier restricción por la tubería de entrada), una válvula operada por piloto está menos expuesta al golpeteo que está normalmente asociado con una alta caída de presión en la tubería de entrada. Sin embargo, es todavía aconsejable diseñar la tubería de entrada para una caída de presión máxima por fricción de 3% de la presión de ajuste, puesto que se ha tenido información de resonancia y golpeteo, cuando se han medido caída de presión más altas.

4.

Cuando el piloto descarga a la atmósfera, una válvula de alivio de presión operada por piloto está totalmente balanceada. Al igual que la válvula de fuelle balanceado su presión de apertura no es afectada por la contrapresión y una alta contrapresión acumulada no resulta en un golpeteo.

5.

Las válvulas operadas por piloto pueden ser usadas satisfactoriamente en servicios de líquido o de vapores hasta una contrapresión máxima (superimpuesta más acumulada) de 50% de la presión de ajuste, con tal que la contrapresión sea incluida en los cálculos de dimensionamiento. A contrapresiones más altas la capacidad es cada vez más afectada por pequeños cambios de la contrapresión. Como una excepción puede usarse una contrapresión de 75% de la presión de ajuste con tal que se reconozca esa desventaja.

6.

Facilidad de Ajuste – Con una sencilla conexión de prueba pueden chequearse la presión de reventón del piloto y la presión de reasentamiento mientras la válvula está en servicio.

7.

Despresurización Remota – Una válvula operada por piloto es suficientemente segura en su acción para ser usada como un dispositivo de




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despresurización. Mediante el uso de una válvula manual, de una válvula de control o una válvula solenoide para descargar la cámara del pistón, es posible abrir y cerrar una válvula operada por piloto a presiones por debajo de su punto de ajuste desde cualquier localidad remota, sin afectar su operación como una válvula de alivio de presión.

5.3.2

5.4

8.

Las válvulas de alivio operadas por piloto pueden especificarse para una descarga de alivio tan baja como el 2%. Esto representa una ventaja para su uso en una tubería principal de gas y almacenaje bajo presión, donde el estrecho rango de ciclos de presión minimiza las pérdidas del producto por descargas de alivio.

9.

Para aplicaciones que involucran una alta contrapresión superimpuesta, una válvula operada por piloto puede ser la única válvula balanceada posible que esté comercialmente disponible debido a las limitaciones mecánicas que aplican a los fuelles.

Desventajas – Las válvulas de alivio de presión operadas por piloto presentan las siguientes desventajas: 1.

No son recomendados para servicios expuestos a ensuciamiento u obstrucciones, debido a que pueden taparse la válvula piloto y las líneas detectoras de presión de bajo calibre. Si se ensucian o tapan la válvula piloto o las conexiones del piloto la válvula abre automáticamente. En casos especiales en que el ensuciamiento es debido a sólidos arrastrados esta dificultad puede obviarse usando una válvula piloto del tipo “sin flujo” y un filtro en la línea del piloto. Con una válvula piloto del tipo “sin flujo” no existe un flujo normal en el sistema del piloto y por lo tanto el arrastre de sólidos es reducido.

2.

Estas válvulas están normalmente limitadas a una temperatura máxima de entrada de 230°C (450°F) por los sellos del pistón en forma “O”.

3.

La condensación de vapores por encima del pistón puede causar el mal funcionamiento de la válvula a menos que se apliquen diseños especiales.

4.

En los tamaños más pequeños son más costosas comparadas con las válvulas convencionales y las válvulas de fuelle.

Efecto de la contrapresión sobre las válvulas La Figura 5 ilustra las fuerzas que actúan sobre los discos de válvulas convencionales típicas y de fuelle balanceado. El efecto de la contrapresión sobre las válvulas de alivio, así como las consideraciones apropiadas de diseño se describen a continuación. 1.

La presencia de cualquier contrapresión superimpuesta sobre el tope del disco de una válvula convencional ejerce una fuerza de cierre, adicional a la





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fuerza del resorte, que se opone a la fuerza de apertura ejercida sobre el disco de la válvula por la presión en el recipiente. El efecto de la contrapresión superimpuesta sería aumentar la presión de ajuste si no se concede un margen para la misma en el ajuste del resorte.

5.5

2.

La existencia de cualquier contrapresión que actúe sobre el tope del disco de una válvula convencional mientras ésta se encuentra en la posición abierta o parcialmente abierta, ejerce una fuerza de cierre y resulta en un levantamiento reducido de la válvula y por consiguiente, en una velocidad de descarga disminuida, asumiendo que las otras variables permanecen sin cambio.

3.

Una contrapresión acumulada excesiva que actúa sobre el tope del disco de una válvula de alivio de presión convencional puede resultar en un golpeteo.

4.

La contrapresión reduce la caída de presión a través del orificio de cualquier tipo de válvula de alivio de presión. Esto resulta en velocidades de descarga reducidas en el caso de vapores, si la contrapresión excede la presión crítica de flujo. Para líquidos, cualquier contrapresión reduce la caída de presión lo cual resulta en una velocidad de descarga menor.

5.

Una válvula de alivio de presión del tipo “fuelle” es una en que la fuerza de cierre ejercida por la contrapresión sobre el tope del disco de la válvula y la contrapresión ejercida sobre la parte inferior del disco se balancean porque las superficies expuestas son iguales, cancelándose la una con la otra. El fuelle protege el tope del disco contra la sobrepresión y el área del fuelle se ventea a la atmósfera a través del venteo del bonete. En el caso de una válvula operada por piloto, con tal que la válvula piloto descargue a la atmósfera, el pistón principal es independiente de la contrapresión y, por lo tanto, es también considerada como una válvula balanceada. Las válvulas de alivio de presión balanceadas se caracterizan por lo siguiente:

a.

La presión de apertura no es afectada por la contrapresión.

b.

Están sujetas a menos golpeteo por una contrapresión acumulada.

c.

La capacidad de la válvula es afectada por la contrapresión de la misma manera que para válvulas de alivio convencionales.

Factores de la contrapresión en el diseño de válvulas de alivio de presión La contrapresión se incluye como un factor en la selección y dimensionamiento de una válvula de alivio de presión de acuerdo con lo siguiente: 1.

Las válvulas de alivio de presión convencionales sujetas a una contrapresión superimpuesta constante se diseñan para que abran a la presión de ajuste requerida, por una reducción apropiada de la presión del resorte.




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2.

Las válvulas de alivio de presión convencionales expuestas a una contrapresión superimpuesta variable abren a la presión variable correspondiente, puesto que la contrapresión superimpuesta se añade a la fuerza del resorte.

3.

Las válvulas de fuelle balanceado no necesitan una reducción en presión ejercida por el resorte para compensar la contrapresión superimpuesta variable, sin efecto sobre la presión de apertura.

4.

Las válvulas de alivio de presión convencionales y los sistemas de descarga deben ser diseñados de tal modo que la contrapresión acumulada no exceda el 10% la presión de ajuste (ambas medidas en unidades manométricas), para evitar problemas de golpeteo. En el caso en que un sistema con válvula de alivio de presión es dimensionado para condiciones de un incendio, con una sobrepresión de 21%, está permitida una contrapresión acumulada de 21% de la presión de ajuste. Sin embargo, el flujo inferior resultante de otras contingencias debe todavía cumplir la limitación del 10%.

5.

Las válvulas de alivio de presión del tipo fuelle balanceado no necesitan ser restringidas al límite de contrapresión acumulada (10% de la presión de ajuste) como son las válvulas convencionales, puesto que no están sujetas a golpeteo por esa causa. Sin embargo, la contrapresión máxima está limitada por la capacidad y en algunos casos por las limitaciones de resistencia mecánica de diseño de partes tales como la brida de salida, fuelles y bonete de la válvula. En general, la contrapresión total sobre una válvula de alivio de presión del tipo fuelle balanceado (superimpuesta más acumulada) debe limitarse al 50% de la presión de ajuste, debido al importante efecto de contrapresiones mayores sobre la capacidad de la válvula, aun cuando se usan factores de corrección apropiados en el dimensionamiento.

6.

El efecto de la contrapresión sobre la capacidad de la válvula de alivio de presión convencional se toma en cuenta en los procedimientos de cálculo para el dimensionamiento.

a.

Si la contrapresión superimpuesta es menor que la presión de flujo crítico calculada, la capacidad de una válvula de alivio de presión convencional en servicio de vapor no es afectada, y la contrapresión no es un factor a considerar. Sin embargo, la acumulación de contrapresión sobre una válvula de alivio de presión convencional afecta su capacidad de flujo y sus características y no debe exceder el 10% de su ajuste de presión.

b.

Si la contrapresión total (superimpuesta más acumulada) es mayor que la presión de flujo crítico calculada, la capacidad de una válvula de alivio de presión convencional en servicio de vapor es afectada y la contrapresión total se incorpora en el procedimiento de cálculo para el dimensionamiento.



5.6


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c.

Cualquier contrapresión reduce la capacidad de una válvula de alivio de presión convencional en servicio líquido, y el procedimiento de cálculo para el dimensionamiento se basa en la presión diferencial a través de la válvula, dando margen para las presiones superimpuesta y acumulada.

7.

La contrapresión afecta la capacidad de las válvulas de alivio de presión balanceadas, de la misma manera como se describió en el párrafo (6) anterior para las válvulas convencionales y por tanto se incluyen los factores apropiados en los procedimientos de cálculo para su dimensionamiento. Estas válvulas están sujetas a límites recomendados en cuanto a máxima contrapresión total (superimpuesta más acumulada), tal como sucede para las válvulas convencionales. En el caso de válvulas del tipo de fuelle balanceado, deben también evaluarse las consideraciones mecánicas, puesto que éstas limitan la contrapresión máxima permisible.

Golpeteo de las válvulas de alivio de presión El golpeteo es la apertura y cierre rápido y alternado de una válvula de alivio de presión. Esta vibración puede causar desalineación y escape de presión cuando la válvula retorna a su posición normal cerrada; si se prolonga por un tiempo suficiente puede resultar en fallas mecánicas de las partes internas de la válvula o de accesorios asociados con la tubería. El golpeteo puede ocurrir en válvulas de alivio de presión en servicio para líquidos o vapores. Las principales causas del golpeteo son las siguientes: S Válvula sobredimensionada S Caída de presión excesiva en la entrada S Excesiva contrapresión acumulada. Además, mecanismos adicionales de golpeteo pueden presentarse en algunas instalaciones con válvula de alivio de presión en servicio líquido, si las características de respuesta de una válvula de control en el mismo sistema son tales que ocurre oscilación entre las dos válvulas. Generalmente, esto puede eliminarse manipulando los ajustes de los instrumentos o por la instalación de dos válvulas con puntos de ajuste escalonados. La válvula con el menor ajuste debe ser dimensionada para manejar el 25% de la capacidad requerida.

5.6.1

Válvula sobredimensionada – Las válvulas de alivio de presión de acción de disparo en servicio para vapores, abren en el punto de ajuste por acción de la presión estática del proceso sobre el disco de la válvula, y se mueven a la posición de totalmente abierta con solo una ligera sobrepresión. Típicamente, se necesita un flujo de por lo menos 25% de la capacidad de la válvula para mantener el disco en la posición abierta. A flujos más bajos la energía cinética del flujo de vapor es insuficiente para mantener la válvula abierta contra la acción del resorte y retorna a la posición cerrada solamente para abrirse otra vez inmediatamente, puesto que




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la presión estática dentro del sistema todavía excede la presión de ajuste. El golpeteo resulta de un ciclo que se prolonga de esa manera. Puede también ocurrir cuando una válvula de alivio de presión del tipo de disparo es muy grande para la cantidad de flujo que se descarga. En la mayoría de los casos, puede ser apropiado el uso de válvulas de alivio de presión múltiples con puntos de ajuste escalonados para eliminar este problema. Las válvulas de alivio de presión en servicio para líquidos se caracterizan por un levantamiento que aumenta progresivamente a medida que sube la presión de entrada, en vez de la acción como de disparo de las válvulas en servicio para vapores. Por lo tanto, las válvulas en servicio para líquidos son menos propensas al golpeteo a bajas velocidades de alivio y se modulan a si mismas hasta una reducción de cerca del 25% del flujo de diseño. 5.6.2

Caída de presión excesiva a la entrada – Una válvula de alivio de presión comienza a abrir a su presión de ajuste, pero a las condiciones de descarga la presión que actúa sobre el disco de la válvula se reduce en una cantidad igual a la caída de presión a través de la tubería de entrada y sus accesorios. Si esta caída de presión es lo suficientemente grande, la presión de entrada a la válvula puede disminuir por debajo de la presión de reasiento causando que la válvula cierre para reabrirse inmediatamente, ya que la presión estática es todavía mayor que la presión de ajuste. El golpeteo resulta de la repetición rápida de este ciclo. Para evitar que ocurra el golpeteo, debe diseñarse la tubería de entrada y la válvula de alivio de presión con la menor caída de presión práctica posible (incluyendo pérdidas de presión por entrada, en la tubería y a través de la válvula de aislamiento), o sea no mayor del 3% de la presión de ajuste a la rata de alivio de diseño. Esta limitación basada en la experiencia es recomendada por los más importantes fabricantes de válvulas de alivio de presión. Solamente se toma en cuenta en este cálculo la caída de presión por fricción. (En casos muy raros puede usarse el 5% de caída de presión de entrada, como por ejemplo en el caso de válvulas grandes de alivio de presión para servicio de vapor de agua de baja presión). La limitación del 3% es particularmente importante para válvulas en servicio líquido.

5.6.3

Excesiva contrapresión acumulada – La contrapresión acumulada resultante del flujo de descarga a través del sistema de salida de una válvula de alivio de presión convencional, resulta en una fuerza sobre el disco de la válvula tendiente a retornarla a su posición cerrada. Si esta fuerza de retorno es lo suficientemente grande puede causar que la válvula cierre, solamente para reabrirse inmediatamente cuando desaparece el efecto de la contrapresión acumulada. El golpeteo resulta de la rápida repetición de este ciclo.




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Para prevenir este golpeteo por el mecanismo anterior, los sistemas de descarga de válvulas de alivio de presión convencionales deben ser diseñadas para una contrapresión acumulada máxima de 10% la presión de ajuste, cuando descarga con 10% de acumulación. En los casos en que el diseño de alivio de presión es controlado por condiciones de incendio con una sobrepresión de 21%, está permitida una contrapresión acumulada del 21% de la presión de ajuste. En los casos en que las pérdidas en la presión de salida excedan del 10% se deben considerar el uso de las válvulas de fuelle. Sin embargo, la sustitución de una válvula convencional por una válvula de fuelle no necesariamente puede resolver el problema de golpeteo, ya que las desventajas asociadas con las válvulas de fuelle reducen la capacidad de trabajo de este tipo de válvulas. De aquí que la válvula tienda a ser sobredimensionada dependiendo de la magnitud de la contrapresión que ocurra. Por esa razón, es preferible la revisión de la tubería de salida para reducir la contrapresión a una valor dentro del límite de 10%, a la alternativa de instalar una válvula de fuelle.

5.7

Instalación de múltiples válvulas de alivio de presión En ciertos casos es necesario instalar dos o más válvulas de alivio de presión en paralelo para un solo servicio. Estas aplicaciones se describen a continuación junto con lineamientos apropiados para su diseño.

5.7.1

Alivios grandes – La magnitud de algunos alivios grandes puede ser mayor que la capacidad de la válvula de alivio de presión más grande que está disponible comercialmente, necesitándose el uso de dos o más válvulas. Aun cuando esté disponible una válvula sencilla de alivio de presión, debe considerarse el costo relativo de válvulas múltiples. Por encima de un cierto tamaño (típicamente 200 x 250 mm (8 x 10 pulg.)), las consideraciones de ingeniería estructural y de tuberías y las de válvulas y líneas de gran tamaño pueden resultar en un costo instalado mucho menor para dos válvulas de alivio de presión más pequeñas. Cuando se instalan dos o más válvulas de alivio de presión, por esas razones, deben especificarse con puntos de ajuste escalonados, a fin de minimizar el golpeteo a bajas velocidades de alivio.

5.7.2

Prevención del golpeteo – En el dimensionamiento de válvulas de alivio de presión es siempre necesario seleccionar el orificio próximo más grande comercialmente disponible por encima del tamaño calculado. Aun más, una válvula de alivio de presión puede levantarse como resultado de varias contingencias, una cualquiera de las cuales requiere una velocidad de alivio más baja que la de la contingencia de diseño. Ambos factores afectan la probabilidad de que una válvula de alivio de presión para vapores, experimente golpeteo en servicio, ya que éste es más probable que ocurra cuando la cantidad de fluido que se descarga es menor que el 25% de su capacidad máxima. Cuando diferentes contingencias de igual probabilidad requieren capacidades substancialmente




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diferentes, es mejor siempre usar dos o más válvulas de alivio de presión con ajustes escalonados. Por ejemplo, si una contingencia requiere una capacidad de 3 kg/s (6.61 lb/s) y otra 12 kg/s (26 lb/s) se usarían dos válvulas de alivio de presión, una con capacidad mínima de 3 kg/s (6.61 lb/s) y otra de 9 kg/s (20 lb/s). La válvula de menor capacidad en este caso se ajustaría a la menor presión de ajuste escalonado. Cuando una contingencia de incendio es la contingencia más grande y la contingencia próxima es menor que el 25% de la velocidad de alivio por incendio, deben siempre usarse válvulas de alivio de presión múltiples con ajustes escalonados. Sin embargo, cuando la contingencia por incendio es la carga más pequeña, generalmente se ignora. Esto se debe a que un incendio es una contingencia remota y el golpeteo bajo condiciones de un incendio no constituye una preocupación importante. 5.7.3

Diseño de instalaciones con múltiples válvulas de alivio de presión – Cuando se requieren dos o más válvulas de alivio de presión en casos como los anteriores, las capacidades y puntos de ajuste deben especificarse de acuerdo al Código ASME, como sigue: 1.

El código estipula que cuando se usan múltiples válvulas de alivio de presión, solamente una de ellas necesita ser ajustada a la máxima presión de trabajo permitida (MAWP). Las válvulas adicionales pueden ajustarse hasta un 105% de la MAWP. (Para propósitos de diseño la máxima presión de trabajo permitida es la misma que la presión de diseño).

2.

Adicionalmente, una tolerancia de 3% sobre la presión de ajuste es permitida para válvulas nominalmente ajustadas a la presión de diseño o máxima presión de trabajo permitida. así que una manipulación cuidadosa del punto de ajuste en el campo (sitio de la planta) puede proveer un escalonamiento de los puntos de ajuste, pero esto no se considera normalmente en el diseño. Las cuestiones relacionadas con el punto de ajuste, escalonamiento, tolerancia y sobrepresión son tópicos en que otros códigos pueden diferir del Código ASME. Si se instalan válvulas múltiples para manejar una capacidad por condición de operación (o sea la condición de incendio o una fuente de calor inesperada no es un factor de control al dimensionamiento la válvula), entonces las válvulas deben manejar esa capacidad a una presión de alivio que no exceda el 116% de la presión de diseño. Es una práctica aceptada dimensionar todas las válvulas a la máxima presión de trabajo permitida más una acumulación del 16% y además escalonar los ajustes hasta el 105% de la presión de diseño de la presión de diseño. Esta práctica resuelve al diseñador el problema de ajustar la válvula con el punto de ajuste más alto a la presión de diseño y escalonar hacia abajo desde ese punto. Esto también asegura que se cumplen los requerimientos del Código, puesto que con un ajuste de presión escalonado de 105% de la presión de




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diseño, la sobrepresión de la válvula de alivio de presión no debe exceder el 10% a la capacidad total. Si, por otra parte, una condición de incendio o fuente de calor inesperado controla la capacidad, la presión de acumulación puede subir al 121% de la presión de diseño, cuando la válvula esté manejando la capacidad requerida.

5.8

3.

En el caso de que una condición de incendio es la que rige puede usarse una válvula suplementaria ajustada tan alto como lo permita el Código. Esta válvula que se muestra en la Figura 6 provee la máxima carga posible sobre el asiento. Este ajuste deja sólo un 9.1% de sobrepresión disponible para el dimensionamiento aunque la presión de acumulación en el recipiente es de 21%.

4.

La velocidad de alivio total para algunos sistemas de alivio de presión puede ser muy alta como en el caso del tambor separador de un termoreactor. Esta velocidad puede ser manejada económicamente por una válvula de alivio de presión que descarga líquido a un sistema cerrado; y otra válvula ajustada a una presión mayor, decargando vapores a la atmósfera. La configuración del diseño debe asegurar que el líquido preferentemente sea descargado a través de la válvula ajustada a una presión menor y que la posibilidad del arrastre de líquido a través de la válvula para vapores, sea minimizada proveyendo un espacio de vapor igual a por lo menos 15 minutos de sustentación del nivel de líquido por encima de la alarma de alto nivel de líquido.

Características especiales para válvulas de alivio de presión operadas por resorte Las características adicionales que se describen a continuación, disponibles como medio para mejorar el hermetismo por debajo de la presión de ajuste de una válvula de alivio de presión cargada por resorte, pueden estar justificados en algunas aplicaciones.

5.8.1

Asiento Blando – (Ver Figura 7) Es un sello en forma de anillo de material sintético, o sea es un asiento blando (por ejemplo, de Viton o de caucho de silicón) que puede incorporarse en el área del asiento del disco de una válvula convencional o de una válvula de alivio de presión del tipo de fuelle balanceado. Con este dispositivo puede lograrse un cierre hermético más cercano a la presión de ajuste que con un asiento típico de metal a metal. Es particularmente aplicable en servicios que presentan dificultades tales como: 1.

Operación cercana a la presión de ajuste, por ejemplo, por causa de fluctuaciones de presión o pulsaciones. Sin embargo, en caso de nuevos diseños debe todavía aplicarse el margen normal de 10% o 100 a 175 kPa (15 a 25 psi) entre las presiones operacionales y de ajuste.


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2.

Fluidos muy livianos, difíciles de detener, tal como hidrógeno.

3.

Presencia de partículas de sólidos muy finas.

4.

Equipos sujetos a vibración.

5.

Fluidos corrosivos.

6.

Formación de hielo en la boquilla durante las condiciones de alivio.

El costo adicional es aproximadamente 50% para válvulas pequeñas y entre 15 y 40% para válvulas más grandes. Los asientos “blandos” están normalmente limitados a una temperatura máxima de aproximadamente 230°C (446°F) y a una presión máxima de 10000 kPa manométricos (1450 psig). 5.8.2

Adaptador de hermetismo – Este dispositivo puede ser incorporado en válvulas convencionales o de fuelle balanceado, para reducir el pequeño escape de presión o sudoración que ocurre por debajo del punto de ajuste. Funciona aplicando la carga adicional de un resorte auxiliar sobre el vástago de la válvula movida por un mecanismo de varillas. La presión de entrada de la válvula de alivio de presión se aplica a través de una pequeña tubería al pistón que controla la posición de la uña de empuje, de modo que la creciente presión del recipiente aumenta la fuerza de asiento aplicada al resorte auxiliar. El mecanismo de varillas está diseñado de tal manera que cuando se alcanza la presión de ajuste, la uña de empuje se mueve alejándose del centro y se dispara a una posición neutral en que no se transmite ninguna fuerza sobre el resorte auxiliar, permitiendo así que la válvula de alivio de presión opere normalmente. Es necesario un reajuste manual de la uña de empuje para reactivar el adaptador de mermetismo, después que la válvula ha descargado. El dispositivo es diseñado para fallar en posición segura, puesto que la pérdida de la presión del pistón permite que la uña de empuje se mueva a una posición neutral. Es aplicable a válvulas de alivio que operan cerca del punto de ajuste, o sea donde ocurren fluctuaciones de presión o pulsaciones. En nuevos diseños debe usarse el margen normal de 10% o 170 kPa (25 psi) entre la presión operacional y la presión de ajuste, pero el adaptador de hermetismo puede lograr la reducción de ese margen en casos y como:

5.9

1.

Remodelación de equipos existentes para operar a una presión más alta.

2.

Operación continua de equipos donde es necesario reducir la máxima presión de trabajo permitida debido a corrosión.

Discos de ruptura Un disco de ruptura (Ver Figura 8) es un diafragma delgado instalado entre bridas y diseñado para reventar a una presión determinada. Existen varios tipos disponibles comercialmente. Normalmente, se usa un disco previamente




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abombado y puede incluirse si se requiere un apoyo para eliminar la posibilidad de ruptura bajo condiciones de vacío. Los materiales del disco más comúnmente usados son aluminio, monel, inconel y acero inoxidable, pero también están disponibles otros materiales o revestimientos, tales como carbón, oro y plástico para servicios particularmente corrosivos. Los discos de ruptura están normalmente disponibles para presiones de ruptura de hasta 4800 kPa manométricos (696 psig) y hasta 41000 kPa manométricos (5948 psig) en los tamaños más pequeños. Seleccionando el material del disco apropiado, se pueden soportar temperaturas de hasta 480°C (896°F). 5.9.1

5.9.2

Ventajas – Las ventajas de los discos de ruptura sobre las válvulas de alivio de presión son las siguientes: 1.

No existe un pequeño escape de presión previo a la ruptura.

2.

Tienen mayor probabilidad de ser más efectivos que una válvula de alivio de presión, para aliviar una presión explosiva.

3.

Es menos vulnerable a problemas de corrosión u obstrucción que una válvula de alivio de presión.

4.

Tiene mayor capacidad de manejar líquidos de alta viscosidad y líquidos con sólidos en suspensión.

5.

Es adecuado para aplicaciones en que se requiere una rápida despresurización en adición a prevenir una sobrepresión.

6.

Su costo inicial puede ser menor que el de una válvula de alivio de presión.

Desventajas – Los discos de ruptura presentan las siguientes desventajas: 1.

Todo el contenido del sistema protegido se pierde cuando el disco se revienta. Esto requiere una interrupción de las operaciones para reemplazar el disco a menos que se provea una válvula de bloque corriente arriba del disco. En este caso debe usarse una válvula con dispositivo para bloqueo en posición abierta.

2.

La presión de ruptura real puede desviarse en +5% de la presión establecida en la “nueva” condición y el efecto de la fatiga en servicio puede resultar en su falla prematura a presiones más bajas. Por lo tanto, es normal aplicar un margen de 20% de la presión de ajuste entre la presión operacional y de ajuste. Es por eso que un disco de ruptura puede requerir una presión de diseño de los componentes del equipo mayor que la normal. Este margen puede, sin embargo, reducirse usando una construcción especial del disco.

3.

No puede probarse para determinar la exactitud de su punto de ruptura o los efectos de su servicio en operación. Algunas veces se instala un disco de ruptura aguas arriba de una válvula de alivio de presión para evitar el escape de materiales altamente tóxicos o




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costosos, o para minimizar la corrosión o ensuciamiento de la válvula. Debe proveerse algún medio de detectar y aliviar la presión acumulada entre el disco y la válvula. El disco no se reventará a su presión de diseño, si la contrapresión se acumula en ese espacio debido a escape de presión a través del disco por corrosión u otra causa. Algunos retenedores de disco incluyen una conexión hembra enroscada en la brida aguas abajo para instalar un medio de venteo abierto. Otro arreglo aceptable limitado a servicios limpios, usa un drenaje con un manómetro y una válvula de exceso de flujo que permite que se venteen pequeños escapes de presión. Si el disco se revienta y la válvula de alivio de presión se abre debido a sobrepresión, la válvula de exceso de flujo cierra y el manómetro continúa indicando la presión en la línea, después que se reasienta la válvula de alivio de presión. Algunas veces se usa un manómetro con un drenaje normalmente cerrado. Este sistema depende de la operación manual para prevenir la sobrepresión y su uso no es recomendado. También, puede usarse un disco de ruptura en algunos casos para proveer protección contra una sobrepresión explosiva interna. Sin embargo, este es un asunto que involucra un diseño especial y debe consultarse con la sección correspondiente de la Superintendencia de Seguridad Industrial.

5.10

Compuerta para explosión Un recipiente que opera esencialmente a presión atmosférica y está sujeto a explosión interna tal como un oxidador de asfalto, debe ser protegido con una compuerta contra explosión equivalente por lo menos al 80% del área transversal del recipiente. La compuerta consiste de una tapa de metal con bisagras instalada sobre una apertura en el tope del recipiente y sellada por su propio peso. Para recipientes que operan normalmente a una presión ligeramente positiva se logra un sello hermético usando ménsulas de fijación con pasadores de esfuerzo más bien que con una compuerta más pesada lo cual aumenta la inercia evitando una apertura rápida. Pueden proveerse una o más compuertas para un sólo recipiente. La Figura 9 ilustra un conjunto de doble compuerta que puede ser diseñado para dejar expuesto el 100% del área transversal del recipiente.

5.11

Sello líquido En algunos casos puede usarse un sello en forma de circuito hidráulico, para aliviar la sobrepresión en componentes del equipo que operan a una presión ligeramente por encima de la atmosférica. Ejemplos son ciertos fraccionadores de nafta con condensación total, donde el sello se instala en el espacio de vapores del tambor de condensado, descargando a la atmósfera.

5.11.1

Descripción – El sello consiste de un tubo sencillo en forma de U conteniendo un líquido apropiado (normalmente agua) con la profundidad y diámetro




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dimensionados para dejar pasar el flujo máximo de alivio a la presión de diseño requerida. 5.11.2

Características del diseño – Deben incorporarse las siguientes características de diseño: 1.

Reposición de agua continua para mantener el circuito del tubo en U para asegurarse de que el sello siempre está completo durante la operación normal y es reestablecido después de una evacuación.

2.

Protección adecuada contra la congelación del sello durante el invierno, para climas donde esto suceda.

3.

Asegurar una descarga segura del agua del sello evacuada, considerando cualquier posibilidad de contaminación por los líquidos de proceso.

4.

Deben satisfacerse los criterios que rigen la aceptación de descargas de fluidos de proceso a la atmósfera, como se describe más adelante para válvulas de alivio de presión en esta subsección.

5.

Deben eliminarse completamente todas las contingencias por causa de las cuales podrían descargarse hidrocarburos líquidos a través del venteo atmosférico.

6.

La línea de venteo debe satisfacer los requerimientos de supresión de evaporación instantánea y aplicación de vapor de agua descritos en la Norma PDVSA–MDP–(Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15B) “Minimización de los Riesgos de Incendio, Explosión y Accidentes”. Aunque los sellos de líquido son relativamente sencillos, confiables y económicos, su aplicación es limitada debido a la dificultad de satisfacer todos los criterios anteriormente descritos. también pueden no ser muy prácticos donde existen condiciones de vacío.

5.12

Válvula de alivio de presión para servicio contra taponamiento por polímeros Los sistemas de proceso que manejan polímeros y resinas (por ejemplo, goma de butilo) están a menudo sujetos a taponamiento en sitios terminales como por ejemplo, a la entrada a una válvula de alivio de presión. En casos extremos puede resultar un bloqueo completo de la tubería de entrada y de la boquilla de la válvula. Este problema puede obviarse con el uso de válvulas de alivio de presión con un asiento a ras, en las cuales el extremo sin flujo se elimina colocando el disco a nivel con la pared del recipiente, en la vía de flujo del contenido.

5.13 5.13.1

Protección contra la sobrepresión con el uso de restricciones y vías de escape de presión Restricciones – Como una alternativa para aumentar la capacidad de algunos dispositivos de alivio de presión, en algunos casos especiales los componentes


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de los equipos pueden protegerse con válvula de alivio de presión más pequeñas, instalando una restricción física en cualquier vía de flujo por la que puedan estar conectados a una fuente de fluidos de alta presión. La base para la evaluación de las vías de presurización al considerar restricciones por medio de tuberías, válvulas de retención, orificios de restricción y válvulas de control se describe en el volumen PDVSA–MDP–08–SA–02. 5.13.2

6

Vías de escape de presión – Como una alternativa adicional a la instalación de dispositivos de alivio de presión, los equipos pueden, en algunos casos, ser protegidos mediante la provisión de una vía de escape de presión constantemente disponible y adecuadamente dimensionada. La base para evaluar tales vías de escape de presión, incluyendo tubería de interconexión, válvulas del tipo “CSO”, válvulas de control, placas de orificio, componentes del equipo en paralelo, etc., se describe en la Norma PDVSA–MDP–08–SA–02.

NOMENCLATURA No aplica en esta sección



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APENDICE Figura 1 Figura 2 Figura 3 Figura 4

Figura Figura Figura Figura Figura

5 6 7 8 9

“Válvula típica de alivio de seguridad convencional” “Característica de una válvula típica de seguridad” “Fuerzas que actúan sobre los discos de válvulas de seguridad del tipo convencional y de fuelle balanceado” “Condiciones de presión para una válvula de seguridad instalada en un recipiente a presión (fase vapor). válvula suplementaria usada para exposición a un incendio solamente” “Válvula típica de seguridad de fuelle balanceado” “Válvula típica de alivio de presión operada por piloto” “Válvula de seguridad con sello de asiento de anillo en “O”” “Conjunto típico de disco de ruptura” “Compuerta de explosión para oxidador de asfalto”




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FIGURA 1 VALVULA TIPICA DE ALIVIO DE SEGURIDAD CONVENCIONAL




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FIGURA 2 CARACTERISTICAS DE UNA VALVULA TIPICA DE ALIVIO DE SEGURIDAD




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FIGURA 3 VALVULA TIPICA DE ALIVIO DE SEGURIDAD DE FUELLE BALANCEADO (SERIE FERRIS 2600)




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FIGURA 4 VALVULA TIPICA DE ALIVIO DE PRESION OPERADA POR PILOTO




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FIGURA 5 FUERZAS QUE ACTUAN SOBRE LOS DISCOS DE VALVULAS DE ALIVIO DE SEGURIDAD DEL TIPO CONVENCIONAL Y DE FUELLE BALANCEADO




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FIGURA 6 CONDICIONES DE PRESION PARA UNA VALVULA DE ALIVIO DE SEGURIDAD INSTALADA EN UN RECIPIENTE A PRESION (FASE VAPOR) VALVULA SUPLEMENTARIA USADA PARA EXPOSICION A UN INCENDIO SOLAMENTE




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FIGURA 7 VALVULA DE SEGURIDAD CON SELLO DE ASIENTO DE ANILLO EN “O” (SERIE FERRIS 2600)




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FIGURA 8 CONJUNTO TIPICO DE DISCO DE RUPTURA

FIGURA 9 COMPUERTA DE EXPLOSION PARA OXIDAR DE ASFALTO


PDVSA N°

TITULO

MDP–08–SA–04

PROCEDIMIENTOS PARA ESPECIFICAR Y DIMENSIONAR VALVULAS DE ALIVIO DE PRESION

1

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Sinceración con el MID/MIR

33

O.R.

L.R

0

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APROBADO

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J.P

F.R.

REV.

FECHA

APROB.

PDVSA, 1983


PAG. REV. APROB.


ESPECIALISTAS



SEGURIDAD EN EL DISEÑO DE PLANTAS PROCEDIMIENTOS PARA ESPECIFICAR Y DIMENSIONAR VALVULAS DE ALIVIO DE PRES. Indice manual

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

5 PROCEDIMIENTOS PARA ESPECIFICAR Y DIMENSIONAR VALVULAS DE ALIVIO DE PRESION . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

5.1 5.2 5.3 5.4 5.5

Dimensionamiento para servicio de vapor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dimensionamiento para servicio de líquido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Dimensionamiento para servicio de fases mixtas de vapores y líquidos Dimensionamiento de válvulas de alivio de presión operadas por piloto Preparación de especificaciones de diseño para válvulas de alivio de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 10 12 12

6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

17

7 APENDICES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

19

Tabla 1. Tabla 2. Tabla 3. Tabla 4. Figura 1. Figura 2. Figura 3. Figura 4. Figura 5. Figura 6a. Figura 6b. Figura 7. Figura 8.

13

Propiedades termodinámicas de varias substancias a condiciones estándar . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 20 Tamaño normalizado de las válvulas de alivio, en función del tamaño del orificio 21 Valores de la constante “C” para calculos con la formula de flujo . 22 Factores de corrección para sobrecalentamiento para válvulas de seguridad en servicio para vapor de agua . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24 Presión de flujo crítico para hidrocarburos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 25 Factor de dimensionamiento para contrapresión constante o variable (Kb) para válvulas de alivio de seguridad de fuelle balanceado balanceado (vapores y gases) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 26 Area requerida del orificio de la válvula de seguridad para alivio de vapores de hidrocarburos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27 Valores de F31 para flujo subcrítico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 28 Factores de corrección de capacidad por defecto de sobrepresión para válvulas de alivio y válvulas de alivio de seguridad en servicios con líquidos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29 Viscosidad a temperaturas de operación – segundos Saybolt universal (SSU) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 30 Corrección de viscosidad: procesamiento alterno según estándar API–RP–520 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 31 Factor de dimensionamiento (Kw) a contrapresión variable o constante para válvulas de alivio de seguridad de fuelle balanceado (líquidos solamente) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32 Especificaciones de diseño para válvulas de alivio de presión . . . 33


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SEGURIDAD EN EL DISEÑO DE PLANTAS PROCEDIMIENTOS PARA ESPECIFICAR Y DIMENSIONAR VALVULAS DE ALIVIO DE PRES.

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OBJETIVO Entregar suficiente información para especificar y dimensionar válvulas de alivio. El tema “Sistemas de alivio de presión”, dentro del área de “Seguridad en el diseño de plantas”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA–MDP– 08–SA–01 08–SA–02

Descripción de Documento Sistemas de alivio de presión: Principios Básicos. Sistemas de alivio de presión: Consideraciones de contingencia y determinación de los flujos de alivio.

08–SA–03 08–SA–04

Sistemas de alivio de presión: Dispositivos de alivio de presión. Sistemas de alivio de presión: Procedimientos para especificar y dimensionar válvulas de alivio de presión (Este documento). 08–SA–05 Sistemas de alivio de presión: Instalación de válvulas de alivio de presión. Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Sistemas de alivio de presión”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, son una actualización de la Práctica de Diseño “Seguridad en el diseño de plantas, Subsección 15C: Sistemas de alivio de presión”, presentada en la versión de Junio de 1986 del MDP.

2

ALCANCE Cubre los requerimientos para la especificación y dimensionamiento de válvulas de alivio de presión para servicios de vapor, líquido y fases mixtas.

3

REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso (versión 1986)

Vol I, Sección 3 “Torres de Fraccionamiento” Vol VIII, Sección 14 “Flujo de Fluidos” Vol IX, Subsección 15D “Mechurrios” Vol IX, Subsección 15C: “Sistemas de Alivio de Presión”

Manual de Diseño de Proceso PDVSA–MDP–03–S–01 “Tambores Separadores: Principios Básicos”. Otras Referencias ASME–Section I, “Power Boilers”, 1992


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ASME–Section VIII, “Pressure Vessels”, 1992 API–RP520, “Sizing, Selection and Installation of Pressure–Relieving Devices in Refineries”, Part I, 6th edition, Marzo 1993 CRANE Technical Paper No. 410M, “Flow of fluids through valves, fittings and pipes”, 1986

4

DEFINICIONES Véase PDVSA–MDP–08–SA–01.

5

PROCEDIMIENTOS PARA ESPECIFICAR Y DIMENSIONAR VALVULAS DE ALIVIO DE PRESION El flujo de alivio requerido para una válvula de alivio de presión se determina considerando las contingencias que pueden causar una sobrepresión como se describió en el volumen PDVSA–MDP–08–SA–02. En lo que sigue, se describen los procedimientos de cálculo para determinar el tamaño de la válvula de alivio de presión requerido para dejar pasar el flujo de alivio de diseño.

5.1

Dimensionamiento para servicio de vapor Flujo crítico y sub–crítico El flujo máximo de vapores a través de una restricción, tal como una boquilla u orificio de una válvula de alivio de presión, tiene lugar cuando las condiciones son tales que la velocidad a través del área de la sección transversal es igual a la velocidad del sonido en esos vapores. A esta condición se la refiere como el flujo crítico o flujo restringido (Esto no debe confundirse con velocidad crítica que está relacionada con el arrastre al cual se hace referencia en PDVSA–MDP–(Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 3) “Torres de y PDVSA– Fraccionamiento”, PDVSA–MDP–03–S–01 “Tambores” MDP–(Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15E) “Mechurrios”. Referirse al documento PDVSA–MDP–(Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 14C) “Flujo de Fluidos”, flujo de gas de una sola fase, para una presentación de esos tópicos). La ecuación simplificada para la velocidad sónica o crítica es: Vc + F 1

Ǹ kPρ

x

x

Ec. (1)





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FECHA

1

AGO.97


ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ donde:

Vc k

= =

Px

=

ρx

=

F1

=

Velocidad crítica Relación de los calores específicos a presión constante y a volumen constante, Cp y Cv, respectivamente(Cp /Cv) Presión en la restricción cuando ocurre el flujo crítico (presión de flujo crítico) Densidad a la temperatura y presión del flujo crítico Factor cuyo valor depende de la unidades usadas

En unidades SI


m/s adim

pie/s adim

kPa

psia

kg/m3

lb/pie 3

31.5

68.1

La caída de presión que corresponde al flujo crítico se denomina “caída de presión crítica”, o sea es P1–Px, donde P1 es la presión absoluta aguas arriba. Si la presión P2 (superimpuesta + acumulada) aguas abajo de la restricción es menor que la “presión del flujo crítico”, entonces el flujo máximo que puede obtenerse y que ocurre a la velocidad crítica es una función de P1 y de Px, pero no es afectado por P2. Sin embargo, si la presión P2 es mayor que Px, entonces el flujo se denomina “subcrítico” y la velocidad de flujo es una función de P1 y P2. Existen entonces dos ecuaciones para dimensionar las válvulas de alivio de presión en servicio para vapores, dependiendo de si el flujo es crítico o subcrítico. En el diseño de válvulas de alivio de presión, es deseable seleccionar el lugar de la descarga de la válvula de alivio a una presión lo suficientemente baja para permitir diseñar para condiciones de flujo crítico, de modo que el flujo de alivio sea independiente de pequeñas fluctuaciones de la contrapresión.

5.1.1

Determinación de la presión del flujo crítico El primer paso para dimensionar una válvula de alivio de presión para el flujo de vapores es determinar la presión del flujo crítico Px, mediante la siguiente ecuación: Px + P1

ƪ

k k–1 2 k ) 1

ƫ

Ec. (2)

Para vapores de hidrocarburos, el valor de Px/P1 puede leerse directamente en la Figura 1., la cual es lo suficientemente exacta bajo todas las condiciones relacionadas con el cálculo de válvula de alivio de presión. La relación de calores específicos, k, para una substancia en particular, varía con la presión y temperatura, pero para los cálculos de válvula de alivio de presión, pueden usarse los valores publicados de k a 15°C (60°F) y a una atmósfera (14.7 psia).





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En la Tabla 1 se presenta un listado de los valores de k para un rango de gases comunes con los valores correspondientes de Px/P1. Cuando la presión y temperatura reducidas se acercan a 1.0, la relación Px/P1 se acerca al valor límite de 0.606. 5.1.2

Dimensionamiento para vapores – flujo crítico Para condiciones de flujo crítico (o sea, cuando la presión superimpuesta total más la contrapresión acumulada, es igual o menor que la presión de flujo crítico) la siguiente ecuación se usa para calcular el área del orificio requerido:

Ǹz M. T

W + F 23 C . K d . Kb . A . P 1

Ec. (3a) 1

donde:

C + 520

Ǹƪ

k)1 k–1 2 k k ) 1

ƫ

Ec. (3b)

Combinando las ecuaciones (3a) y (3b), se obtiene:

W + F 2 K d . Kb . A . P 1

Ǹ

ƪ

M k 2 z . T1 k ) 1

ƫ

k)1 k–1

Ec. (4)

donde: En unidades SI


W

=

Cantidad de flujo a aliviar

kg/s

lb/h

Kd

=

Coeficiente de descarga del orificio según lo recomienda el fabricante. Generalmente, se usa un coeficiente de 0.975 para el tipo común de válvula de alivio de presión. (Sin embargo, algunos diseños de válvula más recientes y válvulas fabricadas fuera de los EUA pueden tener un coeficiente ligeramente diferente. Para la selección final de la válvula, debe consultarse la literatura del fabricante).

adim

adim

Kb

=

Factor de corrección para la contrapresión. Nota: Para válvulas de alivio de seguridad convencionales puede usarse un valor de 1.0 para las condiciones de flujo crítico.

adim

adim




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FECHA

1

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En unidades SI


mm2

pulg 2

Para válvulas del tipo fuelle balanceado deben consultarse las curvas del fabricante para el factor de contrapresión recomendado (Kb). Este factor (Kb) puede ser significativo, o sea puede ser menor de 1.0 a contrapresiones menores que la presión de flujo crítico. La Figura 2. representa un promedio de los valores de (Kb) recomendados por varios fabricantes de válvulas de alivio de presión y pueden usarse cuando se desconoce la marca de la válvula de fuelle balanceado. Sin embargo, ese gráfico no es confiable para presiones de ajuste menores 345 kPag (50 psig) y debe hacerse referencia al catálogo del fabricante de la válvula de alivio de presión. A

=

Area efectiva del orificio

P1

=

kPa abs.

psia

M

=

Presión de entrada a la brida a las condiciones de alivio (incluyendo la acumulación) Peso molecular de los vapores

kg/kmol

lb/lbmol

z

=

adim

adim

T1

=

Factor de compresibilidad a las condiciones de entrada. Temperatura de entrada a las condiciones de alivio

°K

°R

k

=

Relación de calores específicos (Cp/Cv) a las condiciones de entrada, que se dan para algunas sustancias en la Tabla 1. Nota: pueden usarse valores publicados de (k) a 15°C (60°F) y una atmósfera. Si (k) es desconocido puede usarse un valor “conservador” de k = 1.10 o un valor más común de k = 1.30. Si se desea corregir para gases no ideales, puede usarse el Apéndice E de la especificación API 520 “American Petroleum Institute” (API).

adim

adim

C

=

Constante para vapores del Código ASME “Recipientes de Presión no Sometidos a Combustión”; como se mencionó anteriormente, “C” es función de la relación de calores específicos (k). La Ec.(3b) para determinar “C” se presenta tabulada en la Tabla 3.

adim

adim

F2

=


1.1x10 –5

520

Factor cuyo valor depende de las unidades usada

2.11x10 –8

1

F23

=


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El procedimiento de cálculo es como sigue: 1.

Para vapores de hidrocarburos, la Ec.(4) puede ser resuelta directamente mediante la Figura 3.

2.

Para vapor de agua, ver “Dimensionamiento para el Flujo de Vapor de Agua” más adelante.

3.

Para mezclas de vapores de hidrocarburos, más hidrógeno más vapor de agua, ver “Dimensionamiento para Mezclas de Vapores de Hidrocarburos/Hidrocarburos/Vapor de Agua” más adelante.

4.

Para vapores distintos de los anteriores deben aplicarse las Ecs. (3a) y (3b) anteriores.

El procedimiento anterior aplica a válvulas convencionales y de fuelle balanceado de alivio de seguridad, con tal que se use el factor apropiado de contrapresión, Kb. 5.1.3

Dimensionamiento para vapores–flujo subcrítico Para los casos excepcionales de flujo subcrítico (por ejemplo, cuando se diseña una válvula de alivio de presión para una baja presión de ajuste y la presión superimpuesta más contrapresión acumulada total excede la presión del flujo crítico) pueden usarse las siguientes ecuaciones:

W + F 3 Kd . A

Ǹƪ

P1 V1

ƫ

ȱ k ƫȧ1 – ƪk–1 ȧ Ȳ

k–1ȳ k P2 ȧ ȧ P1

ǒ Ǔ ƪ ƫ P2 P1

2 k

ȴ

Ec. (5)

ó W + F 30 F 31 Kd A

Ǹ

MP 1 ǒP 1– P 2Ǔ zT

En unidades SI


Contrapresión total (superimpuesta más acumulada)

kPa abs

psia

Volumen específico a la condiciones de entrada

m3/kg

pie3/lb

donde: P2

=

V1

=

Ec. (6)


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F3

=

F30

=


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Factor cuyo valor depende de las unidades usadas Factor cuyo valor depende de las unidades usadas

F 31 +

Ǹǒ

k k–1

Ǔǒ

P2 P1

Ǔ

2ńK

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1

AGO.97


4.47 x 10–5

2404

10–5

735

1.55 x

ȱ1– ǒP2ńP1Ǔ(k–1)ńkȳ ȧ 1 – ǒP ńP Ǔ ȧ 2 1 Ȳ ȴ

(Para valores véase Figura 4.) El resto de la nomenclatura es como se definió después de la Ec.(4) anterior. Las ecuaciones anteriores son aplicables solo a válvulas del tipo convencional y válvulas de alivio de presión operadas por pilotos. Las válvulas de fuelle balanceado se pueden calcular aplicando la Ec. (4). 5.1.4

Dimensionamiento para flujo de vapor de agua Para el flujo de vapor de agua bajo condiciones de flujo crítico, la siguiente ecuación se obtiene sustituyendo las constantes apropiadas en la Ec. (4): W + F 4 . K d . Kn . K sh . A . P 1

Ec. (7)

En unidades SI


1.46 x 10–6

51.5

10445 kPa abs

1515 psia

10445 kPa abs

1515 psia

22170 kPa abs

3215 psia

A

0.02764

0.1906

B

0.03324

0.2292

donde: Ksh

=

Factor de corrección para vapor sobrecalentado, determinado según la Tabla 4 (ksh = 1.0 para vapor saturado) a cualquier presión.

F4

=

Factor cuyo valor depende de las unidades usadas.

Kn

=

Factor de corrección para la ecuación de Napier

Valores de Kn Para P1 v Kn = 1 Para P1 > y

P1 v Kn +

(AP1 – 1000) (BP1 – 1061)





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Para flujo de vapor de agua bajo condiciones de flujo subcrítico, puede usarse la siguiente ecuación, derivada de la Ec.(5).

W + F 5 K d . Kn . K sh . A

Ǹ

ƪ ƫƪ ƫ P1 V1

donde: F5

=

Factor cuyo valor depende de las unidades usadas.

P2 P1

1. 54

ȱ ȧ1 – Ȳ

ǒ Ǔ P2 P1

ȳ ȧ ȴ

0.23

Ec. (8)

En unidades SI


9.33 x 10–5

5020

Nótese que para calderas por combustión, en que las instalaciones de válvulas de seguridad deben cumplir con el Código ASME para Calderas de Potencia (ASME Sección I: “Power Boilers”), en vez del Código para Recipientes a Presión no Sometidos a Combustión (ASME Sección VIII), la acumulación permitida es de sólo 6% en vez de 10%. Debe hacerse también referencia a las definiciones de (Kd) y (A) anteriores. 5.1.5

Dimensionamiento para mezclas de vapores de hidrocarburos, hidrógeno y vapor de agua El dimensionamiento de una válvula de alivio de presión para mezclas de vapores de hidrocarburos, hidrógeno y vapor de agua a condiciones de flujo críticas puede (en la mayoría de los casos) basarse en el peso molecular promedio y el uso de la Figura 1. para la determinación de la presión de flujo crítico, seguido del uso de la Figura 3. para la determinación del área del orificio requerida. El procedimiento es lo suficientemente exacto para propósitos de dimensionamiento de válvulas de alivio de presión. Sin embargo, la Figura 1. no puede usarse para pesos moleculares promedio menores de 10, y en tales casos debe usarse la Ec. (2) para calcular Px, usando un valor promedio de “k” para la mezcla. también se requiere un valor promedio de “k” si la Ec. (5) aplica. Cuando se requiere un valor promedio de “k” para una mezcla de vapores de hidrocarburos/hidrógeno/vapor de agua el procedimiento para determinar ese valor de “k” es como sigue: 1.

Combinar los calores específicos a presión constante en base a peso.

2.

Combinar los calores específicos a volumen constante de la misma manera.

3.

El valor promedio de “k” es entonces la relación de los calores específicos promedio combinados.



5.2


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Dimensionamiento para servicio de líquido

5.2.1

Dimensionamiento para líquidos de no–evaporación instantánea No hay una presión de flujo crítico que limite el flujo de líquido a través del orificio de una válvula de alivio de presión, en oposición a caso de flujo de vapores. El flujo de descarga es una función de la caída de presión a través de la válvula, como lo indica la Ec. (9):

L + F 6 A . K d . Ku . K w

Ǹǒ

P dǓ

Ec. (9)

S

(Para válvulas de alivio que requieren certificación de capacidad de líquidos) L + F 6 A . K p . Kd . K u . K w

Ǹ

1.25P – P b S

Ec. (10)

(Para válvulas de alivio que no requieren certificación) donde: En unidades SI


L

=

Flujo volumétrico de líquido a aliviar

dm3/s

gpm

A

=


mm2

pulg 2

Kp

=

Factor de corrección por sobrepresión que se obtiene de la Figura 5. para sobrepresiones menores del 25% de la presión de ajuste. Este factor es necesario puesto que las válvulas de alivio de presión en servicio líquido generalmente requieren un 25% de sobrepresión para un levantamiento total y la fórmula para dimensionamiento está basada en un levantamiento total. Sin embargo, cuando la presión de ajuste es igual a la presión de diseño, la sobrepresión máxima está limitada, bajo el Código ASME, a 10% de la presión de ajuste (16% con válvulas múltiples) para contingencias por fallas operacionales. El factor Kp representa la capacidad reducida que resulta de un levantamiento reducido, sobrepresión reducida y por el cambio del coeficiente de descarga del orificio.

adim

adim


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En unidades SI


Ku

=

Factor de corrección para líquidos viscosos, determinado según la Figura 6. (a) y (b). Nótese que es necesaria una selección del tamaño del orificio por tanteo, en la determinación del factor “Ku”.

adim

adim

Kw

=

Factor de corrección para contrapresión. Este factor no necesita ser aplicado a válvulas convencionales (o sea Kw = 1.0). Una válvula del tipo fuelle balanceado, sin embargo, tiene un resorte más fuerte que una válvula convencional para el mismo servicio de contrapresión y el factor Kw da cuenta por la reducción de capacidad asociada. El factor Kw se determina con los gráficos de los fabricantes a la contrapresión total (superimpuesta más acumulada). Existen variaciones significativas entre valores de Kw de diferentes fabricantes. La Figura 7. representa un promedio de los valores para suplidores en EUA, los cuales pueden usarse para propósitos de diseño cuando no se sabe quien es el fabricante de la válvula.

adim

adim

P

=

Presión de Ajuste de la válvula

kPa man

psig

Pb

=

Contrapresión total

kPa man

psig

Pd

=

Caída de presión a través de la válvula, o sea la presión de alivio (ajuste mas sobrepresión permitida) menos la contrapresión total (superimpuesta más acumulada). Nótese que aunque el flujo real es proporcional a la raíz cuadrada de la caída de presión a las condiciones de alivio, esta fórmula está basada en la caída de presión medida respecto a la presión de ajuste

kPa

psi

S

=

Gravedad específica del líquido a las condiciones de entrada, referida al agua a 15°C (60°F)

adim

adim

F6

=


1.67 x 10–3

38

Dimensionamiento para líquidos de evaporación instantánea Las válvulas de alivio de presión que manejan fluidos que son líquidos a las condiciones de entrada pero que se vaporizan total o parcialmente a las condiciones de descarga, deben dimensionarse como sigue:



5.3


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1.

Por un procedimiento de tanteo, determinar la cantidad de líquido que se vaporiza por una expansión isentálpica (entalpía constante) a la presión del flujo crítico (o a la presión real, si ésta es mayor que la crítica) para los vapores generados.

2.

Calcular individualmente el área del orificio requerida para dejar pasar el componente de vapor generado usando las Ecs. (3a), (3b), (4), (5) ó (6) según sea la apropiada y de acuerdo con el servicio, tipo de válvula y si la contrapresión es mayor o menor que la presión de flujo crítico.

3.

Calcular individualmente el área del orificio requerida para dejar pasar el componente líquido no vaporizado, usando la Ec. (8). El término que representa la caída de presión, Pd, debe igualarse a la presión de ajuste menos la contrapresión total desarrollada por la porción de vapores a la presión de flujo crítico, excepto cuando la presión de flujo crítico es menor que la contrapresión total calculada (superimpuesta más acumulada), considerando el flujo combinado de líquido y vapores. En el último caso, Pd debe igualarse a la presión de ajuste menos la contrapresión total calculada.

4.

Sumar las áreas calculadas para los componentes de vapores y de líquido para obtener el área total de orificio requerida. Esto puede ser algo conservativo, ya que la evaporación instantánea no tiene lugar instantáneamente a través de un orificio de válvula de alivio de presión.

Dimensionamiento para servicio de fases mixtas de vapores y líquidos El dimensionamiento de una válvula de alivio de presión para el caso de una mezcla de vapores y líquido a las condiciones de entrada, puede calcularse usando el método de sumar las áreas de orificio requeridas para cada fase individualmente, de la misma manera que fue anteriormente descrito para servicio de líquido con vaporización instantánea.

5.4

Dimensionamiento de válvulas de alivio de presión operadas por piloto Los métodos de dimensionamiento para válvulas de alivio de presión operadas por piloto son acordes con las fórmulas aceptadas, descritas anteriormente, utilizando los coeficientes de descarga apropiados y las áreas de orificio efectivas según recomendación de los fabricantes de válvulas. Deben tomarse en cuenta las siguientes indicaciones: Los coeficientes de descarga típicos de válvulas operadas por piloto están en el rango de 0.84 a 0.92. Si no se conoce el valor exacto usar el coeficiente más bajo. Si la válvula piloto descarga a la atmósfera, una válvula operada por piloto puede ser considerada como una válvula balanceada.


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Las válvulas operadas por piloto tienen limitaciones en el servicio para líquidos y debe contactarse el fabricante para recomendaciones acerca de los procedimientos para su dimensionamiento.

5.5

Preparación de especificaciones de diseño para válvulas de alivio de presión La Figura 8 muestra una hoja típica de especificación para una válvula de alivio de presión. Las siguientes notas indican la base para lo que se requiere en la Especificación de Diseño. Número de válvulas requeridas Normalmente se especifica una válvula de alivio de presión estándar disponible de los fabricantes con un área de orificio igual o mayor que el requerimiento calculado. En algunos casos, por ejemplo, de grandes velocidades de alivio o para evitar el golpeteo, son necesarias dos o más válvulas. así mismo, si hay una diferencia apreciable entre el tamaño del orificio calculado y el tamaño disponible, es deseable usar válvulas de alivio de presión múltiples para igualar más exactamente el área disponible al área de orificio requerida. La determinación de las presiones de ajuste y las acumulaciones permisibles para estas instalaciones de válvulas múltiples se describe en el documento PDVSA–MDP–08–SA–03. La columna para Repuestos indica el requerimiento, si lo hay, para la instalación de válvulas de alivio de presión de repuesto en los equipos. Normalmente, esto sólo aplica en el caso de preferencia de la refinería o regulaciones locales, pero es requerido en muchos países europeos. Temperatura La temperatura operacional que ocurre en una emergencia es la temperatura de entrada del fluido bajo condiciones de alivio. Esta temperatura se usa para dimensionar el orificio en servicio para vapores. La temperatura de emergencia no se especifica para servicios líquidos, puesto que la temperatura no entra directamente en el cálculo de dimensionamiento. La temperatura de diseño se especifica igual a la temperatura de diseño del recipiente sobre el cual está localizada la válvula y esta temperatura se usa para la selección de la válvula de las tablas de temperatura y presión de trabajo de los fabricantes. La condición de alta temperatura se considera como un esfuerzo de corta duración y por tanto generalmente no se toma en cuenta. La temperatura de descarga debe, sin embargo, incluirse en el análisis del sistema colector, particularmente en los efectos de la expansión térmica. Nótese que en algunos casos la temperatura de emergencia puede exceder la temperatura de diseño, pero esta última es aún así la usada como base para la selección de la válvula de alivio de presión.


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Un ejemplo de tal caso es una válvula de alivio de presión dimensionada para incendio montada sobre un recipiente que contienen un hidrocarburo de alto punto de ebullición. La temperatura de emergencia es el punto medio de ebullición a la presión de alivio y ésta puede ser considerablemente mayor que la temperatura de diseño del recipiente y de la válvula de alivio de presión. La base para este acercamiento es que la protección de equipos contra exposición a un incendio requiere no sólo instalaciones para el alivio de presión para la descarga de vapores generados por líquidos contenidos, sino también instalaciones para el combate de incendios a fin de enfriar los equipos y evitar fallas por sobrecalentamiento. Así, la temperatura bajo condiciones de alivio no sería más severa que la de exposición a un incendio. Presión de ajuste La presión de ajuste (la presión a la cual la válvula de alivio de presión está diseñada para abrir) se especifica de acuerdo con los requerimientos del Código, como se describe en la Norma PDVSA–MDP–01–(Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, sección 2). En la mayoría de las aplicaciones en recipientes, la presión de ajuste de por lo menos una válvula de alivio de presión es igual a la presión de diseño. Sin embargo, esta presión de ajuste es regulada (hacia arriba o hacia abajo) para compensar cualquier efecto de la presión estática y caída de presión por fricción, que puedan ocurrir cuando la válvula se instala en otra parte que no sea directamente sobre el recipiente. Por ejemplo, si una válvula de alivio de presión se instala en una línea sin flujo por encima de un recipiente lleno de líquido, la presión de ajuste de la válvula de alivio de presión se reduciría lo suficiente para permitir un cabezal estático de líquido entre el recipiente y la válvula. Contrapresión En el caso de una válvula de alivio de presión convencional, la columna “contrapresión máxima” debe especificar la máxima contrapresión superimpuerta (en kPa man. (psig)) bajo condiciones de ausencia de flujo. Si la descarga se dirige a la atmósfera o a un cabezal de válvula de seguridad donde la presión es esencialmente atmosférica bajo condiciones de ausencia de flujo, la máxima contrapresión debe especificarse como “cero”. Para válvulas de alivio de presión del tipo de fuelle balanceado debe especificarse la máxima contrapresión superimpuesta. (Para válvulas de fuelle balanceado que descarga a un cabezal de válvula de seguridad que está a presión atmosférica bajo condiciones sin flujo, la máxima contrapresión es “cero”).




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Presión diferencial del resorte Para válvulas convencionales, la presión diferencial del resorte es igual a la presión de ajuste menos la máxima contrapresión superimpuesta bajo condiciones sin flujo. Para válvulas balanceadas, la presión de apertura no es afectada por la contrapresión y la presión diferencial del resorte es igual a la presión de ajuste. Sobrepresión permitida y condición crítica A menos que se impongan códigos locales más estrictos, la máxima acumulación para recipientes no sometidos a combustión debe especificarse de acuerdo con el Código ASME, Sección VIII, o sea 21% máximo de la presión de diseño para incendio y 10% máximo para todas la otras contingencias de falla. Para válvulas de alivio de presión con presiones de ajuste escalonadas una válvula ajustada para abrir a 105% de la presión de diseño puede tener una sobrepresión de 16% para contingencias del proceso y 21% para condiciones de incendio cuando se cumplen los requerimientos del Código ASME para acumulación, sobre todo la Para las presión de diseño (Ver el documento PDVSA–MDP–08–SA–03). calderas a combustión y serpentines de sobrecalentamiento de vapor de agua en hornos de proceso se permite una acumulación máxima de 6% según la Sección I del Código ASME. (Algunos códigos locales pueden permitir solamente 3% de acumulación). Los siguientes generadores de vapor de agua se consideran como recipientes a presión no sometidos a combustión y la acumulación máxima debe especificarse de acuerdo con el Código ASME, Sección VIII (a menos que sea prohibido por códigos locales). 1.

Evaporadores e intercambiadores de calor en los cuales se genera vapor de agua.

2.

Recipientes por ejemplo calderas de recuperación de calor perdido, en los que el vapor de agua se genera incidentalmente a las operaciones del sistema de procesos, el cual involucra una serie de recipientes a presión, tales como se usan en la manufactura de productos químicos y de petróleo. (Los equipos que someten a combustión un combustible suplementario deben considerarse como recipientes a presión sometidos a combustión.) La “condición crítica” en la hoja de especificaciones se anota como la contingencia que determina el tamaño de la válvula, o sea incendio o falla operacional.




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Tipo y tamaño de la válvula de alivio de presión La escogencia del tipo y tamaño de la válvula de alivio, se hará usando los catálogos de los fabricantes recomendados de la filial que estudia el caso. Dependiendo de la tradición de compra que tenga cada una de las instalaciones de cada una de las filiales de PDVSA, se tendrán suplidores preferidos. Observaciones: A veces, al formato presentado en la Figura 8, es conveniente añadir una fila llamada “Observaciones”, donde se debe incluir factores relevantes tales como: 1.

La presencia (y concentración si se conoce) de materiales corrosivos, diferentes de las concentraciones típicas de compuestos de azufre presentes en corrientes de hidrocarburos derivados del petróleo.

2.

Requerimientos para características especiales de válvulas, por ejemplo, conexiones de entrada y salida, engranaje de levantamiento de la válvula, etc., que sean no estándar.

3.

Requerimientos para materiales de construcción especiales.

4.

Base para especificar características no estándar o especiales.

5.

Autorefrigeración, si afecta los materiales de construcción del sistema colector.

6.

Clarificaciones respecto a la presión de ajuste, si es diferente a la presión de diseño de los equipos.


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ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ

NOMENCLATURA

En unidades SI


A

=


mm2

pulg2

C

=

Constante para vapores del Código ASME “Recipientes de Presión no Sometidos a Combustión”. Relación de los calores específicos a presión constante y a volumen constante, Cp y Cv, respectivamente(Cp /Cv) Factor de corrección para la contrapresión. Nota: Para válvulas de alivio de seguridad convencionales puede usarse un valor de 1.0 para las condiciones de flujo crítico.

adim

adim

ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ k

=

Kb

=

Kd

=

adim

adim

adim

adim

Coeficiente de descarga del orificio según lo recomienda el fabricante.

adim

adim

Factor de corrección para la ecuación de Napier Factor de corrección que se obtiene de la Figura 5. Factor de corrección para vapor sobrecalentado, determinado según la Tabla 4 (Ksh = 1.0 para vapor saturado) a cualquier presión Factor de corrección para líquidos viscosos. Factor de corrección para contrapresión. Flujo volumétrico de líquido a aliviar Peso molecular de los vapores

adim

adim

adim

adim

adim

adim

adim adim dm3/s kg/kgmol

adim adim gpm lb/lbmol

Kn

=

Kp

=

Ksh

=

Ku Kw L M

= = = =

P P1

= =

Presión de Ajuste de la válvula Presión de entrada a la brida a las condiciones de alivio (incluyendo la acumulación)

kPa abs kPa abs.

psig psia

P2

=

Contrapresión total (superimpuesta más acumulada)

kPa abs

psia

Pb Pd Px

= = =

Contrapresión total Caída de presión a través de la válvula. Presión en la restricción cuando ocurre el flujo crítico (presión de flujo crítico)

kPa man kPa kPa

psig psi psia

ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ





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1

AGO.97


ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ S

=

En unidades SI


Gravedad específica del líquido a las condiciones de entrada, referida al agua a 15°C (60°F) Temperatura de entrada a las condiciones de alivio

adim

adim

°K

°R

m/s m3/kg

pie/s pie3/lb

T1

=

Vc V1

= =

Velocidad crítica Volumen específico a la condiciones de entrada

W

=

Cantidad de flujo a aliviar

kg/s

lb/h

z

=

adim

adim

ρx

=

Factor de compresibilidad a las condiciones de entrada. Densidad a la temperatura y presión del flujo crítico

kg/m3

lb/pie 3

ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ


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AGO.97


APENDICES Tabla 1. Tabla 2. Tabla 3. Tabla 4. Figura 1. Figura 2.

Figura 3. Figura 4. Figura 5.

Figura 6a. Figura 6b. Figura 7.

Figura 8.

Propiedades termodinámicas de varias substancias a condiciones estándar Tamaño normalizado de las válvulas de alivio, en función del tamaño del orificio Valores de la constante “C” para cálculos con la fórmula de flujo Factores de corrección para sobrecalentamiento para válvulas de seguridad en servicio para vapor de agua Presión de flujo crítico para hidrocarburos Factor de dimensionamiento para contrapresión constante o variable (Kb) para válvulas de alivio de seguridad de fuelle balanceado (vapores y gases) Area requerida del orificio de la válvula de seguridad para alivio de vapores de hidrocarburos Valores de F31 para flujo subcrítico Factores de corrección de capacidad por defecto de sobrepresión para válvulas de alivio y válvulas de alivio de seguridad en servicios con líquidos Viscosidad a temperaturas de operación – segundos Saybolt universal (SSU) Corrección de viscosidad: procesamiento alterno según estándar API–RP–520 Factor de dimensionamiento (Kw) a contrapresión variable o constante para válvulas de alivio de seguridad de fuelle balanceado (líquidos solamente) Especificaciones de diseño para válvulas de alivio de presión


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TABLA 1. PROPIEDADES TERMODINÁMICAS DE VARIAS SUBSTANCIAS A CONDICIONES ESTÁNDAR* RELACIÓN DE CALORES ESPECÍFICOS

RELACIÓN DE PRESIÓN DE FLUJO CRÍTICO Px/P1

k = CP/CV Gas METANO

1.31

0.54

ETANO

1.19

0.57

PROPANO

1.13

0.58

BUTANO

1.09

0.59

AIRE

1.40

0.53

AMONIACO

1.31

0.53

BENCENO

1.12

0.58

DIOXIDO DE CARBONO

1.29

0.55

HIDROGENO

1.41

0.52

SULFURO DE HIDROGENO

1.32

0.53

FENOL

1.30*

0.54*

VAPOR DE AGUA

1.33

0.54

DIOXIDO DE AZUFRE

1.29

0.55

TOLUENO

1.09

0.59

* ESTIMADA * LAS CONDICIONES ESTANDAR SON 15°C (60°F) Y PRESION ATMOSFERICA


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TABLA 2. TAMAÑO NORMALIZADOS DE LAS VÁLVULAS DE ALIVIO, EN FUNCIÓN DEL TAMAÑO DEL ORIFICIO

Area real del orificio normalizado, plg2

Tamaño normalizado de válvula

0,110

1” x Dx 2”

0.196

1” x Ex2”

0,307

1 1/2” x F2”

0.785

2” x Hx3”

1,838

3” x Kx4”

2,853

4” x Lx6”

6,380

4” x Lx 6”

11,040

6” x Q x8”

16,000

6” x Rx10”

26,000

8” x Tx10”


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1

AGO.97

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TABLA 3. VALORES DE LA CONSTANTE “C” PARA CÁLCULOS CON LA FÓRMULA DE FLUJO

k +

Cp Cv

C + 520

Ǹǒ

2 k k ) 1

1.001

315

1.02

318

1.04

320

1.06

322

1.08

324

1.10

327

1.12

329

1.14

331

1.16

333

1.18

335

1.20

337

1.22

339

1.24

341

1.26

343

1.28

345

1.30

347

1.32

349

1.34

351

1.36

352

1.38

354

k)1 Ǔk–1


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1

AGO.97

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TABLA 3. (CONT.)

k +

Cp Cv

C + 520

Ǹǒ k

2 k ) 1

1.40

356

1.42

358

1.44

359

1.46

361

1.48

363

1.50

364

1.52

365

1.54

368

1.56

369

1.58

371

1.60

372

1.62

374

1.64

376

1.66

377

1.68

379

1.70

380

2.00

400

2.20

412

(*) Para uso en la ecuación (3a)

k)1

Ǔk–1




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1

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TABLA 4. FACTORES DE CORRECCIÓN PARA SOBRECALENTAMIENTO PARA VÁLVULAS DE SEGURIDAD EN SERVICIO PARA VAPOR DE AGUA




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1

AGO.97


Fig 1. PRESIÓN DE FLUJO CRÍTICO PARA HIDROCARBUROS




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1

AGO.97


Fig 2. FACTOR DE DIMENSIONAMIENTO PARA CONTRAPRESIÓN CONSTANTE O VARIABLE (Kb) PARA VÁLVULAS DE ALIVIO DE SEGURIDAD DE FUELLE BALANCEADO (VAPORES Y GASES)




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1

AGO.97


Fig 3. AREA REQUERIDA DEL ORIFICIO DE LA VÁLVULA DE SEGURIDAD PARA ALIVIO DE VAPORES DE HIDROCARBUROS




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F31

Fig 4. VALORES DE F31 PARA FLUJO SUBCRÍTICO

Línea de flujo crítico

r + P 2ńP 1


FECHA

1

AGO.97





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1

AGO.97


FACTOR DE CORRECCION, Kp

Fig 5. FACTORES DE CORRECCIÓN DE CAPACIDAD POR EFECTO DE SOBREPRESIÓN PARA VÁLVULAS DE ALIVIO Y VÁLVULAS DE ALIVIO DE SEGURIDAD EN SERVICIOS CON LÍQUIDOS

PORCENTAJE DE SOBREPRESION NOTA: LA CURVA DE ARRIBA INDICA QUE HASTA UNA SOBREPRESION DE 25%, INCLUSIVE LA CAPACIDAD ES EFECTADA POR EL CAMBIO DE ELEVACION, EL CAMBIO EN EL COEFICIENTE DE DESCARGA DEL ORIFICIO Y EL CAMBIO DE SOBREPRESION. POR ENCIMA DE 25% LA VALVULA ESTA A SU ELEVACION TOTAL Y LA CAPACIDAD ES SOLAMENTE AFECTADA POR LA SOBREPRESION




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1

AGO.97


Fig 6.a VISCOSIDAD A TEMPERATURAS DE OPERACIÓN–SEGUNDOS SAYBOLT UNIVERSAL (SSU)




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1

AGO.97


Fig 6.b. CORRECCIÓN DE VISCOSIDAD: PROCESAMIENTO ALTERNO SEGÚN ESTÁNDAR API–RP–520

R = NUMERO DE REYNOLDS Para dimensionar una válvula de alivio para servicio de líquidos viscosos: 1. Determinar el área requerida sin la corrección para la viscosidad, Ao (Ku = 1.0), con la ecuación 9. 2. Seleccionar el tamaño próximo más grande de orificio estándar de la referencia del fabricante o de la Tabla 2. 3. Determinar el número de Reynolds “R” con la ecuación: En Unidades En Unidades F x L.S. SI Inglesas R+ 7 m ǸA Donde: L = Flujo dm3/s gpm adim adim S = Gravedad especifica a la temperatura de flujo contra agua a 15°C. (60°F) m = Viscosidad a la temperatura de flujo cp(mPa.s) lb/pie.s A = Area efectiva del orificio (de la referencia del fabricante) mm2 pulg2 6 1 x 10 1.669 F7 = Factor cuyo valor depende de las unidades usadas 4. Encontrar el factor de corrección para viscosidad (Ku) del gráfico. 5. El área corregida que se requiere es Ao/Ku. Si este valor excede el de A1 repetir el cálculo. 6. Si el área corregida que se requiere tiene un valor solo ligeramente mayor que el tamaño del orificio estándar, considerar el uso de válvulas múltiples más pequeñas con presiones de ajuste escalonadas a fin de minimizar la tendencia al golpeteo.




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1

AGO.97


Fig 7. FACTOR DE DIMENSIONAMIENTO (Kw) A CONTRAPRESIÓN VARIABLE O CONSTANTE PARA VÁLVULAS DE ALIVIO DE SEGURIDAD DE FUELLE BALANCEADO (LÍQUIDOS SOLAMENTE)




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FECHA

1

AGO.97


Fig 8. ESPECIFICACIONES DE DISEÑO PARA VÁLVULAS DE ALIVIO DE PRESIÓN EJEMPLO DE FORMATO PARA ESPECIFICACIONES DE DISEÑO


PDVSA N°

TITULO

MDP–08–SA–05

INSTALACION DE VALVULAS DE ALIVIO DE PRESION

1

AGO.97

Sinceración con el MID/MIR

32

O.R

L.R.

0

AGO.95

APROBADA

30

J.P.

F.R.

REV.

FECHA

APROB.

PDVSA, 1983


PAG. REV. APROB.


ESPECIALISTAS




REVISION FECHA SEGURIDAD EN EL DISEÑO DE PLANTAS 1 AGO.97 SISTEMAS DE ALIVIO DE PRESION INSTALACION VALVULAS DE ALIVIO DE PRESION Página 1

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3


3

5.1 5.2 5.3 5.4

Localización de válvulas de alivio de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Posición de las válvulas de alivio de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diseño de la tubería de entrada a válvulas de alivio de presión . . . . . . . Selección de descarga atmosférica o cerrada para válvulas de alivio de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Aplicación de los criterios para dirigir la descarga de válvulas de alivio de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diseño de la tubería de salida de válvulas de alivio de presión descarga atmosférica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Diseño de sistemas cerrados para válvulas de alivio de presión . . . . . . .

9 12

6 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

24

5.5 5.6 5.7

Figura 1. Figura 2. Figura 3. Figura 4a. Figura 4b. Figura 4c. Figura 5. Figura 6.

Válvula de alivio de presión típica sin válvula de aislamiento Válvula de alivio de presión típica montada en línea de proceso Instalación típica para evitar turbulencia excesiva a la entrada de una válvula de alivio de presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Instalación típica de válvulas de alivio con válvulas de aislamiento Arreglo de instalación típica de válvulas de alivio con 100% de respaldo de capacidad de alivio Arreglo alterno de instalación típica de válvulas de alivio con 100% de respaldo de capacidad de alivio Válvula de alivio de presión instalada en una tubería larga . . . . . . Arreglo de válvula de aislamiento para cabezales y subcabezales

3 4 4 5 7

26 27 28 29 30 31 32 33


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PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO

1

OBJETIVO Presentar procedimientos para la instalación de válvulas de alivio. El tema “Sistemas de alivio de presión”, dentro del área de “Seguridad en el diseño de plantas”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA–MDP– Descripción de Documento 08–SA–01 Sistemas de alivio de presión: Principios Básicos. 08–SA–02 Sistemas de alivio de presión: Consideraciones de contingencia y determinación de los flujos de alivio. 08–SA–03 Sistemas de alivio de presión: Dispositivos de alivio de presión. 08–SA–04 Sistemas de alivio de presión: Procedimientos para especificar y dimensionar válvulas de alivio de presión. 08–SA–05 Sistemas de alivio de presión: Instalación de válvulas de alivio de presión (Este documento). Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Sistemas de alivio de presión”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, son una actualización de la Práctica de Diseño “Seguridad en el diseño de plantas, subsección 15C: Sistemas de alivio de presión”, presentada en la versión de Junio de 1986 del MDP.

2

ALCANCE Cubre los requerimientos para el diseño e instalación de las tuberías de entrada y de salida de las válvulas de alivio de presión, así como los criterios de selección de descargas a la atmósfera o a los sistemas cerrados, y el diseño de sistemas cerrados para disposición de los alivios. Se excluyen los tambores de purga y los mechurrios.

3

REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso (versión 1986)

Vol IX, Subsección 15C “Sistemas de alivio de presión”. Vol IX, Subsección 15D “Sistemas de manejo de desechos”. Vol IX, Subsección 15E “Mechurrios”. Vol IX, Subsección 15K “Manejo de químicos y productos de alta peligrosidad”.


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Otras Referencias ASME–Section VIII, “Pressure Vessels”, 1992 API–RP520, Part II, 4th edition,“Sizing, Selection and Installation of Pressure–Relieving Devices in Refineries, Part II: Installation”, Diciembre 1994. API–RP521, “Guide for Pressure–Relieving and Depressuring Systems”,1990

4

DEFINICIONES Véase PDVSA–MDP–08–SA–01

5

PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO 5.1

Localización de válvulas de alivio de presión Una válvula de alivio de presión debería normalmente ser instalada muy cerca del equipo que protege. Cuando se trata de recipientes, la válvula de alivio de presión debería ser instalada directamente sobre el recipiente (Ver Figura 1). Sin embargo, si los códigos locales no lo prohiben, está permitido montar la válvula de alivio de presión sobre la tubería de proceso conectada al recipiente (ver Figura 2), con tal que la vía de alivio desde el recipiente a la válvula de alivio de presión esté libre de obstrucciones y cumpla con los requerimientos que se listan a continuación. Sobre la misma base también está permitido proteger uno o más recipientes que estén conectados por tuberías por una sola válvula de alivio de presión (o grupo de válvulas de alivio de presión) montada sobre uno de los recipientes o sobre la tubería de interconexión, con tal que: La vía de alivio de presión entre cualquier recipiente y la válvula de alivio de presión que lo protege debe satisfacer los requerimientos de Diseño especificados en “Evaluación de rutas de Escape en el Diseño de Alivio de Presión”. La caída de presión entre el recipiente o tubería sobre la cual está montada la válvula de alivio de presión no debe exceder el valor máximo permitido especificado según el caso. Cuando una válvula de alivio de presión se usa en un fraccionador para proteger un tambor de destilado con una entrada sumergida, la válvula de alivio de presión debe estar localizada en la columna misma y no en la tubería de salida de tope o debe descargar a un sistema cerrado. Esto es con el fin de evitar un alivio de líquido en el caso de que la válvula de alivio de presión descargue bajo condiciones de un incendio en el tambor de destilado. Adicionalmente, las válvulas de alivio de presión deberían ser instaladas corriente abajo de estaciones reductoras de presión, placas de orificio, tomas para medición de flujo y otras conexiones como codos, a una distancia suficiente para evitar turbulencia, la cual genera inestabilidad. (Ver Figura 3).



5.2



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Posición de las válvulas de alivio de presión Las válvulas de alivio de presión deberían ser instaladas en la posición vertical. La instalación de válvulas de alivio de presión, diferentes a la posición vertical afecta su operación y debería ser consultado con el fabricante.

5.3 5.3.1

Diseño de la tubería de entrada a válvulas de alivio de presión Caída de presión de la tubería de entrada La tubería de entrada, entre el equipo protegido y la conexión de entrada de la válvula de alivio de presión, debería ser diseñada de manera tal que la caída de presión total no exceda 3% de la presión de ajuste de la válvula. (Ver Figuras 1, 2, 3, 4a, 4b, 4c y 5). La caída de presión debería ser calculada usando la máxima capacidad de alivio de la válvula. En el caso de presiones de ajuste por debajo de 100 kPa manométricos (14.7 psig) la máxima caída de presión a la entrada puede ser aumentada a 5% de la presión de ajuste (unidades manométricas). El propósito de este requerimiento, que aplica a ambas válvulas del tipo convencional y de fuelle, es evitar el golpeteo, como se describe en el documento PDVSA–MDP–08–SA–03. El golpeteo causado por un tamaño de tubería de entrada menor que el requerido, puede algunas veces eliminarse en válvulas de alivio de presión operadas por piloto, si la conexión de toma de presión de la válvula piloto se hace directamente del recipiente que se está protegiendo. Sin embargo, se recomienda que se apliquen las limitaciones de caída de presión anteriores, para evitar la reducción de capacidad que resultaría de pérdidas excesivas a la entrada y asegurar la ausencia de golpeteo.

5.3.2

Dimensionamiento de la tubería de entrada El diámetro nominal de la tubería de entrada debe ser igual o mayor que el diámetro nominal de la conexión de entrada de válvula de alivio de presión. Cuando válvulas de seguridad múltiples se unen con un múltiple por la entrada, el área de la sección transversal de la tubería que conforma el múltiple, debe ser igual o mayor que la suma de todas las áreas (de sección transversal) de entrada de las válvulas abiertas al múltiple.

5.3.3

Prevención del taponamiento en entradas de válvulas de alivio de presión 1.

Debe proveerse calefacción en las tuberías de entrada de válvulas de alivio de presión donde pueda ocurrir taponamiento por formación de hielo, acumulación de cera o congelamiento de líquidos viscosos a temperaturas ambientales.



2.

5.3.4



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Donde pueda ocurrir taponamiento de la tubería de entrada como resultado de formación de coque, acumulación de sólidos, etc., por corrientes de proceso, debe colocarse una purga continua o una retroinyección de un fluido limpio, (por ejemplo vapor de agua) por debajo de la válvula de alivio de presión. El flujo se controla normalmente mediante un orificio de restricción dimensionado para proveer un flujo de por lo menos 1.5 m/s (0.5 pie/s) en la línea de entrada. En el caso particular de válvulas de alivio de presión para reactores de craqueo catalítico, la experiencia ha demostrado que las líneas de entrada pueden mantenerse libres de taponamiento por catalizador y coque si se proveen de un codo de extensión interno dentro del reactor, orientado horizontalmente hacia la línea central del reactor. Cualquier conexión interna debe ser de igual o mayor diámetro que el de la entrada de la válvula de alivio de presión. Esto es adicional a la purga con vapor de agua.

Válvulas de aislamiento Se puede incluir una válvula de bloque con dispositivo para bloqueo en posición abierta (CSO) en la tubería de entrada a una válvula de alivio de presión, si se requiere para propósitos de aislamiento y si está permitido por códigos locales. Para mayores detalles véase puntos 5.6.7 y 5.7.3 de este procedimiento y el documento PDVSA–08–SA–02.

5.4

Selección de descarga atmosférica o cerrada para válvulas de alivio de presión Las vías de descarga de las válvulas de alivio de presión a la atmósfera o a un sistema cerrado se determina de acuerdo con los siguientes criterios:

5.4.1

Criterios para descargar válvulas de alivio de presión a sistemas cerrados Se requiere la descarga de válvulas de alivio de presión a sistemas cerrados para las siguientes categorías de servicio: 1.

Válvulas de alivio de presión que manejan materiales que son líquidos o parcialmente líquidos en la entrada a la válvula. Se hace una excepción a esto para ciertas válvulas de alivio por expansión térmica .

2.

Válvulas de alivio de presión normalmente en servicio para vapores, pero que bajo cualquier contingencia sencilla pueden descargar líquidos corrosivos, inflamables o peligrosos.

3.

Válvulas de alivio de presión localizadas en el espacio para vapores de recipientes parcialmente llenos de líquido y que podrían llenarse rápidamente con líquido durante un descontrol de la planta. Esta categoría incluye columnas, tambores de destilado, tambores de expansión en refrigeración, o cualquier otro recipiente en que el tiempo de retención de





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líquido por encima de la alarma de alto nivel es menor de 15 minutos, basado en el flujo de entrada de líquido de diseño y el cese del flujo de salida de líquido. Una excepción puede ser un sistema de circuito cerrado de refrigeración donde el inventario es tan pequeño que descarta el sobrellenado. 4.

Válvulas de alivio de presión que manejan vapores tóxicos o corrosivos que se condensan a las condiciones del ambiente, por ejemplo fenol.

5.

Válvulas de alivio de presión en servicio para vapores tóxicos en que la descarga a la atmósfera resultaría en una concentración calculada en la línea de demarcación del sitio o en cualquier área de trabajo (a nivel del suelo o de una plataforma elevada), que excede el Valor Límite dentro del Area (TLV).

6.

Alivios de vapores inflamables, que si son descargados a la atmósfera resultarían, en caso de una ignición inadvertida, en densidades de calor radiante por encima de los niveles de exposición permitidos para el personal. Este nivel máximo está establecido en 9.46 kW/m2 (3000 BTU/hpie2) a nivel de plataformas cercanas a la cual el personal puede tener acceso, y tienen suficientes vías de escape para abandonar el lugar en unos ocho segundos; si se necesita ejecutar acciones de emergencia en dichas plataformas cercanas, la radiación no deberá exceder de 6.31 kW/m2 (2000 BTU/hpie2) y el personal podrá dejar el lugar en un minuto o menos. Todo esto supone que no hay protección física contra la radiación térmica. En el caso que se tenga algún tipo de protección (vestimenta apropiada, pantallas, etc.), los valores de radiación pueden ser mayores. El cálculo para la densidad de calor por radiación sigue el procedimiento detallado para mechurrios en los procedimientos de cálculos presentados en el documento PDVSA–MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15E), con la excepción de que se usen valores menores para F, la fracción de calor emanado que se irradia, por las velocidades de salida asociadas con descargas de válvulas de alivio de presión, que generalmente son más altas. F para Alivios de Válvulas de Alivio de Presión

7.

Hidrógeno, metano

0.1

Etano e hidrocarburos más pesados

0.25

Las válvulas de alivio de presión que no entran dentro de las categorías anteriores pero que serían contribuyentes significativos a la contaminación atmosférica. Tales alivios no deben ser normalmente usados para dimensionar un sistema cerrado, pero deben combinarse tomándolos en cuenta hasta el límite de su capacidad. El orden de preferencia para su



8.

5.4.2



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combinación es (1) vapores malolientes, (2) hidrocarburos no saturados, (3) hidrocarburos saturados. Si los requerimientos locales no permiten tales descargas atmosféricas, será necesario incluir esos alivios, cuando se determina el tamaño del sistema cerrado. Válvulas de alivio de presión en sitios donde la descarga atmosférica es permitida, pero la conexión a un cabezal cerrado es menos costosa que una línea de descarga atmosférica a una localización aceptable.

Criterios para la descarga de válvulas de alivio de presión a la atmósfera Las válvulas de alivio de presión pueden descargarse a la atmósfera si se satisfacen las siguientes condiciones:

5.4.3

1.

El fluido manejado debe ser totalmente vapor a la entrada de la válvula.

2.

La válvula no debe caer en ninguna de las categorías listadas bajo “Criterios para Válvulas de Alivio de Presión a Sistemas Cerrados”

3.

Se cumplen las regulaciones locales con respecto a alivios atmosféricos.

Vías de descarga para válvulas múltiples Algunos equipos que operan en dos modos, tales como reactores que son regenerados periódicamente, requieren protección separada con válvulas de alivio de presión para cada servicio. Son necesarias precauciones especiales en casos en que la válvula de alivio de presión en servicio normal descargue hidrocarburos y la válvula para el ciclo de regeneración descargue aire. En la eventualidad de que ambas válvulas descarguen a la atmósfera debe ponerse un aviso de advertencia cerca de las válvulas de alivio de presión y explicar claramente los procedimientos apropiados en las instrucciones operacionales. Si la válvula de alivio de presión para servicio de hidrocarburos descarga a un sistema cerrado deben proveerse conexiones tales que solamente un sistema de alivio de presión pueda estar en servicio al mismo tiempo, y el aire procedente del ciclo de regeneración se mantenga alejado del sistema cerrado. En adición deben proveerse letreros de advertencia apropiados e instrucciones adecuadas.

5.5

Aplicación de los criterios para dirigir la descarga de válvulas de alivio de presión A continuación se describe la aplicación de los criterios para dirigir la descarga de las válvulas de alivio de presión en varias instalaciones típicas de planta. 1.

Columna de fraccionamiento Una válvula de alivio de presión en una columna de fraccionamiento en servicio para hidrocarburos es típicamente descargada a la atmósfera, con tal que se cumplan los tres criterios que se acaban de exponer. Aunque la localización de la válvula de alivio de presión en el tope de la columna o en





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la línea de salida de vapores del tope está normalmente expuesta a materiales en fase de vapor de modo que es aceptable la descarga a la atmósfera, cierta cantidad de líquido puede ser arrastrada con los vapores que salen del tope bajo ciertas condiciones de descontrol tal como inundación de la columna o flujo invertido desde el tambor de destilado. Sin embargo, la sobrepresión conjuntamente con el arrastre de líquido se considera una doble contingencia, la cual no se toma en cuenta para propósitos de diseño, excepto en el caso de válvulas de alivio de presión localizadas en la zona de vapores de recipientes parcialmente llenos de líquido. Aun cuando el alivio de tope de una columna sea todo vapor en la entrada a la válvula de alivio de presión, la posibilidad de condensación de vapores de alto peso molecular después del alivio puede ser otra materia que requiere consideración. Algunos asumen que ocurrirá extensa condensación en el aire si la temperatura atmosférica más baja está por debajo de la temperatura de condensación de los vapores de hidrocarburos aliviados. Sin embargo, no necesariamente ocurre esto. A medida que los vapores se despresionan a través de la válvula de alivio de presión, se sobrecalientan, lo cual minimiza las tendencias a condensar en la zona rica cerca del punto de alivio. Más adelante, corriente abajo, los vapores de hidrocarburos se enfrían al mezclarse con aire. Este enfriamiento y dilución con aire reduce la presión de vapor de los hidrocarburos y a menudo resulta en que el punto de rocío de los hidrocarburos permanece por debajo de la temperatura real de los vapores, evitando así la condensación. Existen cálculos que indican que pocos alivios de válvulas de alivio de presión en refinerías se condensan, independientemente de su peso molecular. La tendencia es máxima, sin embargo, donde las presiones son cercanas a la atmosférica y el sobrecalentamiento relativo a la atmósfera es mínimo. Las columnas de destilación atmosférica y los fraccionadores de unidades de craqueo catalítico tienden a entrar en esta categoría. Como se expone en la API RP 521, algunos operadores consideran que es grande la probabilidad de que la condensación calculada coalezca en gotitas que gravitan (como una lluvia) cuando la presión parcial de los condensables en el punto de rocío excede 1/3 de la atmosférica. Con este factor y la protección del ambiente en algunas plantas han desviado tales alivios a un sistema cerrado. Sin embargo, generalmente esto no ha sido de mucha preocupación y tales alivios han sido tratados como si fueran todo vapor. 2.

Bombas y hornos No es siempre necesario que una válvula de alivio de presión que debe descargar a un sistema cerrado debe también ser conectada a un cabezal de mechurrio. Por ejemplo, válvulas de alivio de presión en hornos frecuentemente descargan a un recipiente corriente abajo del horno y


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válvulas de alivio de presión en bombas normalmente descargan a la succión de la bomba o al recipiente de succión de la bomba. Cuando las variaciones de presión en la succión de la bomba pueden resultar en sobrepresión en el lado de descarga, la válvula de alivio de presión debe descargar a algún lugar seguro que no sea la succión. Como una alternativa podría usarse una válvula de fuelle balanceado puesto que no es afectada por una contrapresión superimpuesta variable. (Véase el documento PDVSA–MDP–08–SA–03) 3.

Válvulas de alivio de expansión térmica Véase el documento PDVSA–MDP–08–SA–01 la sección correspondiente a “Sobrepresión causada por expansión térmica”

4.

Calderas de recuperación de calor de desecho Una válvula de alivio de presión instalada en la carcaza de generación de intercambio de una caldera de recuperación de calor de desecho (a diferencia de la instalación en un tambor de vapor de agua), en la mayoría de los diseños descarga una mezcla de agua y vapor. Esta mezcla no puede descargarse con seguridad a la atmósfera, ni en el suelo, ni en un lugar elevado, y por lo tanto debe proveerse un medio para separar el vapor y el agua, tal como un tambor para recolección de agua, para permitir así la disposición de las dos fases con seguridad.

5.

Intercambiadores de calor y condensadores Las válvulas de alivio de presión instaladas en intercambiadores de calor y condensadores para protección contra la rotura de un tubo deben descargar a un sistema cerrado, cuando pueda haber descarga de líquido.

5.6

Diseño de la tubería de salida de válvulas de alivio de presión descarga atmosférica La tubería de salida de las válvulas de alivio de presión que descargan a la atmósfera debe ser diseñada de acuerdo con lo siguiente:

5.6.1

5.6.2

Requerimientos 1.

Deben satisfacerse los criterios señalados en el punto 5.4 de este volumen

2.

Deben cumplirse las limitaciones de contrapresión acumulada definidas en el documento PDVSA–MDP–08–SA–03.

Ignición de los alivios de las válvulas de alivio de presión Si se descargan vapores por encima de su temperatura de autoignición, deberá conectarse una línea de (1” nominal) vapor de extinción que pueda ser remotamente operada. Considerar además lo siguiente:



5.6.3



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1.

Para conexiones para vapor de extinción, debe usarse una temperatura de 315°C (600°F) como criterio de temperatura de autoignición para corrientes de hidrocarburos típicas.

2.

Para la inclusión de una conexión para vapor de extinción, esta características debe también proveerse para todas las válvulas de alivio de presión en servicio para hidrógeno y metano que descarguen a la atmósfera.

3.

Todas las tuberías verticales de válvulas de alivio de presión en servicio para hidrógeno y metano, deben ser provistas de un anillo toroidal (Figura 1) para reducir la probabilidad de ignición por descargas electrostáticas.

Elevación de la tubería vertical de descarga Cuando una válvula de alivio de presión, en servicio para vapores inflamables está montada en el tope de un recipiente debe incluirse lo siguiente:

5.6.4

1.

La tubería debe descargar verticalmente hacia arriba.

2.

El extremo de la tubería debe estar por lo menos 2 m (6 pies) por encima de cualquier parte del recipiente o su tubería que sale del tope, para evitar el choque de la descarga con los equipos.

3.

El extremo de la tubería vertical debe estar por lo menos 3 m (10 pies) por encima de la estructura accesible más alta en un radio de 8 m (26 pies).

4.

La colocación debe también considerar los niveles de disipación de calor por radiación, en caso de que se encienda el alivio de la válvula de alivio de presión. Referirse al Punto 5.3 “Selección de Descarga Atmosférica o Cerrada para Válvulas de Alivio de Presión”.

Restricciones en la tubería No se permiten restricciones en la tubería de salida tales como válvulas de retención, supresores de llama, placas de orificio, etc.

5.6.5

Dimensionamiento de la tubería de salida La tubería de salida se dimensiona de acuerdo con consideraciones de diámetro mínimo y velocidades de salida, como sigue: 1.

El diámetro de la línea de descarga debe ser por lo menos igual al diámetro de la brida de salida de la válvula de alivio de presión.

2.

La tubería vertical de la válvula de alivio de presión debe ser dimensionada para una velocidad máxima de salida, con el alivio en contingencia de diseño, del 75% de la velocidad sónica; esto es con el fin de limitar los problemas de ruido y evitar un flujo estrangulado. Si es necesario instalar una sección de la tubería vertical de mayor diámetro para limitar la máxima velocidad de salida, su longitud debe ser por lo menos equivalente a 10 diámetros de la tubería de mayor diámetro.


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3.


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Las tuberías verticales de válvulas de alivio de presión deben ser también dimensionadas de modo que las velocidades de salida sean al menos 150 m/s (500 pies/s) para el máximo flujo de alivio, y por lo menos 30 m/s (98 pies/s) para el mínimo flujo de alivio. En base a trabajos experimentales y experiencias en la planta, esta velocidad mínima, en conjunción con los requerimientos de elevación ha probado asegurar una dispersión efectiva. La retención de aire y la dilución resultan en una zona de inflamación limitada, con una probabilidad despreciables de que esta zona alcance cualquier equipo que pudiera constituir una fuente de ignición. Para satisfacer los criterios de velocidad mínima de salida deben considerarse las contingencias de sobrepresión que resulten en flujos de alivio menores que los de la contingencia de diseño. Al considerar la velocidad de salida es importante asegurarse de que no se exceden los límites de contrapresión acumulada. En algunos casos este factor, en conjunción con consideraciones de golpeteo de la válvula de alivio de presión a bajos flujos de alivio, justificarían la instalación de dos válvulas de alivio de presión con puntos de ajuste escalonados como se describió en la Parte II de los Procedimientos de Diseño.

5.6.6

Temperatura de diseño de la tubería de salida La temperatura de diseño para tubería de salida de válvula de alivio de presión que descargan a la atmósfera, es normalmente la del ambiente. Sin embargo, debe examinarse si ocurre autorefrigeración y si hay necesidad de materiales resistentes a fractura por fragilidad, y además examinar las fuerzas por expansión térmica, en el caso de que la tubería de alivio sea excepcionalmente larga.

5.6.7

Válvulas de alivio de presión múltiples que descargan a una tubería vertical sencilla Donde dos o más válvulas de alivio de presión se conectan por un múltiple a una tubería vertical sencilla que descarga a la atmósfera, los siguientes requerimientos adicionales son aplicables: 1.

Válvulas de aislamiento Deben proveerse válvulas de aislamiento en las líneas individuales de salida de las válvulas de alivio de presión de acuerdo con los requerimientos del Manual de Ingeniería de Diseño “Safety Relief Protection Systems”, para permitir la remoción con seguridad de una válvula de alivio de presión, para su mantenimiento, durante la operación de la planta.

2.

Contrapresión El sistema combinado de descarga atmosférica debe diseñarse para satisfacer las limitaciones de contrapresión superimpuesta.


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3.


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Falla por fatiga El sistema combinado de cabezal de descarga debe diseñarse de acuerdo con las mismas consideraciones de falla potencial de la tubería por fatiga, como se describe más adelante para sistemas de descarga cerrados.

4.

Velocidad de Salida La velocidad de salida desde la tubería de salida combinada debe cumplir los mismos requerimientos de velocidad máxima y mínima definidos para instalaciones sencillas de válvula de alivio de presión como se describió antes bajo “Dimensionamiento de la Tubería de Salida”. La velocidad máxima debe basarse en el alivio más grande por contingencia sencilla del grupo de válvulas de alivio de presión combinadas en el mismo múltiple. La velocidad mínima debe basarse sobre el alivio más pequeño por contingencia sencilla desde una válvula de alivio de presión del grupo. Esto puede requerir más de una tubería vertical de salida, si se instalan válvulas múltiples de alivio de presión.

5.7

Diseño de sistemas cerrados para válvulas de alivio de presión Los sistemas cerrados para alivios de válvulas de alivio de presión se diseñan de acuerdo con lo siguiente:

5.7.1

Vías de escape en los sistemas cerrados 1.

Sistema de mechurrio convencional La mayoría de las descargas de válvulas de alivio de presión que deben ser dirigidas a un sistema cerrado son combinadas en un múltiple de tubería y alineadas a un tambor de purga convencional y luego a un sistema de mechurrio. El tambor de purga sirve para separar el líquido de los vapores de modo que la porción de vapores pueda ser quemada con seguridad en el mechurrio y la porción de líquido bombeada a instalaciones para su disposición. El tambor de purga puede ser del tipo para materiales condensables o no condensables dependiendo de las características de las corrientes que entran al sistema. Los criterios de selección así como la base de diseño para cada tipo de tambor de purga se detallan en el documento PDVSA MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15D). El diseño del mechurrio incluyendo tambores de sello y otros medios de protección contra el retroceso de la llama se describe en el documento PDVSA MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15E). Además del manejo de alivios de válvulas de alivio de presión, el cabezal del mechurrio se usa también para dirigir otros alivios de emergencia al tambor de purga. Estos incluyen separadores de gas combustible, de compresores y absorbedores.



2.



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A la atmósfera a través de un tambor de purga para condensables Los alivios que pueden ser condensados totalmente pueden ser dirigidos a un tambor de purga para condensables, el cual puede ser venteado a la atmósfera si se cumplen los criterios expuestos en el documento PDVSA MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15D).

3.

Sistemas de mechurrio segregados para H2S Los alivios continuos de sulfuro de hidrógeno concentrado (mayor que 0.5 m3/m3) (como se define en el documento PDVSA MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15K)), se dirigen normalmente a un sistema de mechurrio segregado para H2S, que se describe en el documento PDVSA MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15E), a fin de limitar la extensión de los problemas de ensuciamiento y obstrucciones. Los alivios intermitentes de H2S concentrado (mayor que 0.5 m3/m3 (0.5 pie3/pie3)), (es decir, alivios que duran hasta 30 minutos, por ejemplo mientras descarga una válvula de seguridad) deberían preferiblemente ser dirigidos a un sistema de mechurrio especial para H2S si está disponible; si no a un sistema de mechurrio regular. El sistema segregado tiene la intención de evitar un sistema de alivio sucio y obstruido para las válvulas de alivio de presión. Los cabezales de mechurrios de H2S deben ser construidos con provisión para su aislamiento, lavado y desmantelamiento para su limpieza. Debe reconocerse la necesidad de una limpieza periódica del cabezal del mechurrio de H2S y por tanto debe proveerse una dirección de vía alterna para alivios de H2S para tales ocasiones, si no puede tolerarse una parada de las fuentes de H2S.

4.

Otros sistemas cerrados y segregados para servicios especiales Sistemas cerrados especiales se proveen también para alivios de válvulas de alivio de presión, en ciertos servicios en que resultarían problemas operacionales o peligros por su descarga a través de un cabezal de mechurrio regular. Tales servicios incluyen materiales severamente tóxicos, corrosivos, contaminantes o costosos. Los siguientes son ejemplos de las instalaciones especiales que se requieren: a.

Un cabezal y tanque de purga segregados para válvulas de alivio de presión que descargan fenol, metil–etil cetona (MEK) o dimetilo de formamida (DMF) en procesos que usan estos materiales como solventes. Referirse al documento PDVSA MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15D) para más detalles.



5.7.2



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b.

Un sistema de cabezal y tambor de purga segregados (que se ventea a un cabezal de mechurrio regular), para válvulas de alivio de presión que descargan materiales corrosivos, tales como ácidos o extractos de ácidos en procesos tales como los de alquilación o extracción de isobutileno.

c.

Secciones segregadas del cabezal del mechurrio para evitar la mezcla de vapores que reaccionarían químicamente causando la deposición de sólidos. Por ejemplo, amoníaco debe ser separado de H2S o CO2 para evitar el taponamiento del cabezal por sulfuro de amonio o carbonato de amonio. En algunas situaciones el calentamiento de la línea del mechurrio puede evitar la reacción y formación de depósitos sólidos.

Dimensionamiento de sistemas de mechurrio y otros sistemas de alivio cerrados En lo que sigue se describen los factores que afectan el dimensionamiento de sistemas de alivio cerrados. Los mismos principios aplican al dimensionamiento de otros sistemas de alivio cerrados, por ejemplo, alivios de válvula de alivio de presión que son combinadas en un múltiple a un evento atmosférico. 1.

Consideración de todos los alivios a través del sistema Deben considerarse todos los alivios combinados en el sistema cerrado. Además de las descargas de válvulas de alivio de presión, éstos pueden incluir drenajes de tambores separadores de compresores de gas combustible y de absorbedores, vapores venteados de tambores de separación de agua, corrientes de alimentación desviadas, drenajes cerrados procedentes de equipos, evacuaciones de vapores y de líquido.

2.

Flujo máximo a manejarse El sistema de mechurrio debe ser dimensionado para manejar el mayor flujo total precedente de cualquiera de las fuentes conectadas al mismo y resultante de cualquier contingencia sencilla. Puesto que el sistema del mechurrio consiste de varios cabezales colectores, ramas laterales, tambores de purga y separación, etc., este principio debe aplicarse a todas las partes del sistema, o sea, cada parte del sistema debe estar capacitado para manejar el flujo máximo por cualquier contingencia que pueda ocurrir en esa sección del cabezal. (Cualquier carga continua, tal como quema excesiva de gas por el mechurrio, es adicional a la contingencia más grande). Las bases de diseño para contingencias con el propósito de evaluar los flujos de alivio a sistema del mechurrio se definen en: a.

Flujos de descarga de (PDVSA–MDP–08–SA–02).

válvulas

de

alivio

de

presión



3.



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b.

Flujos de alivio de vapores evacuados, Manual de Ingeniería de Riesgos “Sistemas de paradas de emergencia, bloqueo, despresurización y venteo” (PDVSA–IR–P–01).

c.

Alivio de vapores de tambores de separación de agua (PDVSA–MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15D)).

d.

Flujos de corrientes de alimentación desviadas (PDVSA–MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15E)).

Presión disponible y caídas de presión de los equipos a través del sistema del mechurrio La caída de presión a través del sistema del mechurrio está compuesta de caídas de presión parciales a través de los siguientes equipos: a.

Líneas laterales de descarga desde válvulas de alivio de presión.

b.

Cabezales de válvulas de seguridad.

c.

Tambor de purga.

d.

Cabezal del mechurrio.

e.

Sello del mechurrio (determinada por la inmersión del tubo de sello).

f.

Chimenea del mechurrio.

g.

Boquilla del mechurrio

Con las caídas de presión a través de la boquilla del mechurrio, del sello del mechurrio y la elevación del mechurrio fijos (de acuerdo con los Procedimientos de Diseño de PDVSA–MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15E)), la chimenea del mechurrio, los cabezales y las líneas laterales se dimensionan para el alivio más grande, cuidado de no exceder la máxima presión operacional permitida de los tambores de purga y de los tambores de separación de agua asociados. Estas máximas presiones operacionales permitidas se explican en el documento PDVSA–MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15D) y a su vez son determinadas por: a.

Contrapresión máxima permitida sobre las válvulas de alivio de presión, que es una función de la presión de ajuste, tipo de válvula y de la contingencia más grande.

b.

Contrapresión máxima permitida sobre corrientes de desvío de vapores que permitirá el alivio del flujo de diseño de los equipos.

c.

Contrapresión máxima permitida sobre corrientes de agua de los equipos que permitirá el alivio del flujo de diseño de los equipos.





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El diseño completo de la capacidad del sistema del mechurrio consiste en un dimensionamiento apropiado de las tuberías laterales, cabezales y columna del mechurrio para satisfacer los criterios anteriormente expuestos, usando los procedimientos de cálculo presentados en el Apéndice E (“Design of Relief Manifolds”), del API RP 521. En algunos casos el diseño puede ser optimado con el uso de válvulas de alivio de presión balanceadas (usualmente del tipo con fuelles), las cuales pueden tolerar contrapresiones más altas que las del tipo convencional. 5.7.3

Diseño de un sistema de alivio cerrado 1.

Dirección de la salida del cabezal del mechurrio a través del área de procesos La dirección de la salida de los cabezales de mechurrio a través de las áreas de procesos debe ser tal que se eviten colocaciones con un riesgo de incendio particularmente alto, tales como sobre bombas, hornos, etc. Los cabezales y subcabezales deben ser también dispuestos y provistos con válvulas de aislamiento del tipo “CSO” (trabadas para permanecer abiertas) y discos ciegos del tipo “anteojo”, a menos que sea prohibido por códigos locales (Ver Figura 6). El objetivo es que no sea necesario que líneas del mechurrio permanezcan en servicio en unidades que se paran separadamente. Los tambores de purga y tambores de agua deben ser espaciados y distanciados en áreas de proceso como lo requiere el Manual de Ingeniería de Riesgos.

2.

Tubería de salida de válvulas de alivio de presión La tubería de salida de válvulas de alivio de presión debe ser por lo menos de igual tamaño al de la brida de salida de la válvula.

3.

Drenaje de líquidos desde un sistema de alivio cerrado La acumulación de líquidos en sistemas de alivios cerrados puede imponer una contrapresión apreciable y reducir la capacidad de alivio. Deben incluirse las siguientes características de diseño para evitar estos problemas: a.

Las válvulas de alivio de presión deben instalarse a un nivel por encima del cabezal de modo que la tubería de salida drene dentro del cabezal. En casos excepcionales, está permitida la localización a un nivel por debajo del cabezal, de un drenaje especial para la tubería de salida.

b.

Los cabezales cerrados deben inclinarse continuamente hacia abajo en dirección al tambor de purga desde todos los puntos en que les entran tuberías laterales, desde válvulas de alivio de presión u otros alivios. Los cabezales de mechurrio deben inclinarse continuamente hacia abajo desde el tambor de sello del mechurrio hacia atrás, hasta el tambor de purga. La inclinación requerida es de 0.2%.



4.



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c.

No debe haber puntos bajos, ni otras trampas de líquidos donde pueda acumularse líquido en sistemas de alivio cerrados.

d.

Deben proveerse trazas de vapor a las tuberías de salida de válvula de alivio de presión y también a los cabezales donde puedan ocurrir deposiciones de cera, hielo o congelamiento de líquidos viscosos.

Expansión térmica en el cabezal del mechurrio Pueden usarse juntas de expansión del tipo deslizante como una alternativa a los lazos de expansión en la tubería, si se requieren, para obtener una reducción de la caída de presión o donde las juntas de expansión pueden resultar en acumulación del líquido, pero sujeto a las siguientes condiciones: a.

Están permitidas solamente en áreas con bajo riesgo de incendio, tales como en sitios fuera del área de procesos de la planta, por lo menos a 4,5 m (15 pie) de carreteras y a 15 m (50 pie) de fuentes continuas de ignición tales como hornos .

b.

No deben usarse en cabezales de mechurrio segregados para H2S o servicios similares, debido a la toxicidad del fluido en caso de que ocurra un escape.

c.

El líquido o vapores no son corrosivos para las superficies de contacto.

d.

El sistema en el cual están instaladas opera por debajo de 345 kPa man. (50 psig) (especificar 345 kPa man. (50 psig), presión mínima de diseño)

e.

El límite máximo de temperatura en de 400°C (752°F) y un mínimo de 10°C (50°F) para servicio intermitente, puesto que la formación de hielo puede causar que la junta se pegue.

Si se especifica una junta deslizante la especificación de diseño debe incluir también las siguientes notas: f.

Proveer guías y anclajes para eliminar momentos en la tubería y absorber fuerzas extremas sobre las juntas.

g.

Las partes cilíndricas deslizantes de la junta deben ser de acero inoxidable 18–8

h.

La junta debe ser guiada internamente para mantener la alineación axial.

i.

La junta debe tener 6 tornillos de empacadura con anillo tipo y provisiones para inyección de un lubricante no combustible. El material de la empacadura debe ser de un material adecuado (asbesto no está permitido por ser cancerígeno) para 400°C (752°F) y debe ser por lo menos de 13 mm (1/2 pulg.). La empacadura impregnada con teflón no es aceptable.



5.



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j.

La junta debe ser protegida con tensores limitantes parea evitar la sobre–expansión o compresión.

k.

La identificación de la junta debe incluir presión y temperatura de diseño, rango de temperatura, ajuste ambiental, rango de movimiento máximo para comprensión y extensión.

Temperatura de diseño para sistemas de alivio cerrados La temperatura de diseño de todas las tuberías, cabezales, tambores de purga, etc. en un sistema de alivio cerrado, debe considerar las condiciones reales más extremas asociadas con cualquier contingencia sencilla. La aplicación de esta base de diseño incluye las siguientes interpretaciones: a.

Deben tomar en cuenta las bajas temperaturas que puedan resultar por autorefrigeración o expansión cuando los fluidos de proceso se descargan a través de válvulas de alivio de presión.

b.

Puede concederse crédito por una caída de temperatura por expansión en el caso de alivios calientes y también por enfriamiento atmosféricos del cabezal, si estos pueden calcularse realísticamente.

c.

Los extremos de temperatura de descarga usados para el diseño de sistemas de alivios de presión se basan en contingencias de fallas operacionales. Así, la máxima temperatura de diseño para propósitos de selección de materiales para válvulas de alivio de presión y tuberías, se toma como la máxima temperatura de diseño del recipiente protegido, con un crédito por la caída de presión como se describió anteriormente. Sin embargo, en contingencias de exposición a un incendio externo, estas temperaturas pueden ser excedidas por la temperatura del fluido de proceso (por ejemplo, en el caso de líquidos que hierven a alta temperatura) o por la temperatura de la superficie de equipos (como resultado de exposición a un incendio); pero con ciertas excepciones, estas temperaturas de contingencia de incendio no se usan para el diseño de sistemas de alivio de presión. Estas excepciones son: • El punto de ebullición del fluido a la presión de alivio se usa para dimensionar el orificio de una válvula de alivio de presión para la contingencia de incendio como se describe en el volumen PDVSA–MDP–08–SA–04. • La temperatura de alivio más fría o más caliente que resulte de condiciones del ambiente, falla operacional o contingencia de incendio, se usa para el propósito de diseñar para expansión térmica en el sistema completo de tuberías y cabezales. Puede concederse un crédito por elevación o caída de temperatura en el sistema, como se describió anteriormente.




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d.


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El diseño de sistemas de alivio cerrados para bajas temperaturas debe tomar en consideración los siguientes factores: • Los materiales de construcción deben ser adecuados para soportar la temperatura mas baja posible que pueda ocurrir en servicio. • Debe darse un margen por la contracción térmica de la tubería, basado en la temperatura de servicio más baja posible. • Debe considerarse que los cabezales de válvula de seguridad y del mechurrio están sujetos a intenso enfriamiento, si pueden estar expuestos a líquidos fríos aliviados dentro del sistema. Esto incluye cabezales de mechurrio que reciben de tambores de purga dentro de los cuales se descargan líquidos fríos. Donde se combinen tuberías laterales de materiales diferentes, el material del cabezal de menor temperatura se usa para el resto de la línea combinada y se extiende también hacia atrás en otras líneas hasta 6 m (20 pie). • Un calentador en línea en la salida de vapores de un tambor de purga es un medio permitido de proteger el cabezal y el mechurrio, aguas abajo, contra bajas temperaturas que puedan resultar de alivios de vapores fríos o por la exposición al clima de los líquidos fríos en el tambor. Normalmente, el calentador en línea consiste de una sección con chaqueta de vapor de agua sobre el cabezal con un suministro de vapor continuo y además con una alarma independiente de baja temperatura. El diseño debe también proveer un medio efectivo para el retiro de condensado, para evitar la pérdida de transferencia de calor y posible formación de hielo. Diseños aceptables incluyen un tubo de sello barométrico (donde la presión del vapor de agua es lo suficientemente baja) o un tambor de vapor de agua con una retención de 15 minutos entre un alto nivel normal y un alto nivel de emergencia, con un sistema de descarga independiente. Es importante que no aparezca condensado en ningún momento en el calentador en línea. Sin embargo, los calentadores de líneas al mechurrio no están permitidos en líneas sujetas a choque por enfriamiento intenso, causado por el líquido, y donde la posibilidad de una falla del calentador pueda resultar en fractura por fragilidad. • Los diseños de sistemas de mechurrio deben también incluir medios para evitar la congelación de agua de sello en el tambor de sello del mechurrio, si los vapores que entran pueden estar por debajo de 0°C (32°F), como se describe en el documento PDVSA–MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15E).



6.



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Válvulas de aislamiento para sistemas de alivios de presión Las válvulas de bloqueo para propósitos de aislamiento pueden usarse para aislar un aparato de alivio de presión del equipo que protege o de su sistema de disposición aguas abajo. Puesto que el uso impropio de dichas válvulas puede hacer inoperativo el aparato de alivio de presión, el diseño, instalación y manejo de estas válvulas de aislamiento debe evaluarse cuidadosamente, para asegurar que la seguridad de la planta no se ha comprometido. Si un aparato de alivio de presión tiene un historial de servicio con fugas, taponamientos y otros problemas severos que afecten su desempeño, debe proveerse aislamiento y respaldo (duplicación) del aparato de alivio. Esta estrategia de diseño permite que el aparato de alivio de presión sea inspeccionado, mantenido o reparado sin parar la unidad de proceso. Sin embargo, hay peligros potenciales asociados con el uso de válvulas de asilamiento. La legislación local puede tener otros requisitos. Todas las válvulas de aislamiento en tuberías de alivio de presión deberán cumplir con los siguientes requisitos (ver Figuras 4a , 4b y 4c ): a.

Las válvulas serán de hueco completo (abertura del tamaño de la tubería donde está).

b.

Las válvulas serán apropiadas para la clasificación de servicio de la tubería donde están.

c.

Las válvulas tendrán la capacidad de ser trancadas, abiertas o CSO.

d.

Cuando se usen válvulas de compuerta, se instalarán con el vástago orientado horizontalmente o si esto no es factible, con el vástago orientado hacia abajo a un máximo de 45° desde la horizontal, para evitar que la compuerta caiga y cierre el flujo.

e.

Considérese pintar las válvulas de aislamiento con un color especial o proveer otra identificación.

f.

Cuando se instalen válvulas de asilamiento en tuberías de descarga de válvulas de alivio (PRV), se proveerán medios para prevenir acumulación de presión entre la PRV y la válvula de aislamiento (por ejemplo, una válvula de purga o venteo).

g.

Considérese la instalación de un aparato adicional de alivio de presión, de tal manera que se tenga un 100% de capacidad disponible de alivio mientras que cualquier aparato de alivio está fuera de servicio.

h.

Considérese almacenar la válvula de alivio extra hasta que se necesite, para preservar su integridad y permitir su prueba en los bancos de instrumentos justo antes de su instalación.

i.

Cuando se provean aparatos de alivio de respaldo, un enclavamiento deberá proveerse, el cual fije las secuencias apropiadas de apertura y





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cierre de las válvulas de aislamiento, para asegurar que la protección contra sobrepresión del recipiente no se ha comprometido. Típicamente, las válvulas de aislamiento de la entrada de los aparatos de respaldo de alivio de presión están cerradas. j.

Válvulas de aislamiento de tres vías son aceptables, siempre y cuando la instalación cumpla con los requisitos de tamaño y de caída de presión.

Las colocaciones particulares donde se permiten tales válvulas del tipo “CSO” son: a.

Entradas de válvulas de alivio de presión donde se requiere el aislamiento de la válvula de alivio de presión para mantenimiento en operación, sujeto al cumplimiento de códigos locales.

b.

Salidas de válvulas de alivio de presión que están combinadas en un múltiple a un sistema cerrado o a un venteo atmosférico combinado, donde se requiere el aislamiento de la válvula de alivio de presión para mantenimiento en operación, sujeto al cumplimiento de códigos locales.

c.

Un cabezal de mechurrio en los límites de batería de una unidad que puede pararse independientemente de otras unidades conectadas al mismo cabezal.

d.

Líneas de entrada a mechurrios cuando un sistema de mechurrio está conectada a más de un mechurrio y se requiere aislar un mechurrio para mantenimiento.

Deberán fijarse procedimientos estrictos de manejo que prohibirán el cierre inadvertido de válvulas de aislamiento las tuberías de alivio. Estos procedimientos podrán requerir que la apertura y cierre de dichas válvulas lo haga solamente una persona autorizada. Se tendrá una lista actualizada de todas las válvulas de aislamiento localizadas en las tuberías de alivio que puedan aislar válvulas de alivio. Se proveerá además documentación de la posición requerida y razón para el candado o sello de posición de la válvula en cuestión. Se harán inspecciones periódicas de las válvulas de asilamiento localizadas en las tuberías de alivio, las cuales verificarán la posición de dichas válvulas y la condición del aparato de trancado o sello.



7.



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Problemas de vibración acústicamente inducida en sistemas de cabezales de mechurrios La tendencia actual hacia el diseño de unidades y equipos más grandes aumenta el potencial para problemas complejos de vibración. En particular, los sistemas de tuberías de gas con válvulas reductoras de presión de gran capacidad, han experimentado problemas de falla por fatiga donde existía una turbulencia excesiva y alta energía acústica. Las fuerzas de la turbulencia producen ciertos modos complejos de vibración en componentes de tubería aguas abajo. Estas vibraciones pueden resultar eventualmente en esfuerzos que exceden el límite de resistencia para los materiales, y por lo tanto, pueden causar una falla por fatiga. Las válvulas de alivio de presión pueden tener la capacidad de generar energía acústica suficiente para causar fallas por fatiga, en tuberías de descarga laterales y/o tuberías de cabezales del mechurrio, aguas abajo. Problemas potenciales de vibración de este tipo, deben considerarse con anterioridad, en la etapa de diseño del sistema de cabezal del mechurrio. Se han desarrollado los siguientes criterios de diferenciación para ayudar al diseñador en el reconocimiento de servicios con problemas potenciales de vibración y que requieren evaluación más detallada: • Tamaños de líneas aguas abajo de 400 mm (15 pulg.) y mayores: velocidad de flujo de masa mayor de 91000 kg/h (200000 lb/h) o relación de presiones mayores que 3. • Tamaños de líneas aguas abajo de 200–350 mm (7–14 pulg.): velocidad en la línea aguas abajo mayor que el 50% de la velocidad del sonido y relación de presiones mayor que 3. • Tamaños de línea aguas abajo menor de 200 mm (7 pulg.) y ensanchada o conectada por una “T” a una línea de 200 mm (7 pulg.) o más grande: velocidad en la línea mayor que el 50% de la velocidad del sonido y relación de presiones mayor que 3. Los criterios anteriores son una guía para detectar problemas potenciales en sistemas de reducción de presión de gas y aplican a los primeros 90 m (295 pie) de tubería aguas abajo del reductor de presión bajo consideración. Los sistemas con flujo de líquido solamente no se consideran como problemas potenciales y no necesitan ser investigados. Para sistemas con flujos de dos fases, usar la suposición conservadora de que la velocidad de flujo de masa total es de gas solamente.


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Debe hacerse una distinción en cuanto al tiempo de servicio de los sistemas de reducción de presión. La falla por fatiga de cualquier sistema mecánico depende del tiempo, o sea del número de ciclos hasta la falla. Por lo tanto el tratamiento requerido para un servicio continuo puede no estar justificado. Un sistema en servicio de corta duración se define como uno que opera durante un total de 12 horas o menos durante la vida de la planta. Las válvulas de alivio de presión típicamente están dentro de ese límite. Servicio continuo Las válvulas de reducción de presión que operan más de 12 horas durante la vida de la planta debe considerarse que están en servicio continuo. Las alternativas de tratamiento para esos servicios típicamente requieren medidas para reducir la energía acústica generada en la fuente. Velocidad máxima en líneas Las condiciones sónicas en discontinuidades de tuberías tales como conexiones de ramales, reductores, etc., pueden también resultar en vibraciones inaceptables acústicamente inducidas. Puesto que los componentes de tubería no son diseñados para trabajar como estaciones reductoras de presión, estos han probado ser más susceptibles a fallas por fatiga. Las velocidades máximas del flujo de vapores o fases mezcladas no debe exceder el 50% de la velocidad sónica. Sin embargo, para servicios de corta duración tal como el de un dispositivo de alivio que descarga a un sistema de cabezal de mechurrio, las velocidades en la línea pueden ser tan altas como el 75% de la velocidad sónica. 1.

Diseño para condiciones de arranque Los cabezales cerrados deben ser diseñados para cualesquiera condiciones anormales que puedan surgir durante la puesta en servicio del cabezal o arranques de la planta.


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APENDICE Figura 1. Figura 2. Figura 3. Figura 4a. Figura 4b. Figura 4c. Figura 5. Figura 6.

Válvula de alivio de presión típica sin válvula de aislamiento. Válvula de alivio de presión típica montada en línea de proceso. Instalación típica para evitar turbulencia excesiva a la entrada de una válvula de alivio de presión. Instalación típica de válvula de alivio con válvulas de aislamiento. Arreglo de instalación típica de válvulas de alivio con 100% de respaldo de capacidad de alivio. Arreglo alterno de instalación típica de válvulas de alivio con 100% de respaldo de capacidad de alivio. Válvula de alivio de presión instalada en una tubería larga. Arreglo de válvula de aislamiento para cabezales y subcabezales.


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Fig. 1. VÁLVULA DE ALIVIO DE PRESIÓN TÍPICA SIN VÁLVULA DE AISLAMIENTO.

CAPUCHA CONTRA LLUVIA (PUEDE REQUERIRSE)

SOPORTAR PARA RESISTIR PESO Y FUERZAS DE REACCION

SI LA VALVULA DE ALIVIO SE CONECTA A UN SISTEMA CERRADO, EVITAR QUE LOS ESFUERZOS DE LA TUBERIA AFECTEN LA VALVULA BAJO CUALQUIER CONDICION DE OPERACION

CODO DE RADIO LARGO

VALVULA DE ALIVIO DE PRESION DRENAJE DEL CUERPO DE LA VALVULA

DRENAJE OPCIONAL DE PUNTO BAJO

LA CAIDA DE PRESION NO EXCEDERA EL 3% DE LA PRESION DE AJUSTE

DIAMETRO NOMINAL DE TUBERIA NO MENOR QUE EL TAMANO DE ENTRADA DE LA VALVULA RECIPIENTE


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Fig. 2. VÁLVULA DE ALIVIO DE PRESIÓN TÍPICA MONTADA EN LÍNEA DE PROCESO.

VER 5.3.1 PARA LIMITACIONES EN LA CAIDA DE PRESION

RECIPIENTE

VALVULA DE ALIVIO DE PRESION


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Fig. 3. INSTALACIÓN TÍPICA PARA EVITAR TURBULENCIA EXCESIVA A LA ENTRADA DE UNA VÁLVULA DE ALIVIO DE PRESIÓN.

BRIDAS DE ENTRADA

TUBO DE ENTRADA CONEXION DEL RAMAL

TUBERIA PRINCIPAL

NO MENOS DE 10 DIAMETROS DE TUBERIA DESDE CUALQUIER DISPOSITIVO QUE PRODUZCA TURBULENCIA





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Fig. 4a. INSTALACIÓN TÍPICA DE VÁLVULA DE ALIVIO CON VÁLVULAS DE AISLAMIENTO.





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Fig. 4b. ARREGLO DE INSTALACIÓN TÍPICA DE VÁLVULAS DE ALIVIO CON 100% DE RESPALDO DE CAPACIDAD DE ALIVIO.





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Fig. 4c. ARREGLO ALTERNO DE INSTALACIÓN TÍPICA DE VÁLVULAS DE ALIVIO CON 100% DE RESPALDO DE CAPACIDAD DE ALIVIO.


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Fig. 5. VÁLVULA DE ALIVIO DE PRESIÓN INSTALADA EN UNA TUBERÍA LARGA.

VALVULA DE ALIVIO DE PRESION

TUBERIA DE DESCARGA

DISEÑAR LA TUBERIA DE ENTRADA, DE TAL MANERA QUE LA CAIDA DE PRESION DESDE EL RECIPIENTE HASTA LA ENTRADA DE LA VALVULA DE ALIVIO DE PRESION NO EXCEDA EL 3% DE LA PRESION DE AJUSTE DE LA VALVULA

RECIPIENTE


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Fig. 6. ARREGLO DE VÁLVULA DE AISLAMIENTO PARA CABEZALES Y SUBCABEZALES.

3/4”

2”

DRENAJE SIN VALVULA (CEGADO) DESDE LA PLANTA O UNIDAD

VALVULA DE AISLAMIENTO, VASTAGO HORIZONTAL, TRANCADA ABIERTA CIEGO DE ANTEOJOS (ABIERTO)

PDVSA MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO SEGURIDAD EN EL DISEÑO DE PLANTAS

PDVSA N°

TITULO

MDP–08–SD–01

0

NOV.97

REV.

FECHA

APROB.

E PDVSA, 1983

SISTEMAS DE DISPOSICION

APROBADO


O.R.

PAG. REV. APROB.


ESPECIALISTAS


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SEGURIDAD EN EL DISEÑO DE PLANTAS SISTEMAS DE DISPOSICION

PDVSA MDP–08–SD–01 REVISION

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

5 PROCEDIMIENTO DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

5.1 5.2

Venteos y Drenajes de Equipos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Disposición de Efluentes Acuosos de la Planta Contaminados con Hidrocarburos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tambores de Purga . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemas de Evacuación de Efluentes . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Almacenaje de Desvíos de Corrientes de Proceso y de Desechos . . . . .

7 9 22 27

6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

30

7 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

31

5.3 5.4 5.5

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OBJETIVO El propósito de las instalaciones descritas en este documento es lograr el manejo seguro de materiales de varios drenajes y de corrientes de emergencia, de manera que puedan ser dirigidas con seguridad a cloacas, tanques, mechurrio u otro destino apropiado. Los sistemas de drenaje aquí especificados aseguran que materiales inflamables o tóxicos pueden ser desechados sin peligro de incendio o de daños cuando el equipo se saca de servicio. También se describen sistemas para manejar decantados de agua de proceso, agua de enfriamiento y otras corrientes de efluente acuoso que puedan estar contaminadas con hidrocarburos y que podrían de otra manera crear condiciones peligrosas si fueran descargadas directamente al sistema de cloacas. Los alivios de válvulas de seguridad se dirigen a tambores de purga, también conocidos como tambores de alivio, cuando la presencia de líquido, propiedades tóxicas u otros factores harían peligrosa la descarga a la atmósfera. Estos criterios se detallan en el documento PDVSA–MDP–08–SA–05: “Instalación de Válvulas de Alivio de Presión”. Las facilidades para el alivio de emergencia de vapores y la evacuación de líquido para unidades de proceso se describen en el documento PDVSA–IR–P–01: “Sistemas de Paradas de Emergencia, Bloqueo, Despresurización y Venteo de Equipos y Plantas”. Este documento, es una actualización de la Práctica de Diseño “Seguridad en el diseño de plantas, subsección 15D: Sistemas de Disposición”, presentada en la versión de Junio de 1986 del MDP.

2

ALCANCE Este documento presenta el diseño de: (a) instalaciones para manejar drenajes y efluentes acuosos contaminados procedentes de equipos y también para enviarlos a una disposición apropiada; (b) sistemas de tambor de purga para recibir descargas cerradas de válvulas de seguridad, alivios de vapores de emergencia; y (c) instalaciones para procesar desvíos de corrientes y almacenaje de desechos. También se cubren los criterios para seleccionar el método apropiado de disposición. El diseño de los mechurrios se cubre en el documento PDVSA–MID 90616.1.021 Guía de Ingeniería: “Sistemas de Mechurrios”, versión más reciente que la de Agosto 1990, y el documento PDVSA–MDP–08–SA–05: “Instalación de Válvulas de Alivio de Presión”, incluye criterios para el diseño de cabezales de mechurrios y cabezales de válvulas de seguridad.

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REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso (versión 1986) S Vol I, Sección 2 “Temperatura de diseño, presión de diseño y clasificación de bridas”.


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S Vol IX, Subsección 15C “Sistemas de alivio de presión”. S Vol IX, Subsección 15D: “Sistemas de Disposición”. Manual de Diseño de Proceso (versión actualizada) S PDVSA–MDP–01–DP–01: “Temperatura y Presión de Diseño”. Manual de Ingeniería de Diseño S Guía de Ingeniería 90622.1.001: “Guías de Seguridad en el Diseño”, de Agosto 1994. S Guía de Ingeniería 90616.1.021: “Sistemas de Mechurrios”, de Agosto 1990. S Especificación de Ingeniería H–251–R: “Requerimientos de Diseño de Tuberías de Procesos y de Servicios”, de Junio 1993. S Especificación de Ingeniería HE–251–PRT: “Sistemas de Drenaje”, de Septiembre 1995. Manual de Ingeniería de Riesgo S IR–P–01: “Sistemas de Paradas de Emergencia, Bloqueo, Despresurización y Venteo de Equipos y Plantas”, de Mayo 1993. S IR–S–01: “Filosofía de Diseño Seguro”, de Marzo 1995. Otras Referencias 1. API–RP520, “Sizing, selection and installation of pressure–relieving devices in refineries, Part I, 6th edition, Marzo 1993. 2. API RP 521, 3th edition, Noviembre 1990 (“Guide for Pressure–Relieving and Depressuring Systems”).

4

DEFINICIONES Véase documento PDVSA–MDP–08–SA–01 “Principios Básicos”.

5

PROCEDIMIENTO DE DISEÑO 5.1

Venteos y Drenajes de Equipos Los requerimientos generales para el suministro de válvulas y descarga para todas las conexiones de venteo y de drenaje en equipos del proceso, se detallan en el documento PDVSA–MID–H–251–R Especificación de Ingeniería: “Requerimientos de Diseño de Tuberías de Procesos y de Servicios”. Este documento cubre drenajes en puntos bajos y venteos en puntos altos, así como también conexiones específicamente provistas para drenaje y venteo de equipos durante una parada o cuando se sacan de servicio. También cubre venteos y drenajes para instrumentos, visores de nivel, puntos de muestreo, etc. Como un requerimiento adicional no cubierto allí, todas las conexiones de drenaje y puntos de muestreo en servicio para fracciones livianas que se usan regularmente deben tener válvulas dobles.


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Los requerimientos adicionales para la descarga de materiales peligrosos a sistemas de drenaje cerrados se presentan por los siguientes párrafos: Disposición del Drenaje del Contenido de Equipos de Proceso – Cuando se sacan de servicio equipos de procesos en el área de la planta, o bien individualmente durante la operación de la planta o para mantenimiento general, deben proveerse medios para el drenaje y disposición segura del contenido de hidrocarburos líquidos residuales, de acuerdo con lo siguiente: Fracciones Livianas

Recipientes con un inventario de líquido mayor de 0.1 m3 (3.5 pie3) (1) (2) (7) Recipientes con un inventario de líquido menor o igual que 0.1 m3 (3.5 pie3) (1) (2) (7) Bombas

Carcazas de Compresores, drenaje de cilindros y de recipientes de separación de líquidos

Cabezal de drenaje cerrado A la atmósfera (4) (6) A la atmósfera (4) (5) (6) Cabezal de drenaje cerrado

Más pesados que las fracciones livianas, a temperatura por encima del punto de inflamación Cabezal de drenaje cerrado

Más pesados que las fracciones livianas, a temperatura por debajo del punto de inflación A cloacas (3)

A cloacas (3) (6)

A cloacas (3)

A cloacas (3) (6)

A cloacas (3)

––

––

NOTAS: 1. El término “recipientes” incluye columnas, tambores y equipos misceláneos en el área de la planta, tales como, filtros, coladores, separadores, etc. Los intercambiadores de calor se tratan separadamente más abajo (Ver la Nota 7). 2. El término “inventario” se refiere al contenido de hidrocarburos líquidos en el tope del rango de nivel de trabajo. Se incluye la retención de las bandejas de columnas, pero no se toma en cuenta el contenido de tuberías. 3. La conexión abierta al depósito de retención de la cloaca de agua aceitosa debe estar, por lo menos a 15 m (50 pie) de cualquier fuente de ignición continua. Debe lavarse con agua en el punto de descarga. Sin embargo, esta ruta de disposición no debería usarse para el drenaje de equipos que contienen materiales de alto punto de fluidez que se solidificarían en la cloaca, a menos que se provean conexiones de aceite liviano de la vado para desplazar tales materiales de los equipos. 4. El alivio controlado a la atmósfera debe estar por lo menos a 15 m (50 pie) de cualquier fuente de ignición continua. 5. Pueden estar justificadas las conexiones al cabezal de drenaje cerrado para bombas con un alto volumen de fracciones de livianos. 6. Las prioridades de la refinería pueden exceder estos requerimientos. En tales casos, pueden instalarse conexiones adicionales de 25 mm (1 pulg), desde los equipos al cabezal de drenaje cerrado (las conexiones de 20 mm (3/4 pulg) son adecuadas para bombas).


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7. Los intercambiadores de calor que tienen válvulas para mantenimiento durante la operación deberían considerarse como “recipientes” en la tabla anterior, de acuerdo con su inventario y contenido. Los lados de la carcaza y de los tubos deberían tratarse separadamente. Sin embargo, si el contenido líquido de un intercambiador puede ser enviado por gravedad a un equipo interconectado a través de la tubería de proceso antes de cerrar todas las válvulas de aislamiento, entonces puede cancelarse el requerimiento para drenaje a un cabezal de drenaje cerrado (si es como lo establecido en la tabla anterior). Los intercambiadores que no tienen válvulas para su mantenimiento durante la operación solamente requieren un medio de drenaje para una situación de parada de la unidad. Si el contenido líquido de un intercambiador de calor no puede ser evacuado por gravedad o desplazado (como parte del procedimiento de parada) a un recipiente interconectado que está provisto de medios de drenaje apropiados, entonces el intercambiador debería considerarse como un “recipiente” y por tanto debe también ser provisto de instalaciones de drenaje de acuerdo a su inventario y contenido en la tabla. 8. Los métodos de drenaje de los equipos anteriormente descritos se considera que proveen una disposición segura de los contenidos de hidrocarburos líquidos, para su aplicación a la mayoría de los diseños de unidades de proceso. El drenaje a la atmósfera o a cloacas, cuando está permitido por los lineamientos anteriores, está sujeto a una buena capacidad de juicio operacional, considerando las condiciones que prevalezcan (dirección del viento, fuentes de ignición adyacentes, necesidad de vestimenta protectora, etc.) Consideraciones de control de la contaminación pueden requerir un uso más amplio de conexiones a cabezales de drenajes cerrados.

Sistemas de Cabezales de Drenaje Cerrados para Líquidos Inflamables – Se proveen cabezales cerrados de drenaje para líquidos, de acuerdo con los criterios descritos en los párrafos precedentes, para el drenaje seguro de fracciones livianas y materiales livianos que de otra manera causarían alivios peligrosos de hidrocarburos a la atmósfera o a las cloacas. Las conexiones para los equipos para su mantenimiento son relativamente pequeñas. El diseño de los sistemas de cabezales de drenaje cerrados deberían ser como sigue: 1.

Las conexiones a los equipos son típicamente 50 mm (2”) y 80 mm (3”) para recipientes de proceso e intercambiadores de calor, de acuerdo con el tamaño del equipo. Cada conexión incluye una válvula de bloqueo accesible. Se proveen válvulas de bloqueo dobles, si son requeridos por el documento PDVSA–MID– 90622.1.001 Guía de Ingeniería: “Guías de Seguridad en el Diseño”, de Agosto 1994. Debería incluirse una válvula de retención en el caso de que resulte una sobrepresión u otro riesgo por retroceso del flujo durante el drenaje simultáneo desde más de un recipiente. Las conexiones individuales de cada equipo se hacen en el tope del cabezal de drenaje.

2.

El cabezal es normalmente un tubo de 80 mm (3”) (50 mm (2”) puede ser adecuado para unidades pequeñas) y se dirige vía un soporte de tubería elevada (que es generalmente inclinada) a un tambor de purga de no – condensables.


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3.

El cabezal es diseñado para una presión de trabajo igual a la del equipo con la presión más alta de trabajo que este reciba, o es pro visto de una válvula de seguridad si es diseñado para una presión de trabajo menor. Secciones del cabezal, separadas por válvulas de retención, pueden ser diseñadas para presiones de trabajo diferentes, pero la protección con válvulas de seguridad es requerida todavía para las secciones con menor presión de trabajo.

4.

El cabezal debe ser diseñado para los extremos de alta y baja temperatura y condiciones corrosivas que puedan surgir de la descarga de corrientes de proceso en el mismo. La vaporización súbita y la auto refrigeración de líquidos de fracciones livianas puede requerir materiales especiales (por ejemplo, acero al carbón calmado para corrientes de propano y aleaciones de acero para etanos y más livianos). Es usualmente económico minimizar el uso de materiales especiales segregando tales corrientes en sub–cabezales separados del sistema de drenaje cerrado. Estos sub–cabezales pueden ser dirigidos separadamente al tambor de purga con una válvula de cierre de flujo por alto nivel para cada sub–cabezal o pueden combinarse en una sola línea con una válvula de cierre de flujo por alto nivel. Donde se combinen sub–cabezales de materiales de tubería diferentes, el material del cabezal con más baja temperatura se usa para el resto de la línea combinada y también se extiende hacia atrás dentro del otro cabezal por 6 m (20 pie), precedido por una válvula de retención de baja temperatura

5.

El cabezal y las ramas laterales deben ser calentados y aislados, donde la temperatura ambiente o temperaturas de proceso puedan resultar en solidificación de corrientes de proceso pesadas, o en la congelación de agua o humedad que pueda estar presente.

6.

Deben proveerse varias salidas de tubería de 25 mm (1 pulg), con válvulas en cada una de las salidas en puntos apropiados del cabezal, a los cuales puedan hacerse conexiones temporales de drenaje desde equipos para los cuales no se justificarían conexiones permanentes debido al uso infrecuente o al pequeño inventario. Las salidas deberían colocarse a nivel del suelo dentro de 30 m (100 pie) desde los equipos. Cabezales de Drenaje Cerrados para Materiales Especiales – Normalmente se proveen cabezales de drenaje cerrados para el drenaje seguro de equipos que contienen químicos altamente tóxicos, corrosivos, contaminantes o de alto costo (por ejemplo, fenol, ácido sulfúrico, monoetanolamina, dióxido de azufre, “catacarb”), donde haya un inventario apreciable en un número de recipientes de proceso de la planta. El cabezal debe ser de 50 mm (2”) de diámetro mínimo y debería ser unido a los recipientes y equipos mayores con conexiones de tamaño mínimo de 25 mm (1”) (20 mm (3/4”) es adecuado para bombas). El cabezal puede ser dirigido a un tambor de drenaje por gravedad (con recuperación hacia el proceso por medio de una bomba o presurización con gas), o a una bomba de


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desahogo que retorna el flujo al proceso, o en el caso de ácido sulfúrico al tambor de purga de ácido. Si el tambor de drenaje requiere un venteo, éste debería ser dirigido por tubería a un sistema cerrado para su localización segura, dependiendo de la toxicidad y presión de vapor de los materiales drenados.

5.2

Disposición de Efluentes Acuosos de la Planta Contaminados con Hidrocarburos Retiros Acuosos de Recipientes que Contienen Hidrocarburos – Agua o materiales acuosos que se retiran continua o intermitentemente de recipientes donde los mismos tienen contacto directo con hidrocarburos (por ejemplo, agua de proceso desde tambores de destilado, agua de lavado gastada o solución de cáustica gastada de sedimentadores) deben ser dispuestos de tal manera que el arrastre o el retiro inadvertido de hidrocarburos no cree un peligro. La disposición es por lo tanto una función de la categoría de los hidrocarburos, como sigue: 1.

Recipientes que Contienen Fracciones Livianas – Descargar a un tambor separador de agua, tambor separador de aguas agrias, o tambor separador de soda cáustica gastadas, de acuerdo con el método de tratamiento posterior. Estos tambores deben diseñarse de acuerdo con esta subsección.

2.

Recipientes que Contienen Hidrocarburos más Pesados que Fracciones Livianas a Temperatura por encima de su Punto de Inflamación, con tal que no entren en la Categoría (4) más abajo: a.

Retiro automático continuo con control de nivel: la descarga como en el punto (1) anterior o dentro de una sección venteada de la cloaca de agua aceitosa a través de una conexión cerrada. Si este retiro es de agua agria o soda cáustica gastada, ver el punto (c)más abajo.

b.

Retiro intermitente manualmente controlado: descargar a través de una conexión abierta al depósito colector de la cloaca de agua aceitosa. Si el retiro es agua ácida o soda cáustica gastada, ver el punto (c) más abajo.

c.

Agua ácida o soda cáustica gastada debe ser descargada como en el punto (1) anterior, o a un tanque colector atmosférico para su disposición posterior, con tal que se tenga una adecuada capacidad de venteo para la contingencia de recibo de hidrocarburos y tenga medios para el desnatado de hidrocarburos líquidos.


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Recipientes que Contienen Hidrocarburos más Pesados que Fracciones Livianas a Temperatura por debajo de su Punto de Inflamación: a.

Descargar al depósito colector de la cloaca de agua aceitosa a través de una conexión abierta excepto cuando el retiro es agua ácida o soda cáustica gastada.

b.

Agua ácida o soda cáustica gastada debe descargarse como en el punto (1) anterior o a un tanque colector atmosférico para su disposición posterior, con tal que tenga medios para “desnatar” los hidrocarburos líquidos.

4.

Hidrocarburos Líquidos más Pesados que Fracciones Livianas, pero que están a elevada temperatura de modo que su presión de vapor real es 103 kPa (14.9 psia) absoluta o más alta, deben ser considerados como fracciones livianas. Los retiros acuosos provenientes de recipientes con tales materiales (por ejemplo, desaladores de crudo) deben por lo tanto descargarse de acuerdo con el párrafo (1) anterior.

5.

Agua Proveniente de Tanques – No se proveen instalaciones de sepa ración especiales para el agua retirada de tanques de almacenaje fuera del sitio de la planta o para el almacenaje a presión.

Efluentes Acuosos de Intercambiadores de Calor – La falla de tubos en un intercambiador enfriado por agua o calentado por vapor de agua y en servicio para hidrocarburos, resultará en una contaminación del agua efluente de enfriamiento o del condensado, por la corriente de proceso, si ésta se encuentra a una presión mayor. Estos efluentes deben por lo tanto ser dispuestos de modo que las contaminaciones con hidrocarburos puedan ser retenidas con seguridad. Los requerimientos de diseño son los siguientes: 1.

2.

Se requieren instalaciones especiales de evacuación en los siguientes casos: a.

Enfriadores y condensadores en servicio para fracciones livianas, con la presión de entrada de los hidrocarburos mayor que la presión de salida del agua de enfriamiento bajo condiciones operacionales normales, y

b.

Calentadores y rehervidores con vapor de agua con la presión de entrada de los hidrocarburos mayor que la presión de salida del condensado bajo condiciones operacionales normales y donde los hidrocarburos (a la temperatura del condensado) tienen una presión de vapor real de 103 kPa (14.9 psia) absoluta o mayor.

Las instalaciones de evacuación especiales pueden consistir de lo siguiente: a.

Un tambor de evacuación de agua diseñado de acuerdo con esta subsección.


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b.

Una torre de enfriamiento de agua, en el caso de un sistema de agua de enfriamiento circulante, y con tal de que sean incorpora das las características de seguridad descritas en esta subsección.

c.

Un tambor de evacuación de condensado, en el caso en que se requiera su recuperación y reuso del condensado de vapor de agua, diseñado de acuerdo con esta subsección.

Para enfriadores, condensadores, calentadores con vapor de agua y rehervidores que no son cubiertos por los casos (a) o (b) del párrafo 1 anterior, el agua efluente de enfriamiento y el condensado se descargan como sigue: a.

A la cloaca de aguas limpias, aguas aceitosas o a la cloaca de desvío, o:

b.

A un tanque colector atmosférico en el caso de condensado de va por de agua donde se requiere su recuperación y reuso. Si la presión de los hidrocarburos a la entrada del intercambiador es mayor que la presión de salida del condensado, entonces el tanque debe estar equipado para poder desnatar los hidrocarburos líquidos, y el venteo del tanque debería ser lo suficientemente grande para aliviar en forma segura la presión generada. El venteo debe estar localizado en una ubicación segura.

Tambores de Purga Criterio para la Selección de Tambor de Purga para Condensables y No Condensables – El propósito principal de un tambor de purga es separar alivios cerrados de válvulas de seguridad y varios drenajes, materiales aliviados o desviados, en corrientes de líquido y de vapor que puedan ser dispuestas con seguridad a instalaciones de almacenaje apropiadas o de descarga por el mechurrio, respectivamente. No es aceptable el arrastre de hidrocarburos líquidos a la columna del mechurrio puesto que puede resultar en que líquido de combustión caiga al suelo o sobre instalaciones adyacentes. Esta es la razón por la que se requiere un tambor de purga. Sin embargo, aun si el tambor de purga es efectivo para separar líquido de vapores, puede ocurrir una condensación posterior aguas abajo si los vapores venteados salen del tambor a una temperatura superior a la del ambiente. Una proporción de tales materiales condensables que salen del tambor de separación por el alivio de vapor, puede condensarse como resultado de enfriamiento en el cabezal del mechurrio y por contacto con el agua de sello y luego separarse en el tambor de sello del mechurrio, mientras que por otra parte vapores condensables que no se condensan y separan en esta etapa pueden condensarse en la columna del mechurrio o en su línea de entrada, creando el potencial para una caída


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peligrosa de líquido en combustión desde el mechurrio. Los hidrocarburos condensados en el tambor de sello serán arrastrados con el agua efluente de sello, que es normalmente dirigida a las cloacas, y puede resultar en contaminación, toxicidad o problemas de sobrecarga del separador. Si el alcance de la condensación de hidrocarburos aguas abajo del tambor de separación es tal que la magnitud de los problemas resultantes exceden los límites aceptables locales, entonces pueden considerarse una o más de las siguientes características como métodos de reducir o eliminar tal condensación: 1.

Seleccionar un tambor de purga para alivios condensables, en vez del tipo para no condensables. Si un tambor de purga para condensables no es adecuado para manejar el servicio total de separación (por ejemplo, si están involucrados líquidos fríos), entonces puede usar se una combinación de tambor para condensables y no condensables.

2.

Ubicar el tambor de purga (cuando se usa el tipo para no condensables) a la distancia mínima permitida (ver documento PDVSA–MID–90616.1.021 Guía de Ingeniería: “Sistemas de Mechurrio”, versión más actualizada que la de Agosto de 1990) desde el mechurrio, para minimizar la condensación en el cabezal del mechurrio.

3.

Instalar un tambor de separación inmediatamente aguas arriba del tambor de sello del mechurrio, para remover materiales condensados en el cabezal del mechurrio.

4.

Proveer instalaciones de asentamiento para separar hidrocarburos líquidos del agua efluente del sello del mechurrio y también medios apropiados para su disposición, como por ejemplo, a almacenaje de desechos.

5.

Donde un grupo de recipientes conectados se considera como una unidad para propósitos de alivio de presión, considerar la posibilidad de una ubicación alterna para la válvula de alivio de presión de modo que la corriente descargada contenga una menor cantidad de materiales condensables.

Ventajas de los Tambores de Purga para Condensables 1.

Son efectivos como un medio para remover vapores pesados de hidrocarburos de corrientes de alivio de emergencia, minimizando así problemas de condensación en equipos aguas abajo.

2.

Son efectivos como un medio de reducir los requerimientos de capacidad del mechurrio.

3.

Son capaces de separar neblinas de aceite mejor que los del tipo para no condensables.


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Desventajas de los Tambores de Purga para Condensables 1.

Aunque algo de aceite puede ser removido por desnatación (si se proveen las conexiones), los hidrocarburos condensados son descargados con el agua efluente, a menudo en forma de una emulsión, lo cual puede resultar en contaminación, toxicidad o problemas de sobrecarga del separador. Sin embargo, estos pueden ser eliminados, cuando se justifique por instalaciones de asentamiento o de rotura de la emulsión y/o medios apropiados de disposición del aceite separado.

2.

Son incapaces de manejar cantidades significativas de fracciones livianas líquidas o de materiales más fríos de 0°C (32°F).

3.

Altas cargas de condensación, si son manejadas en base continua, resultan en requerimientos apreciables de agua de enfriamiento y de capacidad del tambor de purga. Estas cargas pueden ser reducidas, sin embargo, por el uso de condensación de estado inestable, por ejemplo, por el uso de un enfriador de serpentín como se describe más adelante en este documento.

Tambores de Purga para No – condensables (Servicio Normal) – Los tambores de purga para no condensables para servicio normal de hidrocarburos son diseñados de acuerdo a lo siguiente: 1.

En la Figura 1 se ilustra un tambor de purga típico para no condensables y sus equipos y cabezales asociados.

2.

Puede usarse un solo tambor de purga para más de una unidad de procesos, si es atractivo económicamente. Sin embargo, cuando se hace esto, todas las unidades servidas por el mismo deben ser paradas para sacar el tambor fuera de servicio, a menos que se provean conexiones entrecruzadas a otro sistema de capacidad adecuada.

3.

Normalmente, todas las descargas cerradas de válvulas de seguridad se combinan en un solo cabezal que entra al tambor, aunque son aceptables cabezales y boquillas de entrada separados si es económica mente ventajosos. Los siguientes alivios son también normalmente dirigidos a un cabezal de válvulas de seguridad: a.

El condensado del tambor de separación de gas combustible, y el líquido del tambor de separación del gas de tope de los absorbe dores.

b.

Líquido de los tambores de separación de la succión y etapas intermedias de compresores.

c.

Tambores de purga de vapores de emergencia, si se suministran.

d.

Corrientes de vapores desviadas de unidades de proceso, si existen instalaciones (Ver Desvío de Corrientes de Proceso y Almacenaje de Desechos, en este documento). Las corrientes de gas seco, donde no


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existe posibilidad de arrastre de líquido pueden, sin embargo, ser dirigidas directamente al cabezal del mechurrio. El dimensionamiento, la temperatura de diseño y los requerimientos para su instalación de cabezales de válvulas de seguridad se cubren en el documento PDVSA–MDP–08–SA–05: “Instalación de Válvulas de Alivio de Presión”. 4.

El cabezal cerrado de drenaje de líquido es llevado a una línea se parada al tambor y provisto con una válvula de cierre de flujo por alto nivel con reajuste local manual. En algunos casos, el sistema de drenaje cerrado se segrega en un número de subcabezales, como se describió antes en esta subsección. Los líquidos de hidrocarburos pueden ser desviados alrededor del tambor a través de una conexión desde el cabezal de drenaje cerrado directamente a la succión de la bomba de desahogo, con tal que el líquido pueda ser desechado y dispuesto con seguridad, considerando su presión de vapor y su temperatura. Las conexiones de desahogo de líquido para emergencias, si existen, se dirigen al tambor de purga a través del cabezal de drenaje cerrado.

5.

Como se describe más adelante, el desvío de corrientes líquidas en el rango de fracciones livianas, cuando se proveen en las unidades de proceso, pueden en algunos casos ser dirigidas a un tambor de no condensables para su disposición. En estos casos, la corriente desviada es normalmente unida al cabezal de drenaje cerrado, aguas arriba de la válvulas de cierre de flujo por alto nivel, aumentando el tamaño del cabezal si es necesario. (Sin embargo, ver el párrafo 6(b) más adelante para excepciones a esta dirección de las corrientes).

6.

El dimensionamiento del tambor de purga y la ubicación de los instrumentos de nivel se basan en lo siguiente (Ver la Figura 2): a.

La retención de líquido por debajo de LH(CO)A (A–B en la Figura 2) es el requerimiento del desvío de la corriente de fracciones livianas (si se requiere, ver “Desvío de Corrientes de Proceso y Almacenaje de Desechos” en esta Subsección) o el requerimiento de drenaje cerrado para líquidos residuales de proceso en una parada normal, cualquiera de los dos que sea mayor. Este requerimiento para el drenaje cerrado se toma como el 10% del total del inventario líquido de hidrocarburos de todos los recipientes en una unidad de proceso que están provistos de conexiones al cabezal de drenaje cerrado. Esto asume que el 90% del inventario de líquido de estos recipientes puede ser removido por presurización o bombeo de drenaje a través de las rutas normales de disposición. La unidad de procesos a usarse para propósitos de dimensionamiento es aquella que tiene el requerimiento de drenaje cerrado mas grande y que puede ser parada independientemente para su mantenimiento. El inventario de los recipientes se calcula en el tope


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del rango de nivel de trabajo, excluyendo la retención por las bandejas y el contenido de las tuberías. En el caso de recipientes que contienen grandes inventarios de líquido, por ejemplo, tambores de compensación, el requerimiento individual del cabezal de drenaje cerrado puede reducirse por debajo de 10%, donde sea apropiado, concediendo un crédito por medios alternos de disposición del contenido de líquido, por ejemplo por desplazamiento de agua a almacenaje. Cuando se requiere una capa de aceite para protección del serpentín de vapor de agua (ver el párrafo 12 más adelante) debe darse un margen apropiado en el volumen del tambor. b.

Si la instalación para el desvío de corrientes de fracciones livianas al tambor de purga debe estar continuamente disponible por razones de seguridad (en oposición a razones económicas o de operabilidad), entonces la base de dimensionamiento descrita en el párrafo 6(a) anterior se modifica como sigue: 1.

Se provee un instrumento “LH(CO)A” (alarma de alto nivel de líquido) a un bajo nivel, actuando una válvula de cierre hermético en el cabezal de drenaje cerrado. La retención debajo de este LH(CO)A es equivalente al requerimiento de drenaje cerrado, calculado como en el párrafo 6(a) anterior.

2.

Un segundo instrumento LH(CO)A se provee a un nivel más alto, actuando una válvula de cierre hermético de flujo en la corriente de líquido desviada, la cual es dirigida al tambor de purga por medio de una línea separada.

3.

La retención entre ambos instrumentos LH(CO)A debe ser igual al requerimiento para el desvío de líquido.

c.

El espacio en el tambor por encima del instrumento LH(CO)A (por encima del LH(CO)A más alto cuando se proveen dos) está constituido por una capacidad de retención equivalente (B–D en la Figura 2) a 30 minutos de acumulación de alivio de líquido procedente de válvulas de seguridad, más un espacio de vapor (D–F) para los vapores asociados aliviados. El dimensionamiento del tambor está determinado por la contingencia sencilla que requiere el máximo espacio combinado B–D más D–F.

d.

Además de la contingencia que requiere el máximo espacio combina do B–D más D–F y que determina el dimensionamiento del tambor(como descrito en el párrafo (c) anterior), se consideran otras contingencias como sigue: 1.

La contingencia sencilla que resulta en la acumulación más grande (B–E) de alivios líquidos procedentes de válvulas de seguridad durante 30 minutos, independientemente de cualquier flujo de vapores asociados. El nivel en el punto E se usa para el


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dimensionamiento de la bomba de transporte de desahogo, como se describe en el párrafo 16 más adelante. 2.

e.

La contingencia sencilla que resulta en la carga de vapores más grande, independientemente de cualquier carga de líquido asociada, se usa para determinar el espacio máximo requerido para vapores C–F, y además se instala una alarma de alto nivel en el punto c.

Al considerar las contingencias descritas en los párrafos (c) y(d) anteriores, las cargas de vapores y de líquido se evalúan en las siguientes bases: 1.

Las consideraciones de carga de vapores deben incluir todas las válvulas de seguridad, alivios de vapores de emergencia, y fuentes de desvío de corrientes de vapores que sean aliviados como resultado de una contingencia sencilla.

2.

Se consideran todas las cargas de líquido de todas las válvulas de seguridad que descarguen como resultado de un contingencia sencilla, más en cada caso un margen para líquidos provenientes de tambores de separación (tambores de separación de gas combustible, del tope de absorbedores, y de succión y de inter etapas de compresores) igual al inventario de todos los tambores que descarguen al tambor de purga en sus puntos de alarma por alto nivel de líquido (LHA).

3.

Las velocidades en el espacio de vapores normalmente no deberían exceder del 100% del valor crítico. La experiencia demuestra que esto mantiene el arrastre de líquido en la línea del mechurrio dentro de límites aceptables. Vc + F9

Ǹò ò– ò L

v

Ec. (1)

v

donde:

Vc ρL

= =

ρv

=

F9

=

Velocidad crítica de los vapores Densidad del líquido a las condiciones de operación Densidad de los vapores a las condiciones de operación Factor cuyo valor depende de las unidades usadas

En unidades métricas m/s kg/m3

En unidades inglesas pie/s lb/pie 3

kg/m3

lb/pie 3

0.048

0.157

No se permiten pantallas de malla de metal ondulado.


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4.

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La profundidad del espacio de vapores no debería ser bajo ninguna contingencia menor del 20% del diámetro del tambor, o menor de 300 mm (12”).

f.

Se provee una alarma de bajo nivel LL(CO)A con un reajuste local manual para que la bomba de transporte de desahogo se pare cuan do el nivel de líquido ha sido reducido a un nivel bajo (ver el párrafo 13 para la localización exacta).

7.

La presión de diseño del tambor de purga es 345 kPa manométricos (50 psig).

8.

La máxima presión operacional permitida en el tambor de purga está determinada por el más bajo de los siguientes valores: a.

La máxima contrapresión permitida sobre válvulas de seguridad que descargan al tambor de purga, de acuerdo con la presión de ajuste y el tipo de válvula de seguridad, o bien,

b.

La presión de alivio requerida a la que los vapores desde cualquier succión de compresores sean desviados al tambor de purga. Estas instalaciones son normalmente provistas en compresores de gas de proceso de unidades de craqueo catalítico y de craqueo con vapor de agua.

c.

La máxima presión operacional permitida sobre cualquier otro tambor de purga de condensables, tambor de evacuación de agua, etc., que ventee al mismo cabezal de mechurrio.

El dimensionamiento global y las caídas de presión de sistemas de mechurrio se cubren en el documento PDVSA–MDP–08–SA–05: “Instalación de Válvulas de Alivio de Presión”. 9.

La temperatura de diseño del tambor de purga es determinada por los extremos de temperatura operacional de emergencia que puedan resultar de cualquier corriente unida al mismo. Si los materiales maneja dos están a temperaturas por debajo de 15°C (60°F), o si ellos pueden autorefrigerarse por debajo de 15°C (60°F), debe también especificarse una mínima temperatura de diseño.

10. Los materiales del tambor de purga deben ser adecuados para cualquier substancia corrosiva que pueda ser descargada al mismo, y también para los límites de temperatura definidos en el párrafo 9 anterior. 11.

Se provee un serpentín de vapor de agua en el tambor de purga para propósitos de descongelación, adaptación a las condiciones del invierno y acondicionamiento para el transporte. El dimensionamiento del serpentín se basa en sacar las fracciones livianas de los líquidos vaporizados, al nivel máximo acumulado como resultado de cualquier contingencia de diseño


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descrita en el párrafo 6 anterior. El material líquido debe ser acondicionado para su transporte (con bomba) en 2 horas a condiciones de temperatura y presión de vapor que permitan su bombeo con seguridad a instalaciones asociadas de desecho o a otras de recepción. En algunos casos, el acondicionamiento para el transporte debe ser seguido por enfriamiento de la corriente transportada por la bomba (ver el párrafo 17 más adelante). Para la mayoría de las aplicaciones resulta adecuado un serpentín de vapor de agua de tamaño nominal de 60 m (200 pie) de tubería de 50 mm (2”) de diámetro. El serpentín debe ser inclinado para asegurar el drenaje del condensado. 12. Para servicios en que el serpentín de calentamiento puede ser ex puesto a líquidos fríos o autorefrigerados, el diseño debería ser tal que evite el taponamiento por congelación del condensado de vapor de agua. Para lograr esto, están disponibles los siguientes métodos: a.

Un desvío de 50 mm (2”) con trampa de vapor de agua directo a la cloaca. Esto se requiere en todos los casos en que pueden ocurrir temperaturas por debajo de 0°C (32°F) en el tambor de purga.

b.

Provisión de una línea para inyección de gasoil de bajo punto de fluidez o de un material similar dentro del tambor de purga. Un nivel de gasoil que sumerja el serpentín actúa como un acumulador de calor, pero este volumen del gasoil debe incluirse en el dimensionamiento del tambor. Esta es la protección normal usada cuando pueden ocurrir temperaturas por debajo de –45°C (–50°F) en el tambor de purga.

c.

Conexiones para la inyección de metanol dentro de la tubería de entrada y salida del serpentín de vapor de agua para descongelación.

d.

Uso de calentadores de vapor de agua de doble tubería vertical(del tipo bayoneta).

e.

Uso de un medio de calentamiento del serpentín con aceite caliente, o un sistema de calentamiento en cascada (por ejemplo, vapor de agua/metanol).

13. El tambor es provisto de una bota cilíndrica acumuladora de tamaño nominal 600 mm (24”) de diámetro por 900 mm (35”) de altura, con un serpentín de vapor de agua separado e individual fabricado de tubería de 25 mm (1”). Normalmente, no es necesario retirar los hidrocarburos y el agua separadamente, y por tanto la bomba de desahogo succiona del fondo de la bota acumuladora. El instrumento de bajo nivel y alarma LL(CO)A se coloca lo más cerca posible al tope de la bota acumuladora para asegurar que la bomba sea parada antes de perder succión.


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14. Si el tambor ocasionalmente puede recibir agua, soda cáustica o corrientes acuosas similares, que crearían problemas en instalaciones receptoras si son bombeadas con los hidrocarburos, entonces deberían incluirse medios para un drenaje separado. Esto puede consistir de una conexión a la cloaca desde el fondo de la bota colectora; o en el caso de agua agria, una conexión desde la descarga de la bomba de desahogo dirigida a instalaciones para agua agria u a otra disposición adecuada. 15. El dimensionamiento, temperatura de diseño y requerimientos de instalaciones para tuberías de salida de vapores de tambores de purga dirigidas al mechurrio se cubren en el documento PDVSA–MDP–08–SA–05: “Instalación de Válvulas de Alivio de Presión”. 16. Para el servicio de bombeo de desahogo se prefiere una bomba impulsada por vapor de agua y manualmente controlada. También es preferible una bomba reciprocante debido a su mayor habilidad para aguantar la succión con líquidos volátiles; sin embargo, si se usa una bomba centrífuga, las líneas de succión y de descarga deben ser venteadas de regreso al tambor, dimensionando la línea de venteo en la descarga para el 15% de la capacidad de la bomba. El dimensionamiento de la bomba se basa en el desahogo por bombeo del contenido total del tambor en 2 horas desde el máximo nivel de líquido acumulado, como se definió en el párrafo 6(d) anterior. Debido al amplio rango de fluidos manejados, la bomba debería ser especificada para 2.0 m (6.5 pie) a 2.5 m (8 pie) de requerimiento de cabezal neto positivo de succión en la brida de succión. La elevación del tambor debería ser tal que se cumpla el requerimiento de cabezal de succión (NPSH) de la bomba (NPSH). La temperatura de diseño de la bomba debería ser la misma que la del tambor de purga y la presión de diseño se fija de acuerdo con la dirección de disposición aguas abajo. 17. El material drenado desde el tambor de purga es normalmente enviado a almacenaje de desechos bajo presión, a almacenaje atmosférico de desechos livianos, o a otro tanque atmosférico. Como se expuso en el documento PDVSA–MIR (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986 Subsección B: “Minimización de Riesgos de Incendio, Explosión o Accidente”), se deben incorporar características de diseño para evitar el riesgo de emanación excesiva de vapores o sobrecalentamiento con ebullición (“boil over”) que pueden resultar al enviar materiales livianos o calientes a tanques atmosféricos. Los requerimientos para promover el desprendimiento de fracciones livianas del líquido acumulado en el tambor de purga se definieron en el párrafo 11 anterior. Además, se debería proveer un enfriador en la línea de descarga de la bomba de desahogo, si se presenta alguna de las siguientes situaciones:


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a.

El tambor de purga puede recibir líquidos calientes (por encima de 93°C (200°F), o,

b.

El líquido del tambor de purga (después del desprendimiento de vapores si es necesario), si es dirigido a un tanque atmosférico para su disposición, pudiera provocar un aumento en la presión de vapor real del material tal que el tanque exceda 90 kPa absoluta(13 psia).

El enfriador debería ser dimensionado para enfriar el flujo de desahogo máximo a 50°C (122°F). Tambores de Purga para No Condensables (Servicio Especial) – En algunos casos, debido a severos problemas de corrosión o por razones especiales de proceso, una unidad debe tener su propio sistema separado de purga. Un ejemplo es el proceso de alquilación con ácido sulfúrico. En este caso, la descarga proveniente de válvulas de seguridad que puede contener una emulsión de ácido, presenta dos problemas particulares: corrosión y el lento desprendimiento de hidrocarburos desde el ácido. El primer recipiente en el sistema de alivio y purga es por lo tanto un separador de ácido e hidrocarburos. Este tambor está provisto con una bomba para transferir el ácido separado al tanque de ácido gastado. Los hidrocarburos líquidos separados son preferiblemente bombeados de regreso al proceso, o a almacenaje de desechos o a un tambor común de purga para no condensables. La corriente de vapores venteados desde el separador de ácido–hidrocarburos se hace burbujear a través de una capa de solución de soda cáustica en un tambor de neutralización y es luego dirigida al cabezal del mechurrio. Para evitar la corrosión en el sistema especial de alivio y purga para ácido no se envían a éste los alivios que puedan contener agua o soluciones alcalinas. Tambores de Purga para Condensables – Los tambores de purga para condensables (ver Figura 3) se proveen como un medio para evitar la condensación de hidrocarburos líquidos en sistemas de mechurrio, para reducir los requerimientos de capacidad del mechurrio, o para evitar la descarga de hidrocarburos condensables a la atmósfera. En algunos casos, sirven para el propósito adicional de reducir la temperatura de los gases descargados por el mechurrio y de aquí a minimizar los problemas de expansión térmica en el diseño mecánico de columnas de mechurrio. Un tambor de purga para condensables funciona por medio de un arreglo de contacto directo con una regadera de agua que condensa vapores de hidrocarburos entrantes más pesados que fracciones livianas. Los hidrocarburos condensados y agua efluente son descargados a la cloaca a través de un sello y los vapores de hidrocarburos livianos no condensados son venteados al mechurrio o a la atmósfera. La base de diseño para tambores de purga para condensables es como sigue:


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1.

La máxima carga de vapores al tambor se basa en el alivio más grande proveniente de válvulas de seguridad que descarguen como resultado de una contingencia sencilla. Las velocidades de los vapores en el tambor se basan en 100% de la velocidad crítica (ver la Ec.(1)). No se permiten pantallas de malla de metal ondulado.

2.

La salida de vapores preferiblemente se debería conectar al sistema del mechurrio. Sin embargo, cuando los alivios de válvulas de seguridad y otras corrientes conectadas al tambor contienen sólo una pequeña cantidad de hidrocarburos no condensables o inertes y donde no se prevén problemas de contaminación, entonces es aceptable el venteo atmosférico, sujeto a las siguientes condiciones: a.

El venteo debe estar localizado por lo menos a 15 m (50 pie) por encima del nivel del suelo y por lo menos 3 m (10 pie) por encima de cualquier equipo dentro de una distancia horizontal de 15 m(50 pie).

b.

El venteo debe ser localizado de modo tal que si ocurriera el encendido inadvertido del alivio máximo de vapores de hidrocarburos, las densidades de calor radiante resultantes a nivel del suelo no excedan los límites prescritos para la exposición del personal. Referirse a el documento PDVSA–MID 90616.1.021 Guía de Ingeniería: “Sistemas de Mechurrios”, versión más reciente que la de Agosto 1990.

c.

La dispersión de materiales inflamables o tóxicos debe ser adecuada en relación a equipos y áreas de trabajo adyacentes.

d.

El venteo debe ser provisto con inyección de vapor de agua o de gas inerte para protección contra el retroceso de la llama y apagado como requerido por el documento PDVSA–MIR (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986 Subsección B: “Minimización de Riesgos de Incendio, Explosión o Accidente”..

e.

La presión de diseño del tambor debería ser 1030 kPa manométricos (150 psig).

3.

La presión de diseño del tambor debería ser 345 kPa manométricos (50 psig) a menos que el tambor esté conectado directamente al mechurrio (sin un tambor de sello), en cuyo caso la presión de diseño del tambor de purga debería ser 1030 kPa manométricos (150 psig).

4.

Los documentos MDP–03–S–01/03/04/05 Principios Básicos, Separadores Líquido–Vapor, Líquido–Líquido, y Líquido–Líquido–Vapor”, junto con los siguientes párrafos, describen el diseño del disco y la sección en forma de anillo, así como de otras partes internas del tambor.


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5.

Los requerimientos de agua se basan normalmente en reducir las temperaturas de salida de gas y líquido a 65°C (150°F), aproximadamente. La selección de la temperatura óptima se basa en consideraciones de temperatura y composición de las corrientes que entran y de la extensión en que se tolere la condensación posterior de vapores efluentes aguas abajo del tambor. El suministro de agua debería tomarse de un sistema de agua confiable. Si se usa un sistema de agua de enfriamiento recirculante, entonces las bombas de circulación y el depósito colector de la torre de enfriamiento, deben tener suficiente capacidad para suministrar el requerimiento máximo del tambor de purga para condensables, durante 30 minutos. un controlador del tipo activado/desactivado (On / Off) para temperatura en la línea de entrada acciona una válvula de control en la línea de suministro de agua y un orificio de restricción en el desvío de la válvula de control admite continuamente 0.6 a 1.2 dm3/s (10 a 20 gpm) de agua, a fin de mantener el sello en la salida. Asimismo, se provee una conexión para agua de reemplazo de emergencia desde la tubería de agua para incendio con una válvula de bloqueo para alivio (RBV) accionada desde la sala de control y también un orificio de restricción dimensionado para el máximo requerimiento de agua. Se requiere una alarma de alta temperatura en la salida de vapores desde el tambor.

6.

La retención de agua en la base del tambor se dimensiona de acuerdo con el documento MDP–03–S–05 “Separadores Líquido–Líquido–Vapor”.

7.

La altura del sello en la línea de líquido efluente (asumiendo 100% de agua) es normalmente dimensionada para el 175% de la máxima presión operacional del tambor, ó 3 m (10 pie), cualquiera de las dos que sea mayor.

8.

La presión máxima operacional permitida para propósitos de dimensionamiento de cabezales de mechurrio y de cálculo de contrapresiones en válvulas de seguridad se toma entre 7 y 14 kPa manométricos (1 y 2 psig) en el tambor, a menos que se requieran presiones mas bajas por consideraciones especiales del proceso. El vapor de agua que se genera por evaporación de agua de enfriamiento a cargas altas también debe ser considerado.

9.

Debido al flujo continuo de agua a través de un tambor de purga para condensables, éste puede manejar con seguridad los alivios fríos o autorefrigerados solamente mientras que la temperatura de los efluentes de líquido y vapor permanezca por encima de 0°C (32°F).

Sistemas de Purga para Condensables de Estado Inestable – En algunos casos donde las cargas de condensación son altas, o donde se requiere recobrar material de purga líquido condensado por razones de contaminación, toxicidad o económicas, puede ser apropiado un sistema de condensación de estado inestable. A continuación se presentan ejemplos de tales aplicaciones:


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1.

Enfriador de Serpentín en la Entrada de un Tambor de Purga para Condensables – Mediante un enfriador de serpentín en la entrada del tambor separador para condensables, se evita el alto requerimiento de agua para la condensación por contacto directo. El enfriador de serpentín debe estar elevado y el serpentín continuamente inclinado para evitar acumulaciones de líquido en el cabezal de la válvula de seguridad. La retención del agua estática en el enfriador debe ser adecuada para la carga de condensación de diseño durante 30 minutos, dando margen para el calentamiento del agua durante ese período. No debería aplicarse este tipo de diseño donde pueda ocurrir solidificación de materiales pesados dentro del serpentín del enfriador.

2.

Tambores de Purga para Condensables en Plantas de Tratamiento con Fenol – Se usa un tanque de purga en plantas de tratamiento con fenol para manejar corrientes que contienen fenol e hidrocarburos pesados (material para aceites lubricantes). El tanque de purga se ilustra en la Figura 4. La base de diseño es como sigue: a.

La carga máxima de vapores al tanque se basa en el alivio más grande de válvulas de seguridad que descarguen como resultado de una contingencia sencilla.

b.

La temperatura de diseño del equipo es 175°C (347°F). La presión de diseño es 1.5 kPa manométricos (0.2 psig), en el espacio de vapores con el tanque lleno de líquido. La construcción del tan que incluye una costura débil de soldadura entre el techo y las paredes según el estándar API 650.

c.

La columna de venteo atmosférico es concéntrica con el tanque, y termina por lo menos a 15 m (50 pie) sobre el nivel del suelo y por lo menos a 3 m (10 pie) por encima del equipo más alto dentro de una distancia horizontal de 15 m (50 pie). Se debe proveer una elevación adicional si es necesario, para asegurar que las concentraciones de fenol a nivel del suelo y a nivel de las plata formas de trabajo, no excedan el Valor Límite Inicial (VLI).La columna está perforada con huecos en el tope del tanque, con el área de los huecos dimensionada para una máxima presión en el espacio de vapores del tanque de 1 kPa manométrico (0.15 psig), ala carga máxima de vapores.

d.

El tanque es provisto con una atmósfera continua de nitrógeno para protección contra el retroceso de la llama, dimensionada de acuerdo con el documento PDVSA–MIR–(Pendiente) (Consultar MDP versión 1986 Subsección B “Mínimización de Riesgos de Incendio, Explosión o Accidente).


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e.

Se retiene en el tanque un nivel de extracto de fenol para enfriar y absorber el fenol en los vapores que entran. Se requiere suficiente extracto a 38°C (100°F) para absorber la cantidad más grande de fenol descargada durante 30 minutos por válvulas de seguridad, como resultado de una contingencia sencilla, sin exceder una temperatura del extracto de 93°C (200°F). El tamaño del tan que debe ser adecuado para contener el inventario de fases mezcladas que exista durante condiciones de máxima carga. Asimismo, las dimensiones del tanque se seleccionan de modo que el máxim onivel de líquido esté por debajo de la elevación del cabezal que recolecta los alivios que contienen fenol.

f.

El fondo del tanque debe ser diseñado para un retiro completo del agua. Se requiere una disposición segura del agua fenólica; normalmente ésta es regresada al proceso.

g.

Las instalaciones de bombeo para desahogo son provistas para regresar líquido saturado al proceso después que una válvula de seguridad haya descargado al tanque.

h.

Los vapores de entrada se distribuyen dentro del tanque por medio de un rociador.

Tanques de Purga para Condensables en Otros Servicios – Un tanque de purga para condensables, diseñado sobre la misma base que la descrita anteriormente para fenol, puede ser provisto para otros servicios donde un tambor de purga convencional para condensables no sería aceptable (por ejemplo, debido a consideraciones de contaminación por el agua efluente). Ejemplos de tales casos son la Metil Etil Cetona (MEC) y el Formuro de Dimetilo (FDM). Se especifica un material absorbente adecuado (por ejemplo, aceite lubricante para MEC y agua para el FDM) y además el diseño debe tomar en cuenta las temperaturas máximas permisibles operacionales, para evitar emanación excesiva de vapores o la ebullición del agua. Venteo de un Sistema de Purga para Condensables al Mechurrio – En algunas instalaciones donde regulaciones locales contra la contaminación, no permitirían el venteo de un tanque de purga para condensables en servicio tóxico a la atmósfera, puede ser necesario un tambor de presión o una esfera, con venteo al mechurrio.

5.4

Sistemas de Evacuación de Efluentes Se proveen tambores de evacuación para remover contaminantes consistentes de hidrocarburos líquidos o vapores, de corrientes acuosas efluentes de la planta, para poder descargarlas a la cloaca con seguridad. Los criterios para dirigir las corrientes efluentes a tambores de evacuación se definieron anteriormente en esta subsección.


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La base de diseño para tambores de evacuación se describe a continuación: Tambores de Evacuación de Agua (Ver Figura 5) 1.

El cabezal de entrada de líquido es dimensionado para el máximo caudal de agua al tambor. La caída de presión disponible para el flujo está basada en: (a) el recipiente desde el cual el agua tiene la presión de salida más baja, y, (b) la máxima contrapresión permisible sobre el tambor (Ver el párrafo 4, más abajo).

2.

La carga de vapores al tambor resulta de los vapores de hidrocarburos que entran o de líquido que se vaporiza súbitamente a condiciones de equilibrio a la presión atmosférica. La carga de vapores de diseño es la más grande cantidad de vapores resultante de una contingencia sencilla, tal como la falla de un tubo roto de un intercambiador de calor o falla de una válvula de retiro de agua en la posición totalmente abierta (no se consideran las fallas múltiples de válvulas de control, con tal que las válvulas de control sean especificadas para cerrar en caso de falla de aire para instrumentos). El procedimiento de cálculo para el flujo a través de un tubo dividido de un intercambiador de calor se cubre en el documento PDVSA–MDP–08–SA–05: “Instalación de Válvulas de Alivio de Presión”. Los retiros de agua son examinados para determinar la carga máxima de hidrocarburos resultante de la falla de la válvula de control de salida de agua en posición abierta, asumiendo que el flujo sea todo de hidrocarburos.

3.

La salida de vapor puede descargar a la atmósfera o al mechurrio. Se pueden usar descargas atmosféricas, siempre y cuando se pueda conseguir un lugar seguro, definido por los siguientes criterios: a.

El venteo debe ser elevado por lo menos 15 m (50 pie) desde el nivel del suelo y por lo menos 3 m (10 pie) por encima del equipo más alto en una distancia horizontal de 15 m (50 pie).

b.

Debe ser localizado de tal modo que si ocurriese una ignición inadvertida del máximo alivio de vapores de hidrocarburos, las densidades de calor radiante resultantes a nivel del suelo no excedan los límites establecidos para la exposición al personal. Ver el documento PDVSA–MID 90616.1.021 Guía de Ingeniería: “Sistemas de Mechurrios”, versión más reciente que la de Agosto 1990.

c.

El Valor Límite Inicial (VLI) de cualquier vapor tóxico que puedan ser descargados por el venteo no es excedido a nivel del suelo, ni en ninguna plataforma de trabajo.

d.

Se requiere un tubo de venteo abierto en el extremo, dirigido verticalmente hacia arriba, con inyección de vapor de agua o de gas inerte para protección contra el apagado de la llama o supresión del encendido, según lo requerido por el documento PDVSA–MIR


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(Pendiente) (Consultar MDP versión 1986 Subsección B: “Minimización de Riesgos de Incendio, Explosión o Accidente”). 4.

La máxima presión operacional permisible en el tambor de evacuación para propósitos de dimensionamiento de cabezales de mechurrio, cabezales de agua y ramales laterales desde intercambiadores de calor, está determinada por el menor de los dos valores siguientes: (la presión operacional debería diseñarse tan baja como sea posible para maximizar la efectividad de la evacuación). a.

La máxima presión operacional permisible en cualquier tambor de purga para condensables o no condensables, que ventee al mismo cabezal de mechurrio, o

b.

La presión máxima a la cual el flujo normal de agua puede todavía entrar al tambor desde la fuente de presión más baja.

5.

Se especifica una presión de diseño de 345 kPa manométricos (50 psig) para tambores de evacuación de agua.

6.

El sistema de salida del agua es diseñado para sellar el tambor y evitar el arrastre de hidrocarburos o aire dentro de la cloaca. La Figura 5 ilustra la disposición física normal incorporando un sello con lazo sencillo.

7.

El dimensionamiento del tambor y de la pierna de sello está determinado por lo siguiente: a.

Cuando la presión en el espacio para vapores del tambor es atmosférica, el nivel debe ser tal que el espacio para vapores sea adecuado para evacuar gotas de hidrocarburos desde los vapores de hidrocarburos a 15% de la velocidad crítica (Vc) a la carga de vapores de diseño (de acuerdo con los documentos MDP–03–S–01/03/04/05 Principios Básicos, Separadores Líquido–Vapor, Líquido–Líquido, y Líquido–Líquido–Vapor”) y la pierna de sello debe tener un diámetro suficientemente grande para dejar pasar el caudal máximo de agua. Si las variaciones operacionales pudieran resultar en menos de 60 dm3/s (950 gpm) de agua al tambor de evacuación de ésta, un sistema externo debería proveer un flujo continuo de 60 a 120 dm3/s (950–1900 gpm) para mantener el sello.

b.

Cuando la presión en el espacio para vapores sea igual a la máxima presión operacional permisible, la superficie del agua debería ser bajada a un nivel operacional mínimo, al cual la capacidad para evacuar vapores desde el agua es adecuada para la carga de diseño determinada según los documentos MDP–03–S–01/03/04/05 Principios Básicos, Separadores Líquido–Vapor, Líquido –Líquido, y Líquido–Líquido–Vapor”. También, la contrapresión no debe reducir el nivel de agua por debajo de la profundidad efectiva del rompedor de


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remolinos. Esto aplica independientemente de si la contrapresión resulta de vapores que están siendo aliviados a través del tambor o de oleaje de contrapresión impuesto por un sistema de alivio cerrado. El nivel operacional mínimo no debería ser menor de 450 mm (18”) por encima del fondo del tambor. Se provee una alarma de bajo nivel (LLA) en el nivel operacional mínimo, o alternativamente, puede instalarse una alarma por alta presión, ajustada a la presión correspondiente del espacio de vapores. c.

La altura del sello en la salida de líquido (asumiendo 100% agua) debería ser normalmente equivalente a 175% de la máxima presión operacional permisible, o 3 m (10 pie), cualquiera de las dos que sea la mayor.

8.

El tambor debería ser provisto de una alarma de alto nivel (para dar advertencia de sobrecarga o taponamiento del sello) localizado a 150 mm (6”) por encima del nivel que corresponde a una presión manométrica de cero en el espacio para vapores y máximo flujo de agua.

9.

Debería instalarse un rompedor de remolinos en la salida de agua para evitar el arrastre de hidrocarburos a la cloaca, si se han satisfecho los criterios relevantes de los documentos MDP–03–S–01/03/04/05 Principios Básicos, Separadores Líquido–Vapor, Líquido –Líquido, y Líquido–Líquido–Vapor”.

10. El agua efluente proveniente del sello se descarga a través de una conexión cerrada a un pasa – hombre venteado de la cloaca, de modo que cualquier aire aspirado a través del venteo del rompedor del sifón pueda ser evacuado y además evitar la descarga de hidrocarburos a nivel del suelo. 11.

Deben proveerse cuatro conexiones para desnatado con grifos de prueba en el extremo de salida del tambor al nivel de líquido normal y a 150 mm (6”), 300 mm (12”) y 450 mm (18”) por debajo del nivel normal. Los hidrocarburos líquidos desnatados a través de estas conexiones deberían ser bombeados a un sistema de desechos adecuado. Una conexión a la succión de la bomba de desahogo de un tambor de purga, si está disponible es adecuada para este propósito.

Tambores de Evacuación para Otras Corrientes Acuosas – Efluentes acuosos de la planta y corrientes retiradas, tales como condensado de vapor de agua, agua agria o solución de soda cáustica gastada pueden requerir su disposición a un tambor de evacuación, pero el tambor de evacuación normal para agua puede no ser adecuado. Pueden por lo tanto requerirse tambores de evacuación especiales, por ejemplo, en los siguientes casos: 1.

Condensado de vapor de agua va a ser recuperado y retornado a instalaciones de tratamiento y de agua de alimentación a calderas.

2.

Agua agria va a ser dirigida a instalaciones de despojamiento de aguas ácidas.


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La soda cáustica gastada va a ser reciclada a instalaciones de reposición de soda cáustica fresca, o dirigida a instalaciones de deodorización o de otro tipo de disposición.

El diseño de estos tambores generalmente sigue la misma base usada para los tambores de evacuación de agua, excepto por el requerimiento de una bomba (con su repuesto) para transferir el líquido acuoso bajo control de nivel a las instalaciones receptoras apropiadas. Tambores Combinados de Purga y Evacuación – En algunos casos, es posible combinar las funciones de tambores de purga y evacuación en un sólo recipiente. Sin embargo, los dispositivos de alivio de presión que descargan hidrocarburos líquidos más livianos que pentano, no deberían ser conectados al tambor, si existe una posibilidad de que tales líquidos pudieran acumularse y ser aliviados a la cloaca a través de la pierna de sello. Además, el venteo del tanque debería ser dimensionado para evitar acumulación de presión debido a vaporización. En estas aplicaciones se deben satisfacer los criterios de diseño para ambos servicios y se debe dedicar atención especial a peligros potenciales y problemas que pueden ser introducidos, tales como: 1.

Trampas de líquido en líneas de alivio de válvulas de seguridad.

2.

Combinaciones de agua y alivios de hidrocarburos calientes que podrían resultar en generación de vapor de agua y oleaje de presión.

3.

Combinaciones de agua e hidrocarburos fríos o autorefrigerantes que podrían resultar en problemas de congelación.

4.

Confiabilidad del suministro de agua si se combinan los servicios de purga de condensables y de evacuación de agua.

5.

Contingencias que pueden requerir que el tambor sea usado para ambos servicios simultáneamente

Torres de Enfriamiento – Cuando los criterios detallados anteriormente bajo “Disposición de Efluentes Acuosos” de planta contaminados con hidrocarburos requieren de un medio para separar con seguridad hidrocarburos de agua de enfriamiento efluente, una alternativa aceptable a un tambor de evacuación de agua en sistemas de recirculación de agua es una torre de enfriamiento que incorpore características que permitan una operación segura cuando se presente la contaminación del agua de enfriamiento efluente con hidrocarburos: debe consultarse al Proveedor del equipo para saber si dichas características están incorporadas en la torre de enfriamiento a comprar. Ahora en el diseño de torres de enfriamiento se incluye una chimenea de venteo en el elevador vertical de retorno a la torre. Este es usualmente una “T” vertical extendiéndose por encima de los distribuidores. Incluye una pequeña línea de rebose desde la interfase de agua a un sumidero para drenar pequeñas cantidades de filtraciones de aceite, y


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un detector de gas en el espacio de vapores (a menos que se provea un detector de gas en otra parte). En el caso, de un gran escape o de ruptura de un tubo en un enfriador de gas, la chimenea de venteo evita daños a las tuberías y estructuras debido a oleajes hidráulicos y fuerzas de reacción.

5.5

Almacenaje de Desvíos de Corrientes de Proceso y de Desechos Materiales a ser Manejados – Los diseños de plantas deben incluir medios de disposición seguros para varios materiales de desecho, tales como los siguientes: 1.

Hidrocarburos líquidos acumulados en tambores de purga para no condensables, que se originan de válvulas de seguridad, cabezales de drenajes cerrados, drenajes de tambores de separación. Normalmente, se proveen instalaciones en el tambor para la evaporación de líquidos volátiles y enfriamiento de líquidos antes de su disposición.

2.

Mezclas de aceite y agua y emulsiones, por ejemplo, de separadores, fondos de tanques, agua de lastre, etc. El calentamiento de tales fluidos es a menudo necesario para separar el aceite del agua.

3.

Productos fuera de especificación durante el arranque, parada o trastornos de la planta. Deben estar disponibles medios de disposición para todas las corrientes de productos fuera de especificación. En muchos casos es posible la mezcla de los mismos en tanques de productos o es posible la degradación a otro producto.

4.

Corrientes que deben ser desviadas debido a una parada de emergencia de equipos aguas abajo (por ejemplo, falla del compresor). Deberían proveerse rutas de desvío donde tal contingencia requeriría de otra manera, la parada inmediata de la unidad de procesos afectada, resultante en pérdidas operacionales y económicas apreciables.

Métodos de Disposición – Pueden considerarse los siguientes métodos de disposición para la descarga de materiales de desecho tales como los anteriormente descritos: 1.

Mechurrio – Las corrientes de vapores tales como desvíos de succión de compresores en unidades de craqueo catalítico y de craqueo con vapor de agua, son normalmente dirigidas al mechurrio.

2.

Tubería Principal de Combustión de Gas – Vapores de hidrocarburos livianos pueden ser dirigidos a tuberías principales de combustión para su disposición. Si está disponible un vaporizador de propano, éste puede ser usado como un medio para dirigir fracciones livianas de líquido a la tubería principal de combustión.


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3.

Instalaciones de Almacenaje – En muchos casos puede usarse el re ciclo o mezcla de corrientes líquidas en tanques de almacenaje de alimentación o de producto, etc. Sin embargo, el diseño de tales sistemas de disposición debe tomar en cuenta el potencial de excesiva emanación de vapores y sobrecalentamiento con ebullición (“boil over”), que pueden surgir de la disposición de materiales livianos o corrientes calientes a tanques de almacenaje. Estos riesgos junto con características de diseño apropiadas para minimizarlos, se exponen en la el documento PDVSA–MIR (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986 Subsección B: “Minimización de Riesgos de Incendio, Explosión o Accidente”).

4.

Almacenaje de Desechos – Las instalaciones para almacenaje de desechos pertenecen a tres tipos básicos, de acuerdo con los materia les manejados: a.

Almacenaje de desechos a presión para materiales de fracciones livianas.

b.

Almacenaje atmosférico de desechos livianos, para materiales que no requieren calentamiento para el rompimiento de la emulsión.

c.

Almacenaje atmosférico de desechos pesados, para materiales que requieren calentamiento para el rompimiento de la emulsión. En los casos (b) o (c) deben aplicarse las mismas consideraciones de seguridad descritas en el párrafo (3) anterior.

Los materiales acumulados en almacenaje para desechos son normalmente dirigidos a instalaciones de reproceso o mezclados en tanques de almacenaje apropiados para su disposición. Diseño de Instalaciones para el Almacenaje de Desechos – Al seleccionar los medios de disposición de las corrientes deberían usarse, en lo posible, rutas que utilicen instalaciones y tanques normales de la planta, etc. Las corrientes que no pueden ser manejadas de este modo requieren instalaciones para el almacenaje de desechos. El dimensionamiento de instalaciones de almacenaje para desechos es usualmente basado en los caudales de flujo normales de todas las corrientes que deben ser desviadas a desecho bajo una contingencia sencilla, por el período de tiempo necesario para eliminar la contingencia, o llevar a cabo una parada controlada. Almacenaje de Desechos a Presión – Si se requiere el almacenaje de desechos a presión para manejar materiales en el rango de fracciones livianas, debe cumplirse con los siguientes criterios: a.

El tipo de recipiente para el almacenaje de desechos a presión se selecciona en base a costo. Generalmente una esfera o esferoide es más económico que un tambor para capacidades en exceso de 160 m3 (5650 pie3).


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b.

El recipiente es venteado a una línea de gas de baja presión (si está disponible) o al cabezal del mechurrio, a través de una válvula de control de presión. La carga de vapores de diseño se basa en la contingencia sencilla (por ejemplo, desvío de la alimentación desde una unidad particular) que resulta en la mayor cantidad de vapores generados por evaporación súbita a partir de los líquidos entrantes.

c.

Se debe proveer protección contra la sobrepresión y el vacío de acuerdo con el documento PDVSA–MDP–08–SA–05: “Instalación de Válvulas de Alivio de Presión”.

d.

Se provee una alarma de alto nivel (AAN (LHA)) a 85% de la capacidad volumétrica del recipiente y también un corte de flujo por alto nivel el cual cierra herméticamente el flujo de entrada cuando el nivel del recipiente alcanza un a 92% lleno.

e.

Se provee una bomba de desahogo manualmente controlada para transferir el desecho a una unidad de proceso adecuada para su reprocesamiento. El tamaño de la bomba está determinado por los requerimientos de reprocesamiento. Cuando el tambor de purga y el recipiente de almacenaje de desechos están muy próximos, las bombas de desahogo pueden ser interconectadas con múltiple, de modo que sean intercambiables en cualquiera de los servicios.

Como una alternativa al almacenamiento especial de desechos a presión, la retención necesaria puede ser provista en un tambor de purga para no condensables, como se describió antes en este documento.


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NOMENCLATURA

F9

=

Vc ρL

= =

ρV

=

Factor cuyo valor depende de las unidades usadas Velocidad crítica de los vapores Densidad del líquido a las condiciones de operación Densidad de los vapores a las condiciones de operación

En unidades SI


0.048

0.157

m/s kg/m3

pie/s lb/pie 3

kg/m3

lb/pie 3


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APENDICE Figura 1 “Arreglo típico de tambor de purga de no – condensables”. Figura 2 “Dimensionamiento de de tambor de purga de no – condensables”. Figura 3 “ Tambor de purga para condensables”. Figura 4 “Tanque de alivio para condensables en servicio de fenol” Figura 5 “ Tambor de purga de agua”.


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Al Almacenaje Atmosférico de Desechos Livianos, Pesados, Almacenaje de Desechos a Presión, etc.

ARREGLO TIPICO DE TAMBOR DE PURGA DE NO – CONDENSABLES

Fig 1.

.Menú Principal

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EVACUACION EN 2 HORAS DESDE NIVEL MAXIMO

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*

B

DIMENSIONAMIENTO DE TAMBOR DE PURGA DE NO CONDENSABLES

Fig 2.

.Menú Principal


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Fig 3. TAMBOR DE PURGA PARA CONDENSABLES

AGUA E HIDROCARBUROS CONDENSADOS A LAS CLOACAS. (CONEXION A DRENAJE CERRADO SI LOS HIDROCARBUROS EN EL EFLUENTE PUEDEN SER DESCARGADOS A UNA TEMPERATURA POR ENCIMA DE SU PUNTO DE INFLAMACION.)


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Fig 4. TANQUE DE ALIVIO PARA CONDENSABLES EN SERVICIO PARA FENOL

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Fig 5. TAMBOR DE PURGA DE AGUA

.Menú Principal

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PDVSA MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO SEGURIDAD EN EL DISEÑO DE PLANTAS

PDVSA N°

TITULO

MDP–08–SG–01

INTRODUCCION

1

SEP.97


12

O.R.

L.R.

0

AGO.95

APROBADO

12

J.P.

F.R.

REV.

FECHA

PAG.

REV.

APROB.

E PDVSA, 1983


APROB.


ESPECIALISTAS


PDVSA

SEGURIDAD EN EL DISEÑO DE PLANTAS INTRODUCCION

PDVSA MDP–08–SG–01 REVISION

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1

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2.1 2.2 2.3

Sistemas de Alivio de Presión . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sistemas de Disposición . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temas Relacionados Cubiertos en Otros Manuales PDVSA . . . . . . . . . . .

2 2 2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

4 DEFINICIONES . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

5 CONSIDERACIONES DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3

5.1 5.2 5.3

Reconocimiento y Eliminación de Riesgos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Reducción de Daños Causados por Incendio o Explosión . . . . . . . . . . . . Consideraciones Especiales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 8 10


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OBJETIVO El objetivo de esta sección es presentar una introducción a los capítulos que conforman el volumen de “Seguridad en el Diseño de Plantas” con la finalidad de visualizar los aspectos que deben ser cubiertos por el ingeniero de proceso en el diseño de instalaciones nuevas o en la ejecución de cambios y modificaciones en las instalaciones actuales de la industria de una manera segura.

2

ALCANCE Cubre los capítulos involucrados con el diseño de instalaciones seguras de plantas, los cuales son los siguientes:

2.1

Sistemas de Alivio de Presión Describe los principios básicos y procedimientos para la evaluación del potencial de sobrepresión en equipos de una planta y para la selección, diseño y especificación de las instalaciones de alivio de presión apropiadas. Se incluyen criterios para el diseño de cabezales de alivio de presión, cubriéndose todos estos temas en lo siguientes documentos: PDVSA – MDP

2.2


08–SA–01

Sistemas de Alivio de Presión: Principios Básicos.

08–SA–02

Sistemas de Alivio de Presión: Consideraciones de Contingencia y Determinación de los Flujos de Alivio.

08–SA–03

Sistemas de Alivio de Presión: Dispositivos de Alivio de Presión.

08–SA–04

Sistemas de Alivio de Presión: Procedimientos para Especificar y Dimensionar Válvulas de Alivio de Presión.

08–SA–05

Sistemas de Alivio de Presión: Instalación de Válvulas de Alivio de Presión.

Sistemas de Disposición Describe los principios básicos y procedimientos para el diseño de las instalaciones para manejar drenajes y efluentes acuosos contaminados procedentes de equipos y también para enviarlos a una disposición apropiada, de los sistemas de tambor de purga o tambor de alivio, para recibir descargas cerradas de válvulas de seguridad, alivios de vapores de emergencia y de las instalaciones para procesar desvíos de corrientes y almacenaje de desechos. También cubre los criterios para seleccionar el método apropiado de disposición.

2.3

Temas Relacionados Cubiertos en Otros Manuales PDVSA Los siguientes temas, que anteriormente se cubrian en el MDP versión 1986, ahora se presentarán (o ya se presentan) en otros manuales de PDVSA, como el Manual de Ingeniería de Diseño (MID) o el Manual de Ingeniería de Riesgos (MIR).


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Documento MDP versión 1986

Documento(s) substitutivo(s)

Sección 15 B (Minimización de los riesgos de Incendio, Explosión o Accidente)

Será actualizado en un nuevo documento del MIR. Mientras tanto, usar el documento correspondiente del MDP versión 1986 Será actualizado en el documento MID Guía de Ingeniería 90616.1.021: “Sistemas de Mechurrios”. Mientras tanto, usar el documento correspondiente del MDP versión 1986 MIR No. IR–P–01: Paradas de Emergencia, bloqueo, depresurización y venteo de equipos y plantas (May. 93) MIR No. IR–M–01: Separación entre equipos e Instalaciones (Abril 95) MIR No. IR–C–02: Diseño de Edificios de Control (Oct. 95), MIR No. IR–C–03: Revestimiento contra Incendios (May. 93) MIR No. IR–M–03: Sistema de Agua contra Incendio (Ago 96), MIR No. IR–M–04: Sistema de Espuma contra Incendio (Ago 96)

Sección 15 E (Mechurrios)

Sección 15 F (Paradas de Emergencia, Aislamiento y Facilidades de Alivio) Sección 15 G (Espacio entre Equipos) Sección 15 H (Protección a Prueba de Incendio / Explosión) Sección 15 I (Sistemas contra Incendio)

3

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4

DEFINICIONES Las definiciones se presentan en el documento PDVSA–MDP–08–SA–01: “Sistemas de Alivio de Presión: Principios Básicos”.

5

CONSIDERACIONES DE DISEÑO En el diseño de una instalación segura, se deben considerar los siguientes principios: reconocimiento y eliminación de riesgos, reducción de daños causados por incendio o explosiones y consideraciones especiales.

5.1

Reconocimiento y Eliminación de Riesgos La existencia de riesgos presentes y potenciales que puedan ocurrir en la planta deben determinarse considerando los factores asociados con el proceso, los equipos, las instalaciones asociadas, las condiciones locales y los posibles errores operacionales. Habiéndose identificado los riesgos, se deben incorporar en el diseño de la planta, facilidades adecuadas para minimizar la posibilidad de ocurrencia de incendios, explosiones y otros accidentes. Entre los riesgos a ser considerados, se encuentran los siguientes:


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5.1.1

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Esfuerzos excesivos La presión o temperatura excesiva sobre componentes del equipo puede resultar en que se exceda el esfuerzo cedente y ocurra una falla catastrófica. Se pueden generar presiones por encima de la presión operacional normal por exposición a un incendio externo o por diferentes formas de fallas operacionales, tales como, mal funcionamiento de instrumentos, falla de los servicios auxiliares, sobrellenado, expansión térmica, cierre de salidas de equipos, etc. También pueden resultar temperaturas excesivas cuando los componentes del equipo sean presionados más allá de límites seguros, puesto que los esfuerzos cedentes son una función de la temperatura. El vacío es otro mecanismo potencial de exceso de esfuerzo, en el caso de componentes del equipo no diseñados para presión subatmosférica y puede resultar en colapso de recipientes. Los diseños de plantas deben por lo tanto incluir características protectoras, para evitar que los componentes del equipo sean sometidos a esfuerzos excesivos por los mecanismos anteriores. Los pasos esenciales de esos procedimientos de diseño pueden resumirse de la siguiente forma: a.

Consideración de contingencias Se deben considerar todas las contingencias posibles que pudieran causar esfuerzos excesivos o fallas de los componentes del equipo. Los flujos de alivio resultantes son evaluados para establecer una base de diseño. Donde pueda ocurrir una sobrepresión, se proveen facilidades de alivio. Alternativamente se establece una base para diseñar los componentes del equipo para soportar la más alta presión o temperatura que pueda ocurrir. En el caso de amplias fluctuaciones de temperatura no puede excluirse la ocurrencia de un exceso de esfuerzo mediante la instalación de dispositivos de alivio de presión y debe establecerse una base para proveer otros medios de protección apropiada en forma de alarmas o cortes por alta o baja temperatura, instrumentación de control, aislamiento (bloqueo), despresurización, enfriamiento rápido, selección de materiales, y/o otros medios. Las instalaciones de protección, son normalmente dimensionadas para soportar la descarga de alivio más grande resultante de una contingencia sencilla, sin exceder la presión o temperatura del equipo.

b.

Selección del tipo apropiado de válvula de alivio de presión Se debe seleccionar el tipo apropiado de válvula u otro tipo de dispositivo de alivio de presión o de control de temperatura, entre los variados dispositivos disponibles.

c.

Dimensionamiento de los dispositivos de alivio de presión Se debe dimensionar los dispositivos de alivio de presión para manejar el caudal de alivio requerido.


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d.

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Diseño de las instalaciones con dispositivos de alivio de presión Se debe diseñar las instalaciones con dispositivos de alivio de presión, incluyendo la ubicación, tubería asociada y sistemas de desecho. Estos procedimientos de diseño se describen en detalle en los documentos PDVSA–MDP–08–SA–01 al 05 de este manual.

e.

Mechurrios El mechurrio es un componente clave de los sistemas de desechos cerrado dado que provee de un medio de disposición seguro de las corrientes provenientes de las válvulas de alivio, purgas de vapores, desvíos de corrientes de proceso, drenajes de equipos, etc., quemándolos bajo condiciones controladas de modo que los equipos adyacentes o el personal no estén expuestos a peligro, al mismo tiempo que se satisfacen los requerimientos de control de contaminación ambiental. Este sistema se describe en el documento PDVSA–MID Guía de Ingeniería 90616.1.021: “Sistemas de Mechurrios” (Versión actualizada).

5.1.2

Incendios y explosiones La base de diseño de plantas debe ser tal que incluya precauciones para minimizar el riesgo de incendios y explosiones como sigue: a.

Externas En el caso de incendios y explosiones externas, es necesario prevenir la descarga sin control de productos inflamables y ubicar los puntos de alivio controlado en un sitio seguro. Además deben minimizarse las fuentes de ignición. • Prevención de las descargas de alivio sin control y ubicación de los alivios controlados. Los alivios de productos inflamables sin control son usualmente el resultado de fallas de componentes del equipo o errores operacionales. Las fallas de componentes del equipo pueden ser debidas a la exposición de los materiales de construcción a condiciones operacionales más severas de lo que son capaces de soportar, o pueden ser una función de la inherente vulnerabilidad natural de ciertos componentes tales como, tubos de hornos, maquinarias y sistemas de tubería. En el documento PDVSA–MIR (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15B) se incluyen métodos mediante los cuales se pueden minimizar tales alivios descontrolados. Los alivios atmosféricos de productos inflamables descargados por válvulas de seguridad, deben satisfacer los criterios de ubicación y


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velocidad para asegurar una dispersión adecuada, como se describe en el documento PDVSA–MDP–08–SA–05. Deben también proveerse un drenaje adecuado de los componentes del equipo e instalaciones de disposición de desechos seguras para evitar acumulaciones peligrosas de materiales inflamables, cuando se sacan de servicio componentes del equipo. Estas instalaciones se describen en el documento PDVSA–MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15D). Los tanques atmosféricos son inherentemente una fuente de alivio de materiales inflamables debido a las posibilidades de rebose, excesiva emisión de vapores y derrame por excesivo calentamiento. En el documento PDVSA–MIR (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15B) se incluyen medidas preventivas apropiadas. • Minimización de fuentes de ignición Las fuentes comunes de ignición que ocurren en una refinería o planta química se listan en el documento PDVSA–MIR (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15B) junto con métodos por los cuales pueden ser minimizadas. b.

Internas En el caso de incendios y explosiones internas, es necesario evitar mezclas inflamables de vapores y aire dentro de los componentes del equipo de proceso y minimizar las fuentes internas de ignición. En algunas excepciones específicas se permiten concentraciones dentro del rango de inflamación, siempre y cuando las fuentes de ignición sean totalmente eliminadas. • Eliminación de mezclas inflamables La formación de una mezcla inflamable de vapores y aire en el rango explosivo dentro del equipo de proceso, representa una de las condiciones más peligrosas que puedan existir en una refinería o planta química, puesto que solo es necesario la adición de una fuente de ignición para iniciar una explosión. Muchos procesos y procedimientos involucran el uso de aire dentro de los equipos, o existe la entrada potencial de aire por infiltración o arrastre, por ejemplo reacciones de oxidación con aire, sistemas de regeneración y decoquificación, todos los tipos de componentes del equipo sometidos a combustión, arranques y paradas de planta, procesos de vacío, etc. En el documento PDVSA–MIR (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15B) se incluyen procedimientos de diseño para evitar incendios y explosiones.


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5.1.3

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Factores operacionales que afectan la seguridad industrial Una planta debe diseñarse de modo que el personal de operaciones y de mantenimiento puedan llevar a cabo sus deberes de manera efectiva y segura sin exponerse ellos mismos o la planta al riesgo de un incendio, explosión o accidente. Para lograr esto deben incluirse los siguientes recursos: S Plataformas, escaleras, mallas protectoras, regaderas de seguridad e instalaciones similares que aseguran condiciones de trabajo seguras para el personal. S Instrumentación, alarmas y controles suficientes para permitir al personal de operaciones operar la planta con eficiencia y seguridad. S Facilidades que permitan arrancar y parar con seguridad la planta y componentes individuales del equipo, tales como conexiones de drenaje y purga, sistemas de drenaje, etc. Estas facilidades se describen en detalle en el documento PDVSA–MIR (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15B).

5.1.4

Factores de proceso asociados con la seguridad Ciertos tipos de procesos, condiciones de proceso o fluidos manejados introducen factores que afectan la seguridad de la planta. Esos factores deben tomarse en cuenta en el diseño. Estos incluyen: S Condiciones operacionales altamente severas, por ejemplo, temperaturas o presiones extremadamente altas. S Procesos por carga o cíclicos, o procesos que sufren frecuentes arranques y paradas, en que las oportunidades de cometer errores son más frecuentes que lo normal. S Procesos sujetos a trastornos operacionales frecuentes por integración con otras plantas, o donde puedan surgir condiciones peligrosas debido a una falla de los servicios auxiliares. S Procesos inestables, en que pueden ocurrir descomposiciones, grandes descontroles de temperaturas o reacciones inestables, por ejemplo en el proceso de Hidrocraqueo. S Procesos que utilizan sólidos fluidizados en que las operaciones estables y seguras dependen de la efectividad de la fludización de los sólidos para evitar la reversión del flujo, por ejemplo en el proceso de craqueo catalítico. S Características y propiedades de los fluidos tales como inflamabilidad, presión de vapor, autorefrigeración, corrosión, erosión, toxicidad y capacidad de reacción química, incluyendo las variaciones de esas propiedades que puedan ocurrir por causa de condiciones operacionales anormales.


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Debe investigarse toda información disponible sobre los factores mencionados para asegurarse de que se identifiquen los peligros actuales y potenciales del proceso. El documento PDVSA–MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15D) contiene información sobre químicos y corrientes de la planta, así como también una lista de referencias útiles. 5.1.5

Factores ambientales que afectan la seguridad Los peligros ambientales o climáticos que puedan existir deben ser reconocidos en el diseño de la planta. Estos incluyen tormentas de polvo o arena que crean problemas de lubricación en las maquinarias y las posibilidades de inundaciones, vientos huracanados o terremotos. Cuando existen estos problemas deben aplicarse las medidas de diseño especiales apropiadas. Los relámpagos (descargas eléctricas de la atmósfera) representan una fuente de ignición, especialmente para venteos atmosféricos y se detallan en el documento PDVSA–MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 15B).

5.2

Reducción de Daños Causados por Incendio o Explosión Con el reconocimiento de que no siempre es posible eliminar completamente tales ocurrencias, la planta debería ser diseñada para minimizar cualquier daño resultante si ocurriera un incendio, explosión u otro accidente. Aunque la filosofía de diseño anteriormente expuesta en esta sección es eliminar todos los riesgos previsibles de incendio, explosión y otros accidentes, éstos pueden todavía ocurrir por causa de una falla imprevisible de los componentes del equipo o por un error operacional. El diseño de la planta debe ser orientado a minimizar los daños resultantes de tales incidentes. Esto se logra deteniendo el alivio de materiales inflamables o peligrosos tan pronto como sea posible, posibilitando a la planta para soportar su exposición a un incendio sin fallas adicionales, mientras se extingue el incendio, y suministrando facilidades efectivas para el combate de incendios. El objetivo total de estas consideraciones es mantener bajo control un gran incendio en un intervalo de una hora. El término “bajo control” en este contexto se define como una situación en que el incendio está todavía en progreso pero son muy poco probables las fallas adicionales de los componentes del equipo y los alivios adicionales no controlados. El incendio continua entonces de un modo comparativamente seguro, hasta que se agota el suministro de combustible que lo alimenta. Esta condición de “bajo control” se alcanza cuando el calor que está siendo disipado es balanceado por los factores de enfriamiento con agua, protección a prueba de incendio (aislamiento) y espacio, de modo que los equipos críticos no están más en peligro de falla por exposición a las llamas. El logro de la condición “bajo control” es también función del inventario de combustible que alimenta el incendio y de la rapidez con que pueda ser reducido.


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Los renglones esenciales del diseño de una planta que se usan para minimizar los daños resultantes de incendios y explosiones se listan a continuación, con referencia a los volúmenes particulares del manual de diseño de procesos, donde se cubren en detalle. 5.2.1

Espaciamiento y disposición de los equipos Una disposición satisfactoria de los equipos de la planta (incluyendo espaciamiento adecuado de los equipos, “vías para incendios” y/o paredes contra incendio, para separar las áreas con riesgos de incendio) limita la extensión geográfica de un incendio y da margen de acceso efectivo para el combate del mismo. La ubicación de los equipos y los estándares de espaciamiento se cubren en el Manual de Ingeniería de Riesgos, documento No. IR–M–01: Separación entre Equipos e Instalaciones (Abril 95).

5.2.2

Protección a prueba de incendio La protección contra incendio del acero estructural, recipientes y de soportes de recipientes, provee protección contra fallas por exposición a un incendio y contra el alivio adicional de combustible. La protección también se emplea para asegurar el funcionamiento ininterrumpido de ciertos sistemas de emergencia bajo exposición al incendio. Los detalles se exponen en el Manual de Ingeniería de Riesgos documentos No. IR–C–02: Diseño de Edificios de Control (Oct. 95) y No. IR–C–03: Revestimiento Contra Incendios (May. 93).

5.2.3

Facilidades para el combate de incendios Deben proveerse facilidades adecuadas fijas y móviles para el combate de incendios, que cumplan los requerimientos de extinción y de enfriamiento de los componentes del equipo en el caso de un incendio en todas las áreas de proceso y fuera del sitio de la planta. La base de diseño de las facilidades para el combate de incendios se describe en el Manual de Ingeniería de Riesgos documentos No. IR–M–03: Sistema de Agua Contra Incendio (Ago. 96) y No. IR–M–04: Sistema de Espuma Contra Incendio (Ago. 96).

5.2.4

Facilidades de emergencia Se requieren facilidades de emergencia para detener el alivio de materiales inflamables que alimentan un incendio, tan rápidamente como sea posible. Estas facilidades comprenden dispositivos para parada remota de ciertos renglones del equipo, válvulas de aislamiento de emergencia y medios para despresionar y remover el inventario de líquidos inflamables. Los detalles se especifican en el Manual de Ingeniería de Riesgos documento No. IR–P–01: Paradas de Emergencia, Bloqueo, Despresurización y Venteo de Equipos y Plantas (May.93).


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5.3

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Consideraciones Especiales Se deben considerar factores especiales tales como requerimientos de regulaciones locales, que pueden requerir características de seguridad del diseño más allá de las normalmente provistas.

5.3.1

Factores especiales Durante el desarrollo del diseño de una planta debe concederse consideración especial a requerimientos locales, peligros que puedan causar preocupación, y también, a incentivos especiales para minimizar la ocurrencia de paradas de emergencia. Estos factores pueden justificar características de seguridad del diseño adicionales a los requerimientos normales del Manual de Diseño de Procesos. Los renglones a considerar incluyen: S Regulaciones estatutarias locales, códigos y estándares para refinerías (por ejemplo, requerimientos para la instalación de válvulas de seguridad de repuestos en algunos países europeos). S Peligros asociados con plantas muy grandes, grandes inventarios de materiales inflamables o tóxicos, procesos o equipos nuevos, alta densidad de grandes equipos rotativos, inestabilidad del proceso o condiciones altamente severas. S Peligros asociados con el almacenaje cerrado (galpones, almacenes) de combustibles, materiales inflamables o tóxicos. Materiales de bajo punto de inflamación (por debajo de 37.8_C (100_F)) no son normalmente almacenados dentro del área de la planta. S Niveles adecuados de número y experiencia de operadores y de personal de mantenimiento e inspección. S Disponibilidad limitada de ayuda local en el caso de un gran incendio, por ejemplo, en lugares aislados. S Tanques refrigerados – Los tanques que almacenan líquidos a bajas temperaturas y a presión atmosférica requieren de materiales especiales para evitar fallas debido a fracturas por frío o fragilidad y por la expansión/contracción de los platos, boquillas y líneas. El efecto de una pequeña fuga o de una falla grande, es el de crear una nube de vapor que se desplaza grandes distancias antes de que ocurra la ignición. Por consiguiente, se requieren materiales especiales para la construcción de este tipo de tanques. Asimismo, se deben incluir otras instalaciones que permitan actuar correctamente en caso de una emergencia. S Incentivos para minimizar los gastos económicos y comerciales asociados a las paradas en casos de emergencia. Estos gastos incluyen: costos por reparaciones y tiempo de paralización de la planta, pérdidas de ganancias, de suministro (si lo hay), pérdida de la confianza de los clientes, efectos sobre otras unidades corriente arriba o corriente abajo, efectos adversos sobre las relaciones públicas, etc.


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5.3.2

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Características adicionales de seguridad en el diseño Están disponibles una serie de métodos los cuales pueden suplementar al Manual de Diseño de Procesos, cuando se justifican por consideraciones especiales como se expuso anteriormente. Es necesario una buena capacidad de juicio en materia de ingeniería para seleccionar características apropiadas entre las siguientes: S Uso de la base de contingencia múltiple al seleccionar y dimensionar instalaciones de seguridad, en lugar de la base normal de contingencia sencilla. S Diseñando para eliminar riesgos con características de baja probabilidad que normalmente serían descartados. S Reduciendo el potencial de alivios no controlados de materiales inflamables por: S Selección de maquinarias o de materiales de construcción de calidad óptima. S Selección de características especiales de la maquinaria, como sellos mecánicos dobles o lubricación por neblina del aceite lubricante. S El Manual de Ingeniería de Diseño referente a Requerimientos para la fabricación de tuberías y Requerimientos para el diseño de tuberías de proceso y servicios cubren en detalle los requerimientos normales para el diseño de tuberías, pero en algunos casos puede ser apropiado reducir aún más el riesgo de falla de conexiones de tuberías de diámetro pequeño (por ejemplo, conexiones de instrumentos y de vidrios de observación de nivel), especificando características tales como: a.

Minimizar el número y alcance de conexiones de tuberías de pequeño diámetro.

b.

Aumentar la resistencia mecánica usando tuberías de mayor diámetro (por ejemplo, 50 mm (2 pulg)).

c.

Combinar las conexiones múltiples en una sola boquilla (con válvula) de mayor tamaño, instalada en el recipiente.

d.

Uso de empalmes en nudo más allá de los requerimientos señalados en el Manual de Ingeniería de Diseño, referente a Requerimientos para el diseño de tuberías de proceso y servicios.

e.

Provisión de válvulas de exceso de flujo o de orificios de restricción en tuberías de pequeño diámetro, tales como las conexiones de instrumentos o de vidrios de observación de nivel.

S Provisión de instrumentación adicional, alarmas, dispositivos de seguimiento (por ejemplo, circuito cerrado de televisión, alarmas de vibración, detectores de gas combustible o de incendios), para identificar situaciones potenciales de emergencia y accionar los dispositivos de alarma o correctivos. S Diseño de los equipos de seguridad para su mantenimiento en operación, de modo que pueda llevarse a cabo su mantenimiento mientras se mantiene la


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planta protegida todo el tiempo (por ejemplo, instalando válvulas de seguridad de respaldo, bombas de agua contra incendios de respaldo, etc.). S Provisión de protección contra incendios y de facilidades de emergencia en exceso, de los requerimientos de los documentos MIR No. IR–P–01, MIR No. IR–M–03 y MIR No. IR–M–04, por ejemplo, aumentado el espacio, facilidades adicionales para protección o combate de incendios, minimizando la integración, o bien, suministrando instalaciones adicionales para paradas de emergencia, aislamiento, despresurización, remoción de inventarios inflamables, etc.

PDVSA MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO SEPARACION FISICA TAMBORES SEPARADORES

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MDP–03–S–01

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APROB.

E PDVSA, 1983

TITULO

PRINCIPIOS BASICOS


PAG. REV. APROB.

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ESPECIALISTAS



SEPARACION FISICA TAMBORES SEPARADORES PRINCIPIOS BASICOS Indice manual

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PDVSA MDP–03–S–01 REVISION

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2


3

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6 4.7 4.8

Separadores físicos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Principios de la separación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Proceso de separación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consideraciones iniciales en el diseño de un separador vapor–líquido . Definiciones . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Clasificación y descripción de los separadores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Descripción de los internos de un separador . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Problemas operacionales típicos a tomar en cuenta en el diseño . . . . . .

3 3 5 6 6 8 11 15

5 GUÍA GENERAL PARA EL DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

16

5.1 5.2 5.3

Separadores de producción . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consideraciones iniciales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Guía a Seguir para todo tipo de tambores separadores . . . . . . . . . . . . . .

16 16 17

6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

20

7 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

21

Figura Figura Figura Figura Figura Figura Figura Figura

1 Separadores gas–liquido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 Separador vertical . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3 Separador horizontal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4 Separador centrifugo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5 Separador filtro . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6 Tipos de deflectores y distribuidores . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7 Tipos de eliminadores de niebla . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8 Otros internos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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OBJETIVO El objetivo de esta sección es proporcionar los fundamentos teóricos que permitan una óptima comprensión de la terminología relacionada con el área de las separaciones físicas de fluídos, haciendo énfasis en la separación vapor–líquido. El tema “Tambores Separadores”, dentro del área de “Separación Física”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA–MDP– Descripción de Documento 03–S–01 Tambores Separadores: Principios Básicos (Este documento) 03–S–03 Tambores Separadores, Procedimientos de Diseño: Separadores Líquido–Vapor 03–S–04 Tambores Separadores, Procedimientos de Diseño: Separadores Líquido–Líquido 03–S–05 Tambores Separadores, Procedimientos de Diseño: Separadores Líquido–Líquido–Vapor Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Tambores Separadores”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, son una actualización de la Práctica de Diseño “TAMBORES”, presentada en la versión de Junio de 1986 del MDP (Sección 5).

2

ALCANCE Este documento presenta los conceptos requeridos en el diseño de tambores separadores de mezclas de vapor–líquido, líquido–líquido y líquido–líquido–vapor; tales como: principios básicos de la separación de mezclas, descripción de los diferentes tipos de separadores e internos que lo conforman, y los fundamentos teóricos que rigen el diseño de los mismos.

3

REFERENCIAS 1. PDVSA, MANUAL DE DISEÑO DE PROCESOS, PRACTICAS DE DISEÑO, Vol 2, Sección 5: “TAMBORES”, Junio 1986. 2. Garcia, S. y Madriz J., “Evaluación de técnicas de separación Gas–Petróleo. INT–EPPR–00019,94 Septiembre 1994. Los Teques. 3. Gas Processor Suppliers Association (GPSA) Engineering Data Book, Vol 1, Section 7 “Separators and Filter”. Tenth Edition, 1987. 4. International Human Resources Development Corporation, “Two–phase Separators”. 1984.


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Separadores físicos Prácticamente cada proceso en la IPPCN requiere de algún tipo de separación de fases. El término separador es aplicado a una gran variedad de equipos usados para separar mezclas de dos o más fases. Estas mezclas pueden estar formadas por: una fase vapor y una líquida; una fase vapor y una sólida; dos fases líquidas inmiscibles (aceite/agua); una fase vapor y dos líquidas o alguna otra combinación de las anteriores. El diseño apropiado de los separadores es de suma importancia, debido a que estos tipos de recipientes son normalmente los equipos iniciales en muchos procesos. Un diseño inadecuado puede crear un cuello de botella que reduzca la capacidad de producción de la instalación completa.

4.2

Principios de la separación En el diseño de separadores es necesario tomar en cuenta los diferentes estados en que pueden encontrarse los fluídos y el efecto que sobre éstos puedan tener las diferentes fuerzas o principios físicos. Los principios fundamentalmente considerados para realizar la separación física de vapor, líquidos o sólidos son: el momentum ó cantidad de movimiento, la fuerza de gravedad y la coalescencia. Toda separación puede emplear uno o más de estos principios, pero siempre las fases de los fluídos deben ser inmiscibles y de diferentes densidades para que ocurra la separación.

4.2.1

Momentum (Cantidad de Movimiento) Fluídos con diferentes densidades tienen diferentes momentum. Si una corriente de dos fases se cambia bruscamente de dirección, el fuerte momentum o la gran velocidad adquirida por las fases, no permiten que la partículas de la fase pesada se muevan tan rápidamente como las de la fase liviana, este fenómeno provoca la separación.

4.2.2

Fuerza de gravedad Las gotas de líquido se separan de la fase gaseosa, cuando la fuerza gravitacional que actúa sobre las gotas de líquido es mayor que la fuerza de arrastre del fluído de gas sobre la gota. Estas fuerzas definen la velocidad terminal, la cual matemáticamente se presenta usando la ecuación siguiente: [Ec. (1)]

V t=

Ǹ

4g d p ǒρ l–ρ gǓ 3ρ gCȀ

Ec. (1)


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ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ donde:

Vt g dp ρg ρl C’

= = = = = =

Velocidad terminal de la gota de líquido Aceleración de la gravedad Diámetro de la gota Densidad del gas Densidad del líquido Coeficiente de arrastre que depende del Número de Reynolds

En unidades En unidades SI inglesas m/s pie/s 2 9.807 m/s 32.174 pie/s2 m pie 3 kg/m lb/pie 3 kg/m3 lb/pie 3 adimensional

Para el caso de decantación de una fase pesada líquida discontinua en una fase liviana líquida continua, aplica la ley de Stokes [Ec. (2)]: V t=

F 1 g d p 2 ǒρ P _ ρ LǓ 18 m

Ec. (2)

ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ donde:

Vt dp F1

= = =

g ρP ρL m

= = = =

Velocidad terminal de decantación Diámetro de la gota. Factor cuyo valor depende de las unidades usadas Aceleración de la gravedad. Densidad de la fase pesada. Densidad de la fase liviana. Viscosidad de la fase continua.

En unidades SI m/s m 1000

En unidades inglesas pie/s pie 1

9.807 m/s2 kg/m3 kg/m3 mPa.s

32.174 pie/s2 lb/pie 3 lb/pie 3 lb/pie/s

Esta relación aplica para números de Reynolds de gota menores de 2, y puede demostrarse que la mayoría de los casos de decantación caen en el rango de la ley de Stokes. Básicamente, la ley de Stokes puede usarse para la “flotación” de una fase liviana líquida discontinua en una fase pesada líquida continua, teniendo en cuenta que la viscosidad es de la fase continua, en este caso, la fase pesada.

4.2.3

Coalescencia Las gotas muy pequeñas no pueden ser separadas por gravedad. Estas gotas se unen, por medio del fenómeno de coalescencia, para formar gotas mayores, las cuales se acercan lo suficientemente como para superar las tensiones superficiales individuales y poder de esta forma separarse por gravedad.


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4.3

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Proceso de separación En el caso de mezclas vapor–líquido, la mezcla de fases entra al separador y, si existe, choca contra un aditamento interno ubicado en la entrada, lo cual hace que cambie el momentum de la mezcla, provocando así una separación gruesa de las fases. Seguidamente, en la sección de decantación (espacio libre) del separador, actúa la fuerza de gravedad sobre el fluído permitiendo que el líquido abandone la fase vapor y caiga hacia el fondo del separador (sección de acumulación de líquido). Esta sección provee del tiempo de retención suficiente para que los equipos aguas abajo pueden operar satisfactoriamente y, si se ha tomado la previsión correspondiente, liberar el líquido de las burbujas de gas atrapadas. En el caso de separaciones que incluyan dos fases líquidas, se necesita tener un tiempo de residencia adicional, dentro del tambor, lo suficientemente alto para la decantación de una fase líquida pesada, y la “flotación” de una fase líquida liviana Normalmente, pueden identificarse cuatro zonas principales en los separadores (Fig. 1.): Separación primaria El cambio en la cantidad de movimiento de las fases a la entrada del separador genera la separación gruesa de las fases. Esta zona incluye las boquillas de entrada y los aditamentos de entrada, tales como deflectores ó distribuidores. Separación secundaria Durante la separación secundaria se observan zonas de fase continua con gotas dispersas (fase discontinua), sobre la cual actúa la fuerza de gravedad. Esta fuerza se encarga de decantar hasta cierto tamaño de gotas de la fase pesada discontinua en la fase liviana continua. También produce la flotación de hasta un cierto tamaño de gotas de la fase líquida liviana (fase discontinua), en la fase pesada continua. En esta parte del recipiente la fase liviana se mueve a una velocidad relativamente baja y con muy poca turbulencia. Separación por coalescencia En ciertas situaciones, no es aceptable que gotas muy finas de la fase pesada discontinua sean arrastradas en la fase liviana: por ello es necesario que, por coalescencia, tales gotas finas alcancen un tamaño lo suficientemente grande para separarse por gravedad: para lograrlo se hace necesario tener elementos como los eliminadores de niebla ó Mallas para el caso de separadores líquido–vapor, o las esponjas o platos coalescedores, en el caso de la separación líquido–líquido (No está dentro del alcance de esta versión del MDP).



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Página 6

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Recolección de las fases líquidas Las fases líquidas ya separadas requieren de un volumen de control y emergencia para una operación confiable y segura de los equipos aguas abajo.

4.4

Consideraciones iniciales vapor–líquido

en

el

diseño

de

un

separador

Para el diseño adecuado de un separador vapor–líquido, es necesario tomar en cuenta los puntos siguientes:

4.5 4.5.1

a.

La energía que posee el fluído al entrar al recipiente debe ser controlada.

b.

Los flujos de las fases líquida y gaseosa deben estar comprendidos dentro de los límites adecuados que permitan su separación a través de las fuerzas gravitacionales que actúan sobre esos fluídos y que establezcan el equilibrio entre las fases líquido–vapor.

c.

La turbulencia que ocurre en la sección ocupada principalmente por el vapor debe ser minimizada

d.

La acumulación de espuma y partículas contaminantes deben ser controladas.

e.

Las fases líquidas y vapor no deben ponerse en contacto una vez separadas.

f.

Las regiones del separador donde se puedan acumular sólidos deben, en lo posible, estar provistos de facilidades adecuadas para su remoción.

g.

El equipo será provisto de la instrumentación adecuada para su funcionamiento adecuado y seguro en el marco de la unidad/planta a la que pertenece

Definiciones Fases (en operaciones de Producción y Refinación de Petróleo) En operaciones de separación de fases en Producción y/ó Refinación de Petróleo, normalmente se hablará de las siguientes: Vapor–Líquido: El vapor ó gas es la fase liviana continua, y el líquido es la fase pesada discontinua. HC líq–Agua: El hidrocarburo líquido (HC líq) es la fase liviana continua y el agua es la fase pesada discontinua (Decantación de Agua en aceite) Agua–HC líq.: El agua es la fase pesada continua y el hidrocarburo ó aceite es la fase liviana discontinua (Flotación de Aceite en agua).

4.5.2

Velocidad crítica La velocidad crítica es una velocidad de vapor calculada empíricamente que se utiliza para asegurar que la velocidad superficial de vapor, a través del tambor





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separador, sea lo suficientemente baja para prevenir un arrastre excesivo de líquido. Tal velocidad no está relacionada con la velocidad sónica. La velocidad crítica viene definida por la Ec. (3). Vc + F 2

Ǹρ ρ–ρ l

g

Ec. (3)

g

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ donde:

4.5.3

Vc ρl

= =

ρg

=

F2

=

Velocidad crítica Densidad del líquido a condiciones de operación Densidad del vapor a condiciones de operación Factor cuyo valor depende de las unidades usadas

En unidades SI


m/s kg/m3

pie/s lb/pie 3

kg/m3

lb/pie 3

0.048

0.157

Flujo normal de vapor

El flujo normal de vapor (o gas), es la cantidad máxima de vapor alimentada a un tambor separador a condiciones típicas de operación (es decir, en ausencia de perturbaciones tales como las que aparecen a consecuencia de inestabilidades del proceso o a pérdidas de la capacidad de condensación aguas arriba del mismo). Los tambores separadores son altamente efectivos para flujos de vapor del orden de 150% del flujo normal y, por lo tanto, no es necesario considerar un sobrediseño en el dimensionamiento de tales tambores. Si se predicen flujos mayores al 150%, el diseño del tambor debe considerar dicho aumento. 4.5.4

Eficiencia de la separación La eficiencia de separación del líquido se define según la Ec.(4). E + 100

(F–C) F

Ec. (4)




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ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ donde:

E F C

= = =

4.5.5

Eficiencia de separación, % Flujo del líquido alimentado al tambor líquido arrastrado hacia la cabecera del tambor

En unidades SI


kg/s kg/s

lb/h lb/h

Internos

Para ayudar al proceso de separación y/ó impedir problemas de operación aguas abajo del equipo separador, dentro del tambor se incluyen ciertos aparatos, los cuales serán conocidos genéricamente como “Internos”. Entre los internos más usados se tienen: – Deflectores / Distribuidores / Ciclones de entrada: Estos aditamentos internos adosados a la(s) boquilla(s) de entrada, se emplean para producir un cambio de cantidad de movimiento o de dirección de flujo de la corriente de entrada, y así producir la primera separación mecánica de las fases, además de generar (en el caso de los distribuidores), un patrón de flujo dentro del recipiente que facilite la separación final de las fases, reduciendo posiblemente el tamaño de la boquilla de entrada y, en cierta medida, las dimensiones del equipo mismo. – Eliminadores de Niebla: Los eliminadores de niebla son aditamentos para eliminar pequeñas gotas de líquido que no pueden ser separadas por la simple acción de la gravedad en separadores vapor–líquido. Entre los diferentes tipos existentes, destacan las mallas de alambre ó plástico, conocidos popularmente como “demisters” ó “Mallas” – Rompe vórtices: Están adosados internamente a las boquillas de líquido, y su función es evitar el arrastre de burbujas de vapor/gas en la corriente líquida que deja el tambor.

4.6

Clasificación y descripción de los separadores Los separadores pueden clasificarse, según su forma en: – Separadores cilíndricos – Separadores esféricos – Separadores de dos barriles También los separadores cilíndricos pueden clasificarse según su orientación en: – Separadores verticales – Separadores horizontales




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Otra clasificación sería de acuerdo a la manera de inducir físicamente la separación: – Separadores por gravedad (típico separador vertical gas–líquido) – Separadores por impacto (separadores de filtro) – Separadores por fuerza centrífuga (separadores centrífugos) A continuación se hace una breve descripción de algunos de estos tipos de separadores y, en el caso de los separadores más usados (verticales y horizontales), se presentan algunas ventajas y desventajas. 4.6.1

Separadores verticales (Fig. 2.) En estos equipos, la fase pesada decanta en dirección opuesta al flujo vertical de la fase liviana. Por consiguiente, si la velocidad de flujo de la fase liviana excede levemente la velocidad de decantación de la fase pesada, no se producirá la separación de fases, a menos que esta fase pesada coalesca en una gota más grande. Entre las ventajas y desventajas del separador vertical están: Ventajas – Normalmente empleados cuando la relación gas o vapor–líquido es alta y/o cuando se esperan grandes variaciones en el flujo de vapor/gas. – Mayor facilidad, que un tambor horizontal, para el control del nivel del líquido, y para la instalación física de la instrumentación de control, alarmas e interruptores. – Ocupa poco espacio horizontal – La capacidad de separación de la fase liviana no se afecta por variaciones en el nivel de la fase pesada. – Facilidad en remoción de sólidos acumulados. Desventajas – El manejo de grandes cantidades de líquido, fuertes variaciones en la entrada de líquido, ó separación líquido–líquido, obliga a tener excesivos tamaños de recipientes, cuando se selecciona esta configuración. – Requieren mayor diámetro, que un tambor horizontal, para una capacidad dada de gas. – Requieren de mucho espacio vertical para su instalación – Fundaciones más costosas cuando se comparan con tambores horizontales equivalentes. – Cuando hay formación de espuma, o quiere desgasificarse líquido ya recolectado, se requieren grandes volúmenes de líquido y, por lo tanto, tamaños grandes de tambores verticales.




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Como ejemplos de separadores verticales, tenemos: – Tambor KO de succión de compresor: Se requiere una separación líquido–vapor muy eficiente, especialmente para tambores asociados a compresores reciprocantes. Estos tambores KO se diseñan para incluir malla separadora de gotas y, algunas veces, se incluye calentamiento por trazas de la salida vapor para evitar condensación en la línea – Tambor KO de la alimentación al Absorbedor de Gas Acido: Se requiere una separación líquido–vapor muy eficiente, para evitar la formación de espuma en el absorbedor. 4.6.2

Separador horizontal (Fig. 3.) En estos equipos, la fase pesada decanta perpendicularmente a la dirección horizontal de flujo de la fase liviana, permitiendo que la fase liviana continua pueda viajar a una velocidad superior a la velocidad de decantación de la fase pesada discontinua (hasta un cierto límite). Entre las ventajas y desventajas de este tipo de separadores están: Ventajas – – – – –

Normalmente empleados cuando la relación gas ó vapor–líquido es baja. Requieren de poco espacio vertical para su instalación. Fundaciones más económicas que las de un tambor vertical equivalente. Por lo general, son más económicos. Requieren menor diámetro, que un tambor vertical, para una capacidad dada de gas. – Manejan grandes cantidades de líquido, fuertes variaciones en la entrada de líquido, ó separación líquido–líquido, optimizando el volumen de operación requerido. – Los volúmenes de retención facilitan la desgasificación de líquido y el manejo de espuma, si se forma.

Desventajas – Variaciones de nivel de la fase pesada afectan la separación de la fase liviana. – Ocupan mucho espacio horizontal. – Difícil remoción de sólidos acumulados (Necesidad de inclinar el recipiente ó añadir internos como tuberías de lavado) Como ejemplo de separadores horizontales, tenemos: – Separadores de producción: (también conocidos como Tambores “Free Water Knock Out” (FWKO)); se requiere de un separación vapor–líquido eficiente, especialmente cuando el gas fluye hacia un compresor. Además




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la separación del aceite o petróleo de la fase acuosa (Separador líquido–líquido–vapor), debe ser razonablemente buena para evitar sobrecargar los equipos aguas abajo de tratamiento de agua. Muy a menudo, se requiere de inyección de químicos desemulsificantes y rompedores de espuma. – Tambores de alivio: .Se requiere de una separación vapor–líquido razonablemente buena, para así evitar arrastre de gotas de material hidrocarburo que arderían en el mechurrio asociado, ya que dichas gotas producirían una excesiva radiación en el mechurrio, además que podrían caer gotas de material ardiendo desde el mechurrio, generando posibles emergencias. 4.6.3

Separador centrífugo (Fig. 4.) Ofrecen un espacio eficiente, pero son muy sensibles a la tasa de flujo y requieren una mayor caída de presión que la configuración estándar de un separador. Este tipo de separadores no será cubierto por el MDP de Tambores.

4.6.4

Separador de filtro (Fig. 5.) Los separadores de filtro usan el principio de aglomeramiento de goticas de líquido en un medio filtrante seguido por un elemento eliminador de niebla. Este tipo de separadores no será cubierto por el MDP de Tambores. El aglomeramiento más común y eficiente está compuesto de un medio filtrante tubular de fibra de vidrio, el cual es capaz de retener partículas de líquido hasta tamaños de submicrones. El gas fluye dentro de la parte superior del empaque del filtro, pasa a través de los elementos y luego viaja hacia afuera por medio de los tubos. Las partículas pequeñas secas (si las hay, por arrastres de sólidos ó productos de corrosión), son retenidas en los elementos filtrantes y el líquido se aglutina para formar gotas más grandes. La eficiencia de un separador de filtro depende mayormente del diseño apropiado del empaque del filtro y que este produzca una caída de presión mínima, mientras retiene una eficiencia de extracción. Los separadores filtro son utilizados en aplicaciones de alto flujo de gas / bajo flujo de líquido y pueden tener ambas configuraciones horizontal o vertical. Son utilizados comúnmente a la entrada de los compresores en las estaciones compresoras, como un despojador final aguas arriba de la torre contractora de glicol y en aplicaciones de gas de instrumentación / combustible.

4.7

Descripción de los internos de un separador Los internos de un separador prestan una gran variedad de funciones, todas con el objetivo de mejorar la separación de las fases y/o garantizar una operación confiable y segura de los equipos aguas abajo. Entre tales funciones están:




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– Separación primaria de las fases: Reducción del momentum de las fases o cambio en la dirección del flujo de las mismas (deflectores, distribuidores de entrada). – Reducción en oleaje o salpicaduras: evita o reduce el “re–arrastre” de gotas de líquido por la corriente de vapor o reduce la turbulencia en separaciones líquido–líquido (planchas rompe olas). – Coalescencia de gotas muy pequeñas: Para separaciones vapor–líquido, los eliminadores de niebla (mallas de alambre, laberinto de aletas, etc). Para separación líquido–líquido, los platos o esponjas coalescedoras (no cubiertos por el MDP de tambores). – Reducción del arrastre de burbujas de vapor/gas en la salida de líquido: rompe vórtices. – Reducción mecánica de formación de espuma: placas rompe espuma. – Limpieza interna de recipientes: Cuando se espera una deposición continua de sólidos que no pueden ser fácilmente removibles (tuberías internas: No cubierto por el MDP de tambores). – Reducción del tiempo de decantación: en el caso de separaciones líquido–líquido, se busca reducir el tiempo en que una gota de la fase pesada discontinua alcance la interfase pesada–liviana (placas de decantación). A continuación se presenta una breve descripción de algunos ejemplos de internos: 4.7.1

Deflectores (Fig 6.) Los deflectores tienen una gran variedad de formas; pueden ser de placa, ángulo, cono, codo de 90°, o semiesfera. El diseño y forma del deflector depende principalmente del soporte requerido para resistir la carga de impacto a la cual es sometido. Estas fuerzas de impacto pueden llegar a desprender el elemento y ocasionar serios problemas de arrastre. Para efectos de lo cubierto en el MDP de tambores, el tipo de deflector a usar (cuando no se empleen distribuidores) es el codo de 90°.

4.7.2

Distribuidores de entrada (Fig 6.) Los distribuidores son aditamentos de tubería internamente colocados perpendicularmente a la boquilla de entrada, los cuales tienen ranuras ú orificios, por los cuales salen las dos fases a una baja velocidad. Estos aparatos, además, ayudan a una distribución pareja de las fases en el área disponible de flujo, que favorece la separación de la mismas.




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4.7.3

Ciclones (Fig 6.) Los ciclones funcionan de forma que la separación mecánica se efectúa por la fuerza centrífuga que actúa sobre las partículas al provocar el movimiento giratorio sobre la corriente de alimentación. Para lograr este efecto se coloca una chimenea ciclónica cerca de la boquilla de alimentación. Esta chimenea produce una alta velocidad y una gran caída de presión.

4.7.4

Eliminador de niebla tipo malla (“Mallas”) (Fig 7.) Descrito en general como “demister” ó “Malla de Alambre”, consiste en un filtro trenzado de alambre, normalmente de acero inoxidable empacado en forma de esponja cilíndrica, con un espesor entre 3 y 7 pulgadas y densidad entre 10 y 12 lb/pie3. Este elemento retiene las partículas líquidas hasta que adquieren un tamaño suficientemente grande como para que el peso supere tanto la tensión superficial como la acción de arrastre producida por el gas. Posee una de las más altas eficiencias de remoción y es preferido debido a su bajo costo de instalación. Para efectos de los MDP de tambores, se usará el genérico “Mallas” para describir este tipo de eliminador de niebla. Estos eliminadores tienen la ventaja de que producen una baja caída de presión, y son altamente efectivos si la velocidad del vapor puede mantenerse dentro de un rango apropiado. La desventaja principal respecto a los otros tipos de eliminadores radica en el hecho que el gas es forzado a pasar a través de éstos por los mismos canales por los que el líquido es drenado bajo la influencia de la gravedad, es decir, en el área libre del eliminador existe flujo en dos sentidos. Si no son especificados apropiadamente, puede suceder que: – El líquido no pueda abandonar el elemento y se acumule en éste. – El flujo de gas sea restringido como consecuencia de esta acumulación. – La caída de presión llegue a tal valor que el líquido sea expulsado aguas abajo del separador, ocasionando arrastre. La desventaja con respecto a otros eliminadores de niebla, es que si hay sólidos pegajosos en la corriente de gas ó es un servicio sucio, el sistema es más propenso a obstruirse.

4.7.5

Eliminador de niebla tipo aleta (Fig 7.) Los eliminadores tipo aleta consisten en un laberinto formado por láminas de metal colocadas paralelamente, con una series de bolsillos recolectores de líquido. El gas es conducido entre las placas, sometido a sucesivos cambios de dirección, mientras que las partículas líquidas tienden a seguir en línea recta y son atrapadas en los bolsillos del eliminador. Una vez allí, coalescen y son conducidas en dirección perpendicular al flujo de gas hasta el fondo del recipiente. Una característica de este elemento es que el líquido recolectado no es drenado en contracorriente al flujo de gas; en consecuencia la eficiencia de separación con respecto al eliminador tipo malla aumenta considerablemente.




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Las ventajas de este eliminador son su alta eficiencia y durabilidad. Adicionalmente, debido a que se construyen en forma compacta no son propensos a desarmarse. Las desventajas son su susceptibilidad a taponarse cuando manejan crudos parafinosos o asfalténicos, además su alto costo en relación a los otros tipos de eliminadores. Este tipo de eliminadores de niebla no está dentro del alcance de esta versión del MDP de Tambores. 4.7.6

Eliminador de niebla tipo ciclón (Fig 7.) Estos dispositivos producen la separación debido a un cambio en la cantidad angular de movimiento de la corriente bifásica. Estos elementos tienen forma de ciclón, es decir, un cilindro hueco con aberturas que permiten la entrada de la corriente en forma tangencial. El gas gira en torno al eje del cilindro y abandona la parte superior, mientras que las partículas líquidas por efecto de la diferencia de densidades salen desprendidas de la corriente la fuerza centrífuga aplicada sobre ellas debido a la rotación, golpeando las paredes del elemento y goteando por la parte inferior. Su principal uso se limita a corrientes formadas básicamente por gas o cuando la diferencia de densidad relativa entre las fases es pequeña. Un aspecto importante respecto a estos eliminadores es que la eficiencia de separación depende mucho de la velocidad del gas y por lo tanto del caudal manejado. Cuando este cae por debajo de los valores recomendados por el fabricante, la eficiencia de separación disminuye drasticaménte, por esta razón no son recomendados cuando el flujo de alimentación es variable, como por ejemplo en los separadores de estaciones de flujo. Por otra parte, cuando la velocidad es muy alta se produce abrasión y desgaste excesivo, obligando al cambio frecuente del mismo y generando caídas de presión de hasta 140 pulg de agua. Este tipo de eliminadores de niebla no está dentro del alcance de esta versión del MDP de Tambores.

4.7.7

Rompe – vórtices (Fig. 8.) Cuando un liquido es drenado de un recipiente, se pueden producir condiciones que originen la formación de un remolino. Este efecto en separadores ocasiona el escape de la fase de vapor por la boquilla de desalojo de líquido, lo cual es indeseable sobre todo desde el punto de vista de seguridad. Para solventar este problema es usual dotar a los recipientes de elementos que obstruyan o dificulten la formación de remolinos.

4.7.8

Placas rompe – espumas (Fig. 8.) Consiste en una serie de placas paralelas longitudinales direccionadoras del flujo, colocadas en la zona de retención de líquidos de los separadores horizontales. Estas placas evitan que las burbujas de gas que ascienden a través del líquido colapsen y produzcan la agitación necesaria para formar la espuma. La




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especificación de este tipo de placas no está dentro del alcance de esta versión del MDP de Tambores. 4.7.9

Rompe – olas (Fig. 8.) Cuando se tienen separadores horizontales muy largos, se debe evitar la propagación de las ondulaciones y los cambios de nivel en dirección longitudinal que son producidos por la entrada súbita de tapones de líquido dentro del separador. Para eliminar dichas ondulaciones es usual colocar placas en sentido transversal al separador, conocidas como rompe–olas. Dichas placas son de gran utilidad para las labores de control de nivel, evitando medidas erróneas producto del oleaje interno. La especificación de este tipo de placas no está dentro del alcance de esta versión del MDP de Tambores.

4.7.10

Tuberías internas (Fig. 8.) Cuando se manejan crudos y productos sucios, es recomendable adecuar tanto el separador horizontal como el vertical, con un sistema interno de tuberías que permitan la inyección de agua, vapor o solventes para eliminar las impurezas que se depositan en el equipo durante su operación o para desplazar a los hidrocarburos antes de proceder a la apertura del recipiente, por lo cual estos equipos son muy útiles cuando se efectúan paradas por manteamiento.

4.8

Problemas operacionales típicos a tomar en cuenta en el diseño

4.8.1

Formación de espuma La tendencia a formar espuma de una mezcla vapor–líquido o vapor–líquido–líquido afectará severamente el desempeño del separador. Generalmente, si se sabe que la espuma es un problema antes de instalar el recipiente, pueden incorporarse deflectores de espuma como el método más económico de eliminar el problema. Sin embargo en algunos casos puede ser necesario resolver un problema en particular, usando soluciones más efectivas como agregar longitud extra al recipiente o usar aditivos químicos. Cualquier información que pueda obtenerse sobre la dispersión de espuma por análisis de laboratorio, antes del diseño del separador es de mucha ayuda. Un caso específico de esta situación son los separadores de Producción (gas–petróleo o gas–petróleo–agua).

4.8.2

Flujo de avance Algunas lineas de flujo bifásico muestran la tendencia a un tipo de flujo inestable, de oleaje, que se denomina flujo de avance. Obviamente la presencia del flujo avance requiere incluir placas rompe olas en el separador.

4.8.3

Materiales pegajosos Alimentaciones con materiales pegajosos, como es el caso de crudos parafinosos, pueden presentar problemas operativos, debido al ensuciamiento o incrustación de los elementos internos.



4.8.4


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Presencia y acumulación de sólidos Cuando se conoce que un servicio tendrá arrastre de sólidos, deberán tomarse las prensiones correspondientes: tuberías de lavado (si aplica), boquillas de limpieza por inyección de líquidos, boquillas de remoción de sólidos, inclinación de recipientes horizontales, etc. Para separadores de producción, considerables cantidades de arena pueden ser producidas con el crudo. En los separadores en servicio de petróleo arenoso deben proveerse aberturas para la limpieza.

5

GUÍA GENERAL PARA EL DISEÑO 5.1

Separadores de producción Los criterios de diseño que aplican a este tipo de separadores están incluidos en el documento PDVSA MDP–03–S–03 “Separadores Líquido–Vapor.

5.2

Consideraciones iniciales De acuerdo a lo mencionado en el aparte 4.6, hay aspectos que favorecerían la utilización de un tipo de separador con respecto a otro, especialmente hablando de separadores verticales y horizontales, los cuales son los de mayor uso en la IPPCN, y los que serán cubiertos con mayor detalle en los documentos siguientes. Sin embargo, de acuerdo a cada situación, puede que la selección “obvia” del tipo de separador no aplique, ya que pueden existir otros factores, que normalmente son de menor importancia, pero que en una aplicación específica son privativos en la selección de un tipo de separador. A continuación presentamos algunos ejemplos: – Normalmente, un tambor de alivio que maneje un volumen importante de descargas líquidas, será un tambor horizontal con flujo dividido, lo cual reduce el diámetro del recipiente pero alarga su longitud. Sin embargo, si está ubicado en una plataforma de producción costa afuera, donde el espacio es extremadamente costoso, la selección podría ser un tambor horizontal sin flujo dividido o, si la situación es extrema, un tambor vertical. – En la remodelación de una unidad a la cual se le aumenta la capacidad, la selección obvia para un tambor separador de gotas o Tambor KO, es un tambor vertical, pero si el tambor está ubicado en el piso intermedio de una estructura de tres pisos, la cual no se le pueden abrir perforaciones por tener ubicados equipos encima del tambor KO en cuestión, se impone tener un tambor horizontal.



5.3



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Guía a seguir para todo tipo de tambores separadores La siguiente metodología es con la finalidad de ser utilizada como una guía general para el diseño de separadores. Paso 1.–

Obtención de la información de proceso (propiedades de las corrientes) y de la función que se espera realizar. De acuerdo a los procedimientos que se presentarán en los documentos siguientes, se requiere obtener la siguiente información:

ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ Información

Vapor/gas

Líquido(s)

Densidad Viscosidad Tensión Superficial Flujo (másico ó volumétrico)

X X

X X X X

X

Presión de Operación Temperatura de Operación Material pegajoso? Arrastre de Sólidos? Variaciones fuertes en el flujo de vapor/gas? Variaciones fuertes en el flujo de líquido(s)?

Paso 2.–

General

X X X X X X

Definición del tipo de separador y de servicio. Los siguientes documentos, los cuales forman parte del MDP de tambores deberán ser consultados, para efectos de identificación del servicio específico a realizar:

PDVSA–MDP– Descripción de Documento 03–S–03 Tambores Separadores, Procedimientos de Diseño: Separadores Líquido–Vapor 03–S–04 Tambores Separadores, Procedimientos de Diseño: Separadores Líquido–Líquido 03–S–05 Tambores Separadores, Procedimientos de Diseño: Separadores Líquido–Líquido–Vapor Estos documentos, que presentan procedimientos detallados de diseño, también incluyen descripción del tipo de separador a emplear para aplicaciones específicas de Refinación de Petróleo En el caso que no se halle un servicio específico que identifique el caso bajo estudio, usar la tabla siguiente para una identificación genérica del tipo se separador a usar


PDVSA


.Menú Principal

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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Situación

Alta relación vapor/líquido Alto “turndown” de flujo de gas Baja relación vapor/líquido Alto “turndown” de flujo de líquido Presencia de sólidos / materiales pegajosos Separación líquido–líquido solamente

Recomendación de Tipo de Separador Vertical sin Vertical con Horizontal sin Malla Malla Malla

Muy recomendable Muy recomendable Moderado

Muy recomendable Muy recomendable Moderado

Moderado

Moderado

Recomendable

Moderado: Considerar internos especiales

No recomendable No recomendable

Separación líquido – líquido–vapor

Moderado

Moderado

Horizontal con Malla

Moderado

Moderado

Moderado

Moderado

Muy recomendable Muy recomendable Moderado: Considerar internos especiales / Inclinación

Muy recomendable Muy recomendable Moderado: Considerar internos especiales / Inclinación

Recomendable

No aplica

Muy recomendable

Muy recomendable

Limitaciones en Recomendable Recomendable No recomendable No recomendable área de Planta Limitaciones en No recomendable No recomendable Recomendable Recomendable espacio vertical ó altura

Paso 3.–

Localización de los criterios de diseño típicos para el servicio en cuestión, criterios y consideraciones adicionales y la configuración del tambor: Tales criterios estarán en los documentos PDVSA–MDP antes mencionados, de acuerdo a la selección hecha de tipo de separador.

Paso 4.–

Dimensionamiento del tambor a través del calculo de: – Velocidad crítica del vapor – Area de flujo de vapor requerida disponible – Relación L/D – Volumen de retención de líquido en el tambor – Niveles bajo–bajo, bajo, alto, alto–alto del líquido, cuando se trate de separadores vapor líquido. Para separación vapor–líquido–líquido, añadir nivel bajo y nivel alto de interfase.



Paso 5.– Paso 6.– Paso 7.–

Paso 8.–


Indice volumen


FECHA

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– Diseño/especificación de Internos que afecten el diseño de Proceso del recipiente – Volumen del tambor Definición y dimensionamiento de las boquillas de entrada y de salida Especificación de los internos faltantes del separador (parte de esta información se localizaría en el MID) Cálculo de la caída de presión del equipo: como la suma de la caída de presión de la boquilla de entrada, de salida de gas y de los internos (cuando aplique) Búsqueda de información adicional, en el Manual de Ingeniería de Diseño y otros documentos técnicos, para completar la Especificación de Proceso del Tambor Separador bajo estudio.



6



FECHA

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Indice volumen

Indice norma

NOMENCLATURA

ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ C

=

C’

=

Dp E F F1

= = = =

F2

=

g Vc Vt

= =

m ρg ρl ρP ρL

= = = = =

=

líquido arrastrado hacia la cabecera del tambor Coeficiente de arrastre que depende de el Número de Reynolds Diámetro de la gota Eficiencia de separación, % Flujo del líquido alimentado al tambor Factor cuyo valor depende de las unidades usadas (Ec. (2)) Factor cuyo valor depende de las unidades usadas (Ec. (3)) Aceleración debido a la gravedad Velocidad crítica

Velocidad terminal de la gota de líquido. Velocidad terminal de decantación Viscosidad de la fase continua. Densidad del gas Densidad del líquido Densidad de la fase pesada. Densidad de la fase liviana

En unidades SI kg/s

En unidades inglesas lb/h

adimensional

m

pie

kg/s 1000

lb/h 1

0.048

0.157

9.807 m/s2 m/s

32.174 pie/s2 pie/s

m/s

pie/s

mPa.s kg/m3 kg/m3 kg/m3 kg/m3

lb/pie.s lb/pie 3 lb/pie 3 lb/pie 3 lb/pie 3



7


Indice volumen

APENDICE Figura 1 Separadores gas–liquido Figura 2 Separador vertical Figura 3 Separador horizontal Figura 4 Separador centrifugo Figura 5 Separador filtro Figura 6 Tipos de deflectores y distribuidores Figura 7 Tipos de eliminadores de niebla Figura 8 Otros internos


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0

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Fig 1. SEPARADORES GAS–LIQUIDO SALIDA DE GAS

SEPARADOR HORIZONTAL SEPARACION PRIMARIA

SEPARACION POR COALESCENCIA

SEPARACION SECUNDARIA

RECOLECCION DE LAS FASES LIQUIDAS

SALIDA DE VAPOR SALIDA DE LIQUIDO

SEPARACION POR COALESCENCIA SEPARACION SECUNDARIA

ALIMENTACION

SEPARACION PRIMARIA RECOLECCION DE LAS FASES LIQUIDAS

SEPARADOR VERTICAL

SALIDA DE LIQUIDO


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Fig 2. SEPARADOR VERTICAL

SALIDA DE VAPOR

MALLA SEPARADORA DE GOTAS

ALIMENTACION

NAAL DEFLECTOR NAL

NBL NBBL

SALIDA DE LIQUIDO NAAL : NIVEL ALTO–ALTO DE LIQUIDO NAL : NIVEL ALTO DE LIQUIDO NBL : NIVEL BAJO DE LIQUIDO NBBL : NIVEL BAJO–BAJO DE LIQUIDO


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0

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Fig 3. SEPARADOR HORIZONTAL

ALIMENTACION

DISTRIBUIDOR EN T”

NAAL NAL

NBL NBBL

SALIDA DE LIQUIDO

NAAL : NIVEL ALTO–ALTO DE LIQUIDO NAL : NIVEL ALTO DE LIQUIDO NBL : NIVEL BAJO DE LIQUIDO NBBL : NIVEL BAJO–BAJO DE LIQUIDO

SALIDA DE GAS

MALLA SEPARADORA DE GOTAS




Fig 4. SEPARADOR CENTRIFUGO ALIMENTACION

A

SALIDA DE GAS

SALIDA DE LIQUIDO

CORTE A–A

REVISION

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A


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Fig 5. SEPARADOR FILTRO

CAMARA DE SEPARACION DE ENTRADA

ENTRADA DE GAS

ELIMINADOR DE NIEBLA FINAL

TUBOS FILTROS

SALIDA DE GAS

TAPA DE ABERTURA RAPIDA

RESERVORIO DE LIQUIDO


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Fig 6. TIPOS DE DEFLECTORES Y DISTRIBUIDORES DEFLECTOR COMPUESTO POR MEDIA SECCION DE TUBERIA

BOQUILLA DE ENTRADA

BOQUILLA DE ENTRADA

PARED DEL RECIPIENTE

DEFLECTOR DE ENTRADA (PDVSA–MID–10603.2.303)

BOQUILLA DE ENTRADA

BOQUILLA DE ENTRADA

DEFLECTOR

PARED DEL RECIPIENTE PARED DEL RECIPIENTE

CODO DE 90°

PLANCHA DEFLECTORA

1700mm (67 pulg.) D.E.=610mm(24 pulg.) 545mm (21.5 pulg.)

545mm (21.5 pulg.)

D.E.=610mm (24 pulg.) 25mm

25mm (1 pulg.)

25mm (1 pulg.)

(1 pulg.)

15mm (.6 pulg.)

EJEMPLO DE DISTRIBUIDOR EN “T”


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Fig 7. TIPOS DE ELIMINADORES DE NIEBLA

TIPO MALLA DE ALAMBRE

BOLSILLOS

DIRECCION DE LAS PARTICULAS LIQUIDAS RETENIDAS

GAS

TIPO ALETA SALIDA DE GAS

SALIDA DE LIQUIDO

ENTRADA DE FLUJO

TIPO CICLON


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Fig 8. OTROS INTERNOS BOQUILLA (DESCARGA UNICA) O CIRCULO ENVOLVENTE (DESCARGA MULTIPLE)

PARED DEL RECIPIENTE

CIRCUNFERENCIA DEL RECIPIENTE

5 D (250 mm.)

D DIAMETRO DE BOQUILLA DE SALIDA DE LIQUIDO

(PDVSA–MID–10603.2.308) TIPO PLACA

REJILLA SOLDADA DE 3 CAPAS, FORMADA POR BARRAS PLANAS DE 25 x 6, SEPARADAS 25 mm ENTRE EJES E INTERCONECTADAS POR BARRAS TRANSVERSALES A CADA 5O mm. (PDVSA–MID–10603.2.309) TIPO REJILLA

ROMPE–VORTICES

PLACAS ROMPE–ESPUMA

PLACAS ROMPE–OLAS

TUBERIAS INTERNAS


PDVSA N°

MDP–03–S–03

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REV.

FECHA

APROB.

PDVSA, 1983

TITULO

SEPARADORES LIQUIDO–VAPOR


PAG. REV. APROB.

APROB. APROB. FECHA

ESPECIALISTAS



SEPARACION FISICA TAMBORES SEPARADORES LIQUIDO – VAPOR PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO Indice manual

Indice volumen


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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2 2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2


3

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6 4.7 4.8 4.9

Servicio a prestar . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Area de flujo de vapor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Niveles/tiempos de residencia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Arrastre en la superficie del líquido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Boquillas de proceso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consideraciones para el diseño y uso de mallas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Otros internos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consideraciones de diseño para algunos servicios típicos . . . . . . . . . . . . Información complementaria en otros documentos técnicos de PDVSA

3 4 5 8 13 15 18 21 26


26

5.1 5.2

Procedimiento de diseño para tambores separadores horizontales . . . . Procedimiento de diseño para tambores separadores verticales . . . . . . .

26 33

6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

39

7 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

43

Tabla 1. Criterios de diseño tipicos para algunos servicios especificos . . . . . . . Tabla 2. Datos de recipientes cilindricos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tabla 3. Tipos de internos de entrada recomendados para algunos servicios específicos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tabla 4. Dimensiones de codos estandar de 90° para soldar en funcion del tamaño nominal de la tubería . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tabla 5. Longitudes de cuerdas y areas de las secciones circulares vs. alturas de la cuerda . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 1. Capacidades de tambores cilíndricos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 2. Dimensiones tipicas de tambores verticales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 3. Dimensiones tipicas de tambores horizontales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 4. Dimensiones de tambores horizontales con Malla vertical y horizontal . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 5. Tambor separador de la alimentacion del Depurador de MEA . . . . . . . . Figura 6. Disipacion de la velocidad en chorros incidentes . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 7. Tambores separadores verticales con entrada tangencial horizontal Figura 8. Recolector de gases . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 9. Distribuidores de entrada en “T” . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 10. Tipos y características de los rompe–vórtices . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 11. Identificación de los niveles en un tambor separador bifásico . . . . .

44 48 50 51 52 53 54 56 58 60 62 63 65 66 68 70


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SEPARACION FISICA TAMBORES SEPARADORES LIQUIDO – VAPOR PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO

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1

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OBJETIVO Entregar suficiente información para el Diseño de Procesos completo de Tambores Separadores Líquido–Vapor cilíndricos, ya sean verticales u horizontales. El tema “Tambores separadores”, dentro del área de “Separación Física”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA–MDP– Descripción de Documento 03–S–01 Tambores Separadores: Principios Básicos 03–S–03 Tambores Separadores, Procedimientos de Diseño: Separadores Líquido–Vapor (Este documento) 03–S–04 Tambores Separadores, Procedimientos de Diseño: Separadores Líquido–Líquido 03–S–05 Tambores Separadores, Procedimientos de Diseño: Separadores Líquido–Líquido–Vapor Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Tambores Separadores”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, son una actualización de la Práctica de Diseño “TAMBORES”, presentada en la versión de Junio de 1986 del MDP (Sección 5).

2

ALCANCE Se cubrirá el cálculo de proceso de tambores separadores vapor líquido horizontales y verticales, principalmente para operaciones de Refinación y manejo de Gas en la IPPCN, incluyendo el diseño/especificación de boquillas de proceso e internos necesarios para una operación confiable del equipo con respecto a la instalación donde está presente. Además, para ciertos servicios específicos, se presentarán lineamientos precisos para fijar el tiempo de residencia y/o volumen de operación por requerimientos de proceso, y tiempos de retención recesarios para el funcionamiento de alarmas y/o interruptores de nivel para proteger equipos y/o instalaciones aguas abajo del separador.

3

REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso MDP Versión 1986, Sección 3 MDP Versión 1986, Sección 14 MDP Versión 1986, Sección 12 MDP Versión 1986, Sección 11

Torres de Fraccionamiento Flujo de Fluidos Instrumentación Compresores


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MDP Versión 1986, Sección 6 MDP Versión 1986, Sección 5 MDP Versión 1986, Sección 15D

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Craqueo Catalítico en Lecho Fluidizado Tambores Separadores: Principios Básicos Sistemas de Manejo de Desechos

Manual de Ingeniería de Diseño PDVSA–MID–10603.2.302 PDVSA–MID–10603.2.306 PDVSA–MID–10603.2.308 PDVSA–MID–10603.2.309

Deflector de Entrada y Salida de Vapor Separador de Malla Metálica y Soporte Plancha típica rompe–vórtice Rompe vórtice–tipo rejilla

Otras Referencias 1. PDVSA, MANUAL DE DISEÑO DE PROCESOS, PRACTICAS DE DISEÑO, Vol 2, Sección 5: “TAMBORES”, Junio 1986. 2. García, S. y Madriz, J., “Evaluación de técnicas de separación Gas–petróleo, INT–EPPR–00019,94, Sep. 1994. 3. Svrcek. W.Y, Monmery, W.D., “Design two phase separators within the right limits”, Chemical Engineering Progress, Octubre 1993, pp 53 – 60

4


Servicio a prestar La necesidad de un tambor separador aparece para cumplir una etapa dentro de un proceso de refinación de petróleo, o de producción, etc. Para facilitar el uso de este procedimiento, se han identificado ciertos servicios normalmente requeridos en plantas de refinerías, que representan la mayoría de operaciones de separación vapor–líquido en la IPPCN. Tales servicios son: – – – – – – – – –

Tambores de abastecimiento de líquido y tambores de destilado. Tambores separadores para la succión e interetapas de compresores. Separadores de aceite lubricantes para la descarga de compresores. Tambores separadores de gas combustible localizados aguas arriba de hornos. Tambores de recolección central de gases combustibles. Tambores de vapor para servicios de calderas. Tambores de separación de agua. Tambores de descarga. Tambores separadores de alimentación para depuradores de MEA.




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– Separadores de alta presión. – Tambores alimentados solamente de descargas de válvulas de alivio. Si el caso bajo estudio cae dentro de alguna de las descripciones ya presentadas, este documento ofrece un resumen de los criterios de diseño a aplicar en la Tabla 1 (Criterios de Diseño típicos para algunos servicios específicos), tales como: orientación del tambor, tiempo de residencia de operación, velocidad de diseño de la zona del vapor/gas, etc. Sin embargo, puede que el caso bajo estudio no esté dentro de los servicios específicos: a lo largo de este documento, se presentarán criterios, recomendaciones, figuras ilustrativas, etc., que permitirán el desarrollo de los criterios de diseño para el caso particular bajo escrutinio.

4.2

Area de flujo de vapor De acuerdo a lo presentado en el aparte 4.5.2, del documento PDVSA–MDP–03–S–01 (Tambores Separadores: Principios Básicos), la velocidad crítica es una velocidad de vapor calculada empíricamente que se utiliza para asegurar que la velocidad superficial de vapor, a través del tambor separador, sea lo suficientemente baja para prevenir un arrastre excesivo de líquido. Tal velocidad no está relacionada con la velocidad sónica. La velocidad crítica viene definida por la Ec. (11). V c + F 21

Ǹò ρ– ò l

g

Ec. (11)

g

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ donde:

En unidades En unidades SI inglesas

Vc ρL

= =

ρG

=

F21

=

Velocidad crítica Densidad del líquido a condiciones de operación Densidad del vapor a condiciones de operación Factor cuyo valor depende de las unidades usadas

m/s kg/m3

pie/s lb/pie 3

kg/m3

lb/pie 3

0.048

0.157

La velocidad de vapor permisible en el recipiente (VV), será un porcentaje de la velocidad crítica de acuerdo a lo indicado en la Tabla 1 en combinación con lo dicho en el aparte 4.6, para los servicios allí cubiertos. Si el caso bajo estudio no está cubierto en dicha tabla, consultar directamente el aparte 4.6. El área de flujo de vapor será calculada por la expresión (12): A V + Q VńǒVVǓ

Ec. (12)


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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ donde:

4.3

AV

=

QV VV

= =

En unidades SI


m2

pie2

m3/s m/s

pie3/s pie/s

Area de sección transversal para el flujo de vapor, Flujo de descarga de vapor Velocidad de vapor permisible en el recipiente

Niveles/tiempos de residencia

A continuación se presentarán definiciones y comentarios sobre niveles de líquido, tiempos de residencia y temas relacionados, con el objetivo de justificar criterios de diseño que posteriormente serán presentados. 4.3.1

Identificación de los niveles en un recipiente De acuerdo a lo normalmente empleado en la IPPCN para hablar de niveles en un recipiente líquido–vapor, tenemos la siguiente tabla (Ver Fig. 11.)

ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Siglas típicas en español NAAL NAL NNL NBL NBBL

Descripción típica

Nivel alto–alto de líquido Nivel alto de líquido Nivel normal de líquido Nivel bajo de líquido Nivel bajo–bajo de líquido

Siglas típicas en inglés HHLL HLL NLL LLL LLLL

Para efectos de consistencia en la discusión en el MDP de tambores, se usarán las siglas típicas en español para identificar los diferentes niveles.

4.3.2

Volumen de operación Es el volumen de líquido existente entre NAL y NBL. Este volumen, también conocido como volumen retenido de líquido, y en inglés como “surge volume” o “liquid holdup”, se fija de acuerdo a los requerimientos del proceso, para asegurar un control adecuado, continuidad de las operaciones durante perturbaciones operacionales, y para proveer suficiente volumen de líquido para una parada ordenada y segura cuando se suceden perturbaciones mayores de operación.

4.3.3

Tiempo de residencia de operación Es el tiempo correspondiente en el cual el flujo de líquido puede llenar el volumen de operación en el recipiente bajo estudio. La mayoría de las veces, cuando se quiere especificar el volumen de operación, lo que realmente se indica es cuantos minutos deben transcurrir entre NAL y NBL. También es conocido en inglés como “surge time”.



4.3.4


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FECHA

0

JUN.95


Tiempo de respuesta o de intervención del operador Es el tiempo que tarda el operador (o grupo de operadores), en responder cuando suena una alarma de nivel en el panel y resolver la perturbación operativa que originó la alarma, antes que otros sistemas automatizados (interruptores o “switches” de nivel), originen paradas seguras de equipos aguas abajo y/o de la planta completa. Si de un tambor separador estamos alimentando a una bomba, sería muy engorroso que la bomba se quedara “seca”, es decir, que no tuviera líquido que bombear, ya que eso podría dañar al equipo; y si, a su vez, la bomba alimenta a un horno, se podría generar una emergencia mayor en la planta por rotura de un tubo del horno, ya que éste, a su vez, ha quedado “seco”. Por esa razón, el tambor alimentador de la bomba se equipa con alarmas de nivel de NAL y NBL, y con interruptores y/o alarmas de NAAL y NBBL: al sonar la alarma de NBL, los operadores investigarían y resolverían, en menos del llamado “tiempo de respuesta del operador”, el problema que originó la reducción de nivel; en el caso que no pudieran resolver el problema en el tiempo indicado, el interruptor de NBBL activaría una parada segura de la bomba y, seguramente, una parada segura del horno y de toda la planta. Debido a las diferentes tradiciones operativas que existen en la IPPCN, es díficil establecer un criterio uniforme acerca de cuál es el “tiempo promedio de respuesta del operador”; sin embargo, se usará, como criterio general, que el tiempo de respuesta de un operador es de cinco minutos: esto significa que el tiempo de retención de líquido entre NAL y NAAL (o entre NBL y NBBL), será de cinco minutos.

4.3.5

Volumen de emergencia Es el volumen adicional que corresponde al líquido que debe satisfacer el llamado “tiempo de respuesta o de intervención del operador”: de acuerdo a lo expresado en 4.3.4, cuando se tengan interruptores y/o alarmas de NAAL o NBBL, se tendrán cinco minutos adicionales de tiempo de residencia de líquido por interruptor/alarma, lo que indica que, cuando se tiene NAAL y NBBL, se añaden 10 minutos de tiempo de residencia, a lo cual corresponde un volumen de líquido de emergencia de 10 minutos del máximo flujo de líquido.

4.3.6

Nivel bajo–bajo de líquido (o bajo, cuando aplique) La distancia mínima desde el nivel bajo–bajo de líquido, si se tiene un Interruptor y/o alarma de nivel bajo–bajo de líquido, (o nivel bajo, si no se tiene un interruptor y/o alarma de nivel bajo–bajo), hasta la boquilla de salida del líquido es 230 mm mínimo (9 pulg). Este criterio aplicará tanto para tambores verticales como horizontales.


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4.3.7


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FECHA

0

JUN.95

Página 7

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Indice norma

Criterios para fijar el volumen de operación/tiempo de residencia La Tabla 1 (anexa), presenta criterios para fijar el volumen de operación o volumen retenido de líquido, para ciertos servicios específicos plenamente identificados. Si el servicio escogido no coincide con lo presentado en la Tabla 1, usar como guía lo presentado en la lista anexa:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Descripción

Tiempo de Residencia de Operación, min

Tambores de Alimentación a Unidades

Alimentación desde otra unidad (diferente cuarto de control) Alimentación desde otra unidad (mismo cuarto de control) Alimentación desde tanquería lejos del área de operación

20 15

15–20

Otros Tambores

Alimentación a una columna (diferente cuarto de control) Alimentación a una columna (mismo cuarto de control) Producto a tanquería lejos del área operativa o a otro tambor de alimentación, directo, sin bomba Producto a tanquería lejos del área operativa o a otro tambor de alimentación, directo, con bomba Producto a tanquería lejos del área operativa o a otro tambor de alimentación, con bomba, que pasa a través de un sistema de intercambio calórico Unica carga a un horno de fuego directo

4.3.8

7 5 2

5

3–5

10

Longitud efectiva de operación (Leff)

Es la longitud (altura), de tambor requerida para que se suceda la separación vapor/gas–líquido, y se puedan tener los volúmenes requeridos de líquido, tanto de operación como de emergencia. Esta es la longitud que normalmente se obtiene por puros cálculos de proceso. En el caso de tambores horizontales de una sola boquilla de alimentación, corresponde a la distancia entre la boquilla de entrada y la de salida de gas, la cuale


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es la distancia horizontal que viaja una gota de líquido desde la boquilla de entrada, hasta que se decanta totalmente y se une al líquido retenido en el recipiente, sin ser arrastrada por la fase vapor que sale por la boquilla de salida de gas. Sin embargo, para obtener la longitud tangente–tangente del tambor horizontal, es necesario sumar los tamaños de las boquillas antes mencionadas, las tolerancias de construcción necesarias para soldar dichas boquillas, soldar los cabezales o extremos del tambor y cualquier otra cosa que obligue a aumentar la longitud del tambor. A criterio del diseñador de procesos, éste puede aproximar la longitud efectiva a la longitud tangente–tangente, y esperar que la especialidad mecánica complete el diseño del tambor, para luego verificar si se cumple la separación. Comentarios semejantes aplican para tambores verticales, excepto que los volúmenes a retener influyen sobre la altura (longitud) tangente–tangente de dichos equipos.

4.4

Arrastre en la superficie del líquido En muchas operaciones, especialmente a altas presiones y temperaturas, el líquido puede ser arrastrado de la superficie líquida y llevado hacia arriba. La proporción de arrastre depende de la velocidad del gas en la tubería de entrada, del tipo de boquilla de entrada, de la distancia entre la boquilla de entrada y el nivel de líquido o la superficie de choque, de la tensión superficial del líquido y de las densidades y viscosidades del líquido y del gas. A continuación se presentan los criterios para estimar la velocidad máxima de mezclas a la salida de la boquilla de entrada, de manera tal que no ocurra arrastre desde la superficie del líquido:

4.4.1

Tambores verticales a.

Boquillas de Entrada simples (Flush Inlet Nozzles), Ec (2a) y (2b):

F2 s

VE +

f mG

G

f

Ec. (2a)

L

F3 s

VE +

b.

ƪρρ ƫ

para h v 2.5 d p

0.5

ƪ

d m G h–0.5P d P

ƫ

0.5

–

ƪ ƫ ρG ρL

0.5

para h 2.5 u d p

Boquilla de Entrada con codo de 90°, Ec (2c):

Ec. (2b)


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f mG

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ƪρρ ƫ

0.5

Ec. (2c)

G L

Distribuidores con Ranuras, Ec (2d) y (2e):

F2 s

VE +

mG

ƪρρ ƫ

para

0.5

G

X v5 S ran

Ec. (2d)

L

F4 s

VE + mG d.

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F2 s

VE +

c.


ƪρρ ƫ ƪSX ƫ 0.5

G

0.5

para

ran

X u5 S ran

Ec. (2e)

L

Distribuidor con Orificios

Use la ecuación (2d) para X v 5 dh y F5 s

VE + mG

ƪρρ ƫ ƪdX ƫ 0.5

G

h

0.5

para X u 5 dh

Ec. (2f)

L

ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ donde la nomenclatura para las ecuaciones de (2a) a (2f) es:

VE

=

f

=

Velocidad máxima de la mezcla a la salida de la boquilla de entrada, tal que no ocurra arrastre en la superficie del líquido Factor de disipación de la velocidad del chorro (jet). Como se muestra en la Figura 6., f es una función de la distancia X (la cual es la distancia entre la boquilla de entrada y la superficie de choque), y del diámetro de la boquilla de entrada dp

En unidades SI


m/s

pie/s

Adimensional





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0

JUN.95


ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ h

=

dp dh Sran

= = =

X

=

mG

=

ρG

=

ρL

=

s

=

F2

=

F3

=

F4

=

F5

=

4.4.2

Distancia desde la parte inferior de la boquilla de entrada al nivel alto–alto de líquido (NAAL) diámetro de la boquilla de entrada diámetro del orificio Altura de la ranura. Usualmente, las ranuras son estrechas y largas. La altura de la ranura es la dimensión más estrecha Distancia desde la boquilla de entrada, hasta la superficie de choque (Ver Figura 6.). Para tambores verticales con boquillas de entrada simple, X es el diámetro del tambor. X es igual a h para tambores verticales con distribuidores ranurados (o con orificios), o codos de 90 °. Viscosidad del vapor a condiciones de operación Densidad del vapor a condiciones de operación Densidad del líquido a condiciones de operación Tensión superficial del líquido a condiciones de operación Factor que depende de las unidades usadas Factor que depende de las unidades usadas Factor que depende de las unidades usadas Factor que depende de las unidades usadas

En unidades SI


mm

pulg

mm mm mm

pulg pulg pulg

mm

pulg

mPa.s

cP

kg/m3

lb/pie 3

kg/m3

b/pie 3

mN/m

mN/m

1.62x10 –4

5.3x10 –4

1.1x10 –4

3.6x10 –4

7.0x10 –5

2.3x10 –4

3.05x10 –5

1.0x10 –4

Tambores horizontales a.

Boquilla de Entrada con Codo de 90° – Use la ecuación (2c). Sin embargo, para este caso, X (en la Figura 6.) es la distancia desde la boquilla hasta la tapa más cercana del tambor.

Con una combinación de malla vertical y horizontal, la velocidad máxima permisible de la mezcla es cinco veces el valor calculado usando la ecuación (2c). Sin malla vertical (con o sin malla horizontal), la velocidad de la mezcla máxima permisible es dos veces el valor calculado usando la ecuación (3c).


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b.

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Distribuidores con ranuras u orificios – Use la ecuación que aplica entre las (2d), (2e) o (2f). Sin embargo, en este caso, X es la distancia desde el distribuidor hasta la tapa más cercana del tambor.

Con una combinación de malla vertical y horizontal, la velocidad de la mezcla máxima permisible es cinco veces el valor calculado usando la ecuación apropiada. Sin malla vertical (con o sin malla horizontal), la velocidad de la mezcla máxima permisible es dos veces el valor calculado usando la ecuación apropiada. 4.4.3

Tambores separadores verticales con entradas tangenciales horizontales Para estos tambores se debería usar los siguientes criterios de diseño: a. Area de la sección transversal – El área de la sección transversal se debería dimensionar para 170% de la velocidad crítica, al flujo máximo de gas. b. Tamaño de la entrada – Para prevenir el arrastre de la película de líquido que se acumula en la pared del separador, la velocidad de la mezcla en la tubería de entrada no debería exceder el valor dado por la ecuación (3):

VS +

ƪ ƫ F6 rG

0.5

Ec. (3)

ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ donde:

Vs

=

ρG

=

F6

=

Velocidad superficial de la mezcla en la tubería de entrada, Densidad del vapor a condiciones de operación Factor que depende de las unidades usadas

En unidades SI


m/s

pie/s

kg/m3

lb/pie 3

3720

2500

c. Otras características – El resto de los factores de diseño se muestra en la Figura 7. La placa deflectora localizada encima del nivel de líquido limita la región de vórtices del gas y evita el arrastre en la superficie del líquido. La distancia mínima desde la parte inferior de la boquilla de entrada a la placa deflectora o parrilla debería estar entre 0.5 y 1.0 veces el diámetro del tambor, preferiblemente, una vez el diámetro. Las placas




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0

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anti–vórtices localizadas encima de la boquilla de salida del líquido previenen el arrastre de gas en la corriente de líquido debido a la formación de vórtices y se deberían diseñar de acuerdo con los criterios dados en esta subsección. Debido a los efectos de los flujos secundarios de gas, el líquido acumulado en las paredes del separador puede deslizarse hacia arriba por las paredes y dirigirse a la boquilla de salida del gas y ser arrastrado con la corriente de salida. Esto puede prevenirse o minimizarse fijando una falda (Skirt) en la boquilla de salida de gas, como se muestra en la Figura 7. El tamaño de gota más pequeño que puede ser separado en un tambor con una boquilla de entrada tangencial horizontal se puede estimar usando la ecuación (4): 0.5

ȱ d 3ȳ m GƪF ƫ ȧ ȧ 8 ȧ ȧ F7 ȧ ρ L VS DH eȧ ȧ ȧ Ȳ ȴ p

d +

Ec. (4)

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ donde:

d D He

= = =

F7

=

F8

=

Diámetro de la gota Diámetro del tambor Altura efectiva del ciclón: Esta es la distancia desde la parte superior de la boquilla de entrada hasta la superficie del líquido Factor que depende de las unidades usadas Factor que depende de las unidades usadas

En unidades SI


mm mm mm

pulg pie pie

3.009

0.936

1

12

Los otros términos ya han sido definidos con anterioridad.

La caída de presión para un tambor separador vertical diseñado con una boquilla de entrada tangencial horizontal, se puede estimar usando la expresión dada en PDVSA–MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, sección 6C), para los ciclones primarios con el término de aceleración igual a cero.


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4.5 4.5.1

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Boquillas de proceso Boquillas de entrada Se pueden presentar diferentes regímenes de flujo en las tuberías de entrada de los tambores separadores. Estos regímenes de flujo se definen en la Norma PDVSA–MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, sección 14D) Los tambores separadores se diseñan normalmente con régimen de flujo anular/rocío o flujo tipo rocío en la tubería de entrada. Con este tipo de flujo, el arrastre de líquido aumenta al incrementar la velocidad del gas en la tubería de entrada. La presencia de flujo estratificado, flujo anular por debajo del comienzo inminente de arrastre de líquido, o de flujo ondulado en la tubería de entrada de los tambores separadores, incrementa la eficiencia de separación de líquido del tambor hasta 99.8%. Sin embargo, estos tipos de flujo no se encuentran usualmente en las operaciones de proceso, debido a que se requerirían diámetros de tubería relativamente grandes para lograrlos. A pesar de lo anterior, el diseño de la tubería de entrada para obtener estos regímenes de flujo se debe considerar para aquellos servicios especiales en los que es esencial minimizar el arrastre de líquido y el uso de malla u otros internos no se permite debido a que se trata de un servicio con ensuciamiento. Se debe evitar el flujo tipo tapón o el flujo tipo burbuja en la tubería de entrada de tambores separadores verticales. Estos regímenes de flujo resultan en arrastre excesivo de líquido y vibraciones. Si estos regímenes de flujo no se pueden evitar a la entrada del tambor, el arrastre de líquido se puede minimizar con un distribuidor con ranuras. En el caso que el flujo tipo tapón o el flujo tipo burbuja en la tubería de entrada, aparezca para tambores horizontales, se recomienda usar flujo dividido de alimentación, con dos boquillas de entrada en los extremos del tambor, y una boquilla central de salida de vapor/gas. Para prevenir la inundación de un tambor con corrientes líquidas, se deben evitar puntos bajos en la línea de entrada del tambor (drenaje libre hacia el tambor).

4.5.2

Boquillas de proceso en general Son muchos los casos donde la información de las tuberías de interconexión no está disponible al momento de preparar la especificación de procesos del tambor, por lo que es necesario presentar un tamaño preliminar de boquillas para que sea considerado en la cotización del fabricante del tambor. Para todos los efectos, se presenta una tabla con recomendaciones para diseñar las boquillas de proceso:


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0

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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ Descripción del Caso

En unidades SI

Alimentación líquida: Velocidad menor 3.0 m/s o igual que: Salida de líquido: Seguir los criterios (Pendiente) indicados en PDVSA–MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, secciones 10D – Cabezal Neto de Succión Positiva –, y 14B – Flujo en fase líquida), para succión de bombas, drenajes por gravedad, etc Salida de vapor: Velocidad menor que: 73.2/( ρG)1/2, m/s Alimentación bifásica en tambores sin 54.9/( ρL)1/2, m/s malla: Velocidad de la mezcla menor o igual que: Alimentación bifásica en tambores con 73.2/( ρM)1/2, m/s malla: Velocidad de la mezcla menor o igual que:

En unidades inglesas 10 pie/s

(Pendiente)

60/(ρG)1/2, pie/s 45/(ρL)1/2, pie/s 60/(ρM)1/2, pie/s

donde (Ec. (7)):

l + Q LńǒQ L ) Q VǓ

Ec. (7)

ρ M + (1–l)ρ G ) lρ L

Ec. (8)

donde (Ec. (8)):

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ y donde:

l

=

ρG

=

ρL

=

ρM

=

Fracción volumétrica de líquido alimentado al tambor Densidad del vapor a condiciones de operación Densidad del líquido a condiciones de operación Densidad de la mezcla a condiciones de operación, promediada en volumen

En unidades SI


kg/m3

lb/pie 3

kg/m3

lb/pie 3

kg/m3

lb/pie 3

A menos que se indique lo contrario, las recomendaciones presentadas en la tabla anterior se consideran firmes, excepto cuando: – Se tienen tambores verticales con entradas tangenciales horizontales: en este caso usar la ecuación (3) (aparte 4.4), para el cálculo de la boquilla de entrada.




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FECHA

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– Se tienen los tamaños de las tubería de interconexión, y éstos son más grandes que los obtenidos por estas recomendaciones. – Debido a limitaciones en los internos que se puedan usar en el tambor, y debido al tipo de fluido alimentado, se requiera de tener flujo bifásico anular en la entrada.

4.6

Consideraciones para el diseño y uso de mallas De acuerdo a lo presentado en el documento PDVSA–MDP–03–S–01 (Tambores Separadores: Principios Básicos), párrafo 4.7.4, se usará el genérico “malla” para describir las mallas separadoras de gotas o “demisters”.

4.6.1

Tambores separadores verticales con y sin malla Para servicios en los cuales se permite un arrastre moderado de líquido de hasta 5 kg de líquido por 100 kg de gas (5 lb por cada 100 lb de gas), las mallas no son necesarias y el espacio de vapor en el tambor debería ser dimensionado para 100% de la velocidad crítica, a caudales normales de flujo de gas. Para servicios críticos en los que el arrastre de líquido se debe reducir a menos de 1 kg de líquido por 100 kg de gas (1 lb por cada 100 lb de gas), se recomienda una Malla de 80 kg/m3 (5 lb/pie3), con espesor de 150 mm (6 pulg). Los criterios de diseño para el uso de una malla de 80 kg/m3 (5 lb/pie3) son una función de la carga del líquido, según se muestra a continuación: 1. Para cargas líquidas (flujo de alimentación líquida dividido por el área de sección transversal del tambor) menores de 0.34 E–3 m3/s.m2 (30 gal/h.pie2) de área horizontal del tambor, el área de la sección transversal horizontal del tambor y de la malla se debería dimensionar para 150% de la velocidad crítica, al caudal normal de flujo de gas. 2. Para cargas líquidas comprendidas entre 0.34 y 0.68 E–3 m3/s.m2 (30 a 60 gal/h.pie2) de área horizontal del tambor, éste y la malla se deberían dimensionar para 120% de la velocidad crítica, al caudal normal de flujo de gas. 3. Para cargas líquidas mayores de 0.68 E–3 m3/s.m2 (60 gal/h.pie2) de área horizontal del tambor, éste y la malla se deberían dimensionar para 100% de velocidad crítica al caudal normal de flujo de gas. Para los casos en los que la relación de reducción de alimentación (Turndown ratio) esté entre tres y seis, se deberían usar dos mallas en serie. El área de sección transversal de la malla localizada en el fondo del tambor se debería basar en el porcentaje de la velocidad crítica especificada anteriormente y en el caudal normal de flujo de gas. El área de sección transversal de la malla localizada en el tope se debería basar en el porcentaje de la velocidad crítica especificada anteriormente y usando un tercio de la tasa de flujo normal de gas. La distancia crítica entre las dos malla debería ser de 600 mm (2 pie) aproximadamente.




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Algunos criterios adicionales de diseño se presentan en la Figura 2. 4.6.2

Tambores separadores horizontales con y sin malla horizontal Para servicios en los que se permite una cantidad moderada de arrastre (es decir, hasta 5 kg de líquido por 100 kg de gas (5 lb por cada 100 lb de gas)), no se requieren malla y el espacio de vapor en el tambor debería ser dimensionado para 100% de velocidad crítica, al caudal normal de flujo de gas. La(s) boquilla(s) de entrada debería(n) terminar en un codo de 90° o en un distribuidor con ranuras, orientado direccionalmente hacia la tapa del cabezal más cercano del tambor. Para servicios limpios y críticos, se debería instalar en el espacio de vapor una malla horizontal de 150 mm de espesor (6 pulg), con 80 kg/m3 (5 lb/pie3) de densidad aparente, para reducir el arrastre líquido a menos de 1 kg de líquido por 100 kg de gas (1 lb por cada 100 lb de gas). Además, para los tambores de diámetros mayores de 900 mm (3 pie), se debería tener una boquilla de entrada en cada extremo y una sola boquilla de salida central. El área del tambor y de la malla para flujo de vapor se debería dimensionar usando el 100% de la velocidad crítica, a un caudal normal de flujo de gas. Algunos criterios de diseño adicionales se presentan en la Figura 3.

4.6.3

Tambores separadores horizontales con mallas verticales y horizontales Para servicios limpios en los que el arrastre de líquido debería ser reducido a menos de 1 kg de líquido por 100 kg de gas (1 lb por cada 100 lb de gas), la velocidad del vapor en el espacio de vapor del tambor se puede incrementar en 25% (hasta 125% de Vc), si se instalan dos malla verticales y uno horizontal en el espacio de vapor (Ver Figura 4.). El tambor debería tener una boquilla de entrada en cada extremo, terminando en un codo de 90° o un distribuidor ranurado, y una sola boquilla central de salida. Se debería colocar una malla vertical de 150 mm (6 pulg) de espesor y 80 kg/m3 (5 lb/pie3), en la mitad del espacio existente entre cada boquilla de entrada y la malla horizontal de 150 mm (6 pulg) de espesor y 80 kg/m3 (5 lb/pie3). La malla vertical debería cubrir el área para el flujo de vapor y se debería extender por lo menos 150 mm (6 pulg) por debajo del nivel de líquido bajo. El área del flujo de vapor (en el tambor y a través del malla) se debería dimensionar para el 125% de la velocidad crítica, a un caudal normal flujo de gas. Los tambores horizontales con mallas verticales y horizontales son más pequeños que los tambores horizontales con malla horizontales. Sin embargo, para tambores pequeños de baja presión, los ahorros logrados al usar un diámetro menor podrían ser compensados por el costo adicional de usar una malla vertical.

4.6.4

Distancia del tope de la malla a la boquilla de salida del gas/vapor Para tambores horizontales, la distancia del tope del malla a la boquilla de salida del gas debería ser adecuada para prevenir una mala distribución del flujo a través de la malla. La distancia mínima para este propósito se presenta en la ecuación (5a):


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ho +

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F 8 DMalla – d o 2


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Ec. (5a)

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ donde:

ho

=

DMalla

=

do F8

= =

Distancia mínima del tope de la malla a la boquilla de salida del gas Lado más largo de una malla rectangular Diámetro de boquilla de salida Factor cuyo valor depende de las unidades usadas

En unidades SI


mm

pulg

mm

pie

mm 1

pulg 12

Si la distancia es impráctica, se debería usar un recolector de gas con ranuras. Con un recolector de gas con ranuras, se debería usar una malla rectangular (Figura 8.). Las ranuras se dimensionarán usando la ecuación de caída de presión presentada en PDVSA–MDP (Pendiente: usar antigua sección 14 del MDP), con un coeficiente de descarga de 0.6, con una caída de presión permisible de 1 a 7 plg de agua (3.4 a 23.7 kPa). La distancia vertical mínima permisible entre el tope de la malla y la abertura de la ranura más cercana a la malla viene dada por el valor mayor entre los dos calculados por las ecuaciones (5b) y (5c):

ho +

ho +

ǒF 8 LMalla ńNSǓ– Sran

Ec. (5b)

2

F 8 SMalla – (L ran N r) 2

Ec. (5c)


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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ donde:

En En unidades unidades SI inglesas

ho

=

LMalla NS SMalla lran Sran Nr

= = = = = =

Distancia mínima desde el tope de la malla hasta el borde más cercano de a ranura en el recolector externo Lado más largo de la malla rectangular Número de ranuras por fila Lado más corto de la malla rectangular Lado más largo de la ranura rectangular Lado más corto de la ranura rectangular Número de filas de ranuras en el recolector de gas

mm

pulg

mm

pie

mm mm mm

pie pulg pulg

Para tambores verticales, la distancia desde la parte superior de la malla, hasta la línea tangente superior, será el valor mayor entre 0.15 veces el diámetro del tambor y 400 mm (16”).

4.6.5

4.7

Detalles de Instalación de las Mallas Consultar el estándar de Ingeniería PDVSA–MID–10603.2.306: “SEPARADORES DE MALLA METÁLICA Y SOPORTES”.

Otros internos

4.7.1

Codos de 90° como deflectores de entrada De acuerdo a las recomendaciones que se presentan a lo largo de este documento, pueden usarse codos de 90° como deflectores de entrada de la mezcla bifásica al tambor separador. La Tabla 1 presenta criterios de utilización de codos de 90° para ciertos servicios específicos. La Tabla 3 presenta criterios más generalizados, basados en la orientación del tambor (vertical u horizontal), y otras características del tambor bajo estudio. La información de medidas de los codos de 90°, se encuentra en la Tabla 4. En el aparte 4.4, ecuación (2c), se presenta el criterio de máxima velocidad permisible para que no exista arrastre en la superficie de líquido: si, al aplicar la ecuación, se tiene que la velocidad de flujo es mayor que la máxima velocidad permisible, se tendrá que usar un distribuidor en la boquilla de entrada.

4.7.2

Distribuidores en forma de “T” (Fig. 9.) De acuerdo a las recomendaciones que se presentan a lo largo de este documento, pueden usarse distribuidores de flujo, en forma de “T”, como deflectores de entrada de la mezcla bifásica al tambor separador.


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La Tabla 1 presenta criterios de utilización de distribuidores de flujo para ciertos servicios específicos. La Tabla 3 presenta criterios más generalizados, basados en la orientación del tambor (vertical u horizontal), y otras características del tambor bajo estudio. Los distribuidores pueden ser de ranuras o de orificios; siempre serán más costosos que un codo de 90° en la boquilla de entrada, pero pueden soportar velocidades más altas sin que se suceda arrastre en la superficie de líquido. Para efectos de especificación de un distribuidor ranurado se tiene (Fig. 9.) (Ver nomenclatura en sección 6): – Se construirán del mismo diámetro que la boquilla de entrada. – El ancho de la ranura (Sran), será de 15 mm (0.6”). – La separación entre ranuras será de 25 mm mínimo (1” min). – Sólo se tendrá una fila de ranuras en el distribuidor. – Los lados de la “T” del distribuidor serán simétricos. De acuerdo al detalle señalado en la Fig. 9., la longitud o altura de la ranura corresponde a un tercio de la longitud de la circunferencia interna del tubo distribuidor, es decir (Ec. (13)): l ran + pd pń3

Ec. (13)

donde dp es el diámetro interno de la boquilla de entrada. El área de una ranura es (Ec. (14)): a ran + l ran x Sran

Ec. (14)

El número de ranuras en el distribuidor se calculará por (Ec. (15)): N s + F 20 QMńǒa ran x V EǓ

Ec. (15)

(para cálculo de VE, referirse al aparte 4.4, ecuaciones (2d) y (2e)) La longitud requerida del distribuidor será (Ec. (16)): l dis + N s ƪSran ) F 23ƫ ) 2F 23 ) d p

Ec. (16)

Otros detalles se presentan en la Fig. 9. 4.7.3

Rompe–vórtices Los estándares PDVSA a seguir para la inclusión de rompe–vórtices en los recipientes, son los siguientes (Ver Fig. 10.): PDVSA–MID–10603.2.308

PLANCHA TÍPICA ROMPE–VÓRTICE


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PDVSA–MID–10603.2.309


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ROMPE–VóRTICES TIPO REJILLA

Placa rompe vórtice Es una placa circular plana horizontal, que se instala sobre la boquilla de salida de líquido, segun lo mostrado en la Figura 10. Es el rompe vórtice más económico de los usados por PDVSA, y en la mayoría de los casos puede utilizarse. Deberá localizarse, al menos, medio diámetro de boquilla de salida por debajo del mínimo nivel de líquido (NBL o NBBL, cuando aplique), y la altura desde el fondo del recipiente deberá ser un tercio del diámetro de boquilla de salida. Cuando el diámetro de la boquilla de salida de líquido es más grande que un 15–20% del diámetro del recipiente, o cuando se tienen salidas múltiples de líquido, la placa rompe vórtice puede no ser práctica, y se recomienda usar el rompe–vórtice tipo rejilla. Rompe–vórtice tipo rejilla El rompe–vórtice tipo rejilla, consiste en tres láminas horizontales cuadradas de rejilla, del mismo tipo que se usa en plataformas de acceso en plantas, y es el más efectivo disponible: se recomienda cuando es difícil colocar una placa rompe–vórtice (boquilla muy grande de salida de líquido), o cuando se tienen salidas múltiples de líquido. Es más costoso que el rompe–vórtice tipo placa, y sus dimensiones típicas se presentan en la Fig. 10. 4.7.4

Recolectores de Gas (Fig. 8.) De acuerdo a lo mencionado en 4.5.4, los recolectores de gas pueden requerirse cuando el resultado de la Ec (5a) indica que la separación entre la malla y la boquilla de salida es impráctica. El brazo lateral del recolector deberá tener el mismo diámetro que el de la boquilla de salida, y se deberá extender sobre el lado más largo de la malla. Como se muestra en la Figura 8., las ranuras se deberán localizar en la sección de tope del tubo recolector, por lo menos a 30° por encima de la horizontal. Las ranuras se deberán dimensionar usando la ecuación de caída de presión en orificios, presentada en el documento PDVSA–MDP (Pendiente)(Consultar MDP versión 1986, sección 14C), con un coeficiente de descarga de 0.6. La caída normal de presión a través de las ranuras está en el rango de 3.4 a 23.7 kPa (1 a 7 pulg. de agua). En el mismo aparte 4.5.4, las Ecs. (5b) y (5c) presentan la distancia vertical mínima permisible entre el tope de la malla y la abertura de la ranura más cercana del recolector.



4.8 4.8.1


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Consideraciones de diseño para algunos servicios típicos Tambores de abastecimiento de líquido y tambores de destilado Los tambores separadores horizontales con malla se usan para servicios limpios; los filtro/separadores o los ciclones múltiples patentados son recomendados para servicios en los que están presentes sólidos o materiales que forman depósitos sólidos.

4.8.2

Tambores de succión de compresores y tambores separadores entre etapas de compresión Tambores separadores verticales con malla se usan para servicios limpios; los filtros/separadores o los ciclones múltiples patentados son recomendados para servicios en los que están presentes sólidos o materiales que forman depósitos sólidos. A veces es económico combinar el servicio del tambor de succión del compresor con otro servicio para el tambor, tal como sucede en el tambor de destilado del fraccionador primario de una unidad de craqueo catalítico. En estos casos, los requerimientos de abastecimiento de líquido de emergencia para el servicio de succión del compresor se suman a los requerimientos del otro servicio. Tambores horizontales con malla son comunes en este tipo de servicio combinado.

4.8.3

Separadores de aceite lubricante para la descarga de compresores Los aceites que lubrican los compresores reciprocantes y los compresores de alabes deslizantes pueden ser transportados en la corriente gaseosa de descarga del compresor, en la forma de gotas extremadamente pequeñas. Separadores de aceites lubricantes se deben especificar para aire de instrumentos y para procesos que no puedan tolerar la presencia de este aceite.

4.8.4

Tambores separadores de gas combustible localizados aguas arriba de hornos Se deberían colocar tambores separadores en el gas combustible antes de los hornos, a fin de recolectar las porciones condensadas durante las perturbaciones del proceso y para prevenir un arrastre excesivo de líquido en el gas combustible. Para servicio de gas combustible limpio, se debería usar un tambor separador vertical con malla y dimensionado para 100% de la velocidad crítica a un caudal normal de flujo de gas. Para servicios de gases combustibles agrios y corrosivos, se recomienda el uso de tambores separadores con ciclones múltiples patentados, como el depurador seco Peerless o los multiciclones U.O.P., con la finalidad de minimizar el ensuciamiento y el taponamiento de los quemadores.



4.8.5


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Tambores de recolección central de gases combustibles Un tambor central de recolección del sistema de gas combustible, se diseña para remover el líquido arrastrado. Para este servicio se recomienda un tambor separador vertical u horizontal sin malla. La velocidad permisible de vapor en el tambor es el 100% de la velocidad crítica a caudales normales de flujo de gas. Se estipula que el volumen retenido de líquido tarde 5 minutos en ser desalojado, al flujo máximo de líquido.

4.8.6

Tambores de vapor para servicios de calderas Cuando el vapor es alimentado a una turbina de vapor sobrecalentado, o a un reformador, los tambores de vapor se deberían diseñar como sigue: Calderas recuperadoras de calor de desecho (Waste Heat Boilers) 1. Para calderas recuperadoras de calor de desecho del tipo de rehervidor tubo y carcaza, o marmitas (Kettle Reboiler) con presión del vapor inferiores a 4800 kPa man. (700 psig), se deberían usar tambores separadores verticales u horizontales con malla. a.

Para tambores separadores verticales, la malla y el espacio de vapor del tambor se dimensionan para 100% de la velocidad crítica a un caudal normal de flujo de vapor. La malla debería estar compuesta de dos capas de 150 mm (6 pulg) de espesor de un material de 160 kg/m3 (10 lb/pie3) en la capa superior y de 80 kg/m3 (5 lb/pie3) en la capa inferior.

b.

Para tambores horizontales, se prefiere una combinación de malla vertical y horizontal como se muestra en la Figura 4. Sin embargo, las áreas del espacio de vapor y de la malla se deberían basar en 100% de la velocidad crítica a flujo normal de vapor. La densidad de las mallas vertical y horizontal debería ser 80 kg/m3 (5 lb/pie3) y 160 kg/m3 (10 lb/pie3), respectivamente. Debido al potencial de formación de espuma del agua de la caldera, la distancia mínima permisible entre la parte inferior de la malla y el nivel de agua es 450 mm (18 pulg). Cuando estos criterios se satisfacen en la ausencia de espuma, el arrastre de líquido en el tope del tambor debería ser menor que 150–300 mg/kg (150–300 ppm en peso).

c.

Para ambos tambores separadores, el horizontal y el vertical, la velocidad máxima permisible en la tubería de entrada depende de la presión del vapor como se muestra a continuación:


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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ Presión del vapor

kPa man. 600 1200 2400 3600

Velocidad de mezcla en la tubería de entrada

psig 87 174 348 522

m/s 10 6.5 5.0 2.3

pie/s 33 21 16 8

2. Los tambores de vapor para cualquier otro tipo de caldera, por ejemplo, calderas de llama, o para otras condiciones de operación, es decir, generación de vapor a presiones superiores a los 4800 kPa man. (700 psig), debería diseñarlos el suplidor de las calderas. 4.8.7

Tambores de separación de agua Los tambores separadores de agua se instalan para remover los hidrocarburos líquidos y los vapores contaminantes, de los efluentes acuosos de las plantas. Esto permite descargar estos efluentes acuosos al desagüe sin ningún problema de seguridad. Las bases de diseño para estos tambores separadores se describe en las normas PDVSA–MDP–08–SD–01 “Sistemas de Disposición”. El espacio de vapor del tambor se debería dimensionar para no exceder el 100% de la velocidad crítica, basada en la cantidad más grande de vapor resultante de una sola contingencia.

4.8.8

Tambores de descarga (Blowdown Drums) El propósito principal de un tambor de descarga es separar las corrientes de fluido provenientes de la abertura de válvulas de seguridad y de drenajes de descargas, y convertirlos en corrientes líquidas y vapor que puedan ser enviadas con seguridad a los almacenamientos apropiados y a los sistemas de mechurrios. Los criterios para la selección y el diseño de tambores de descarga se presentan en las normas PDVSA–MDP–08–SD–01 “Sistemas de Disposición”.

4.8.9

Tambores de descarga de no–condensables Para servicios de gases no–condensables se recomienda el uso de un tambor separador horizontal sin malla, ya que no se permiten internos en estos tambores porque podrían taponar el sistema. La velocidad en el espacio de vapor no debería exceder el 100% de la velocidad crítica basada en la mayor descarga que emitirían las válvulas de seguridad como resultado de una sola contingencia. Los criterios adicionales de diseño para estos casos se presentan en las normas PDVSA–MDP–08–SD–01 “Sistemas de Disposición”.



4.8.10


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Tambores de descarga de condensables Los tambores de descarga de gases condensables se utilizan como un método de prevención de condensación de hidrocarburos en los sistemas de mechurrios, con la finalidad de reducir los requerimientos de capacidad de los mechurrios, o para prevenir la descarga de hidrocarburos condensables a la atmósfera. Para este tipo de servicio se recomienda un tambor separador vertical sin malla. La velocidad del espacio de vapor no debería exceder 100% de la velocidad crítica basada en la mayor descarga de las válvulas de seguridad como resultado de una sola contingencia. Ver normas PDVSA–MDP–08–SD–01 “Sistemas de Disposición”. El cabezal de la válvula de seguridad que contiene los hidrocarburos condensables entra al tambor lateralmente por encima del nivel del agua y termina en un codo de 90° que descarga el fluido por debajo del nivel del agua. También se colocan ranuras verticales equidistantemente espaciadas y con un área total equivalente a aquélla correspondiente a la tubería de entrada. La parte superior de las ranuras deberían sumergirse dentro del líquido, de manera tal que el volumen de agua localizado entre el nivel del agua y la parte superior de las ranuras sea igual al volumen de 3 m (10 pies) de tubería de entrada. Cuando por razones de proceso los tambores que operan a presión atmosférica deben ser continuamente ventilados al tambor de descarga, se coloca una boquilla de entrada adicional para la línea de ventilación. Esta es una boquilla simple (flush nozzle) localizada lateralmente en el tambor vertical, entre el tope del nivel de agua y la placa anti–vórtice del fondo. La velocidad del agua más allá de la placa de rebose del líquido no debería exceder 0.1 m/s (0.33 pie/s). La sección de pantallas deflectoras tipo discos y anillos se diseña de acuerdo con los principios presentados en la norma PDVSA–MDP (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, sección 3F).

4.8.11

Tambores separadores de alimentación para depuradores de MEA El arrastre de hidrocarburos en la alimentación gaseosa a los depuradores de MEA puede causar espuma, con el subsiguiente arrastre excesivo hacia el tope de los depuradores. En las refinerías se usa un tambor separador integral en el fondo de los depuradores de MEA, para retirar gran parte del arrastre de líquido debido a condensación que ocurre en la línea. Un diagrama esquemático de este tambor se presenta en la Figura 5. Este separador debería contener una malla en su espacio de vapor y la velocidad del gas en el tambor y en la malla debería ser el 100% de la velocidad crítica a un flujo normal de gas. En las plantas químicas (craqueadores con vapor), se usa un sobrecalentador en lugar de un tambor separador para prevenir condensación en el depurador.



4.8.12


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Separadores de alta presión Los separadores de alta presión, como por ejemplo, los separadores calientes de alta presión en las unidades de hidrodesulfurización, se diseñan para minimizar, tanto el arrastre de gas en la corriente de líquido, como el volumen de líquido retenido. Esto se justifica por las pérdidas económicas que acarrea el arrastre de gas y por el alto costo del tambor, respectivamente. Un tambor separador horizontal con una malla horizontal o una combinación de dos malla verticales y uno horizontal debería ser usado para servicios limpios (Ver Figura 4.). Cuando se deba reducir el arrastre de líquido a un valor igual a, o menor que 1 kilogramo de líquido por 100 kilogramos de gas (1 lb por cada 100 de lb de gas), no se puede usar una malla debido a la posibilidad de taponamiento por coque. La velocidad de la mezcla en la tubería de entrada no debería exceder 6 m/s (20 pies/s) a fin de prevenir la formación de gotas demasiado pequeñas. Además, el espacio de vapor se debería dimensionar para 100% de la velocidad crítica a flujo normal de gas, se debería instalar un distribuidor con ranuras en cada extremo del tambor, y el tambor debería tener una sola boquilla de salida. Los criterios de diseño para prevenir arrastre de gas en el flujo de la corriente de fondo de estos tambores se presentan en la Tabla 1 en “Separadores de Alta Presión”. Los siguientes criterios, los cuales dan un margen de permisibilidad para la formación potencial de espuma en líquidos, se recomiendan para el diseño de tambores separadores de plantas de tratamiento de residuos: Se debería usar un tambor separador horizontal con dos boquillas de entrada y una boquilla de salida. El área de espacio de vapor se debería dimensionar para 100% de velocidad crítica, a flujo normal de gas. Se debería prevenir el arrastre en la superficie del líquido, utilizando las ecuaciones apropiadas dadas en la sección 4.4.2. La velocidad máxima de la mezcla en la tubería de entrada debería ser de 5 m/s (16.4 pies/s). El tiempo mínimo de residencia del líquido, por debajo del nivel bajo de líquido, debería ser de dos minutos y la altura vertical mínima, por debajo del nivel bajo de líquido, debería ser de 450 mm (18 pulg). Se deberían suministrar equipos para la inyección de agentes antiespumantes en las alimentaciones a los tambores separadores. Se debería instalar en el tambor un visor para la observación de la altura y el nivel de la espuma.


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4.9


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Información complementaria en otros documentos técnicos de PDVSA Aún cuando el objetivo de los documentos que forman parte del MDP de tambores, es proveer la información necesaria para hacer diseño de procesos de tales equipos, normalmente esto no es suficiente para completar una especificación de procesos con miras al diseño mecánico y/o compra del equipo en cuestión. Es por eso que a continuación se presentará una lista de documentos técnicos de PDVSA, la cual ayudará a obtener información adicional para la completación de dicha especificación.

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ 5

Información Adicional

Fuente PDVSA

Presión y Temperatura de Diseño (Criterios a aplicar) Detalle de Mallas Separadoras de Gotas

(Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 2), MID–D–211 MID–10603.2.306

Detalle de Rompe–vórtices

MID–10603.2.308,

Detalle de deflector a la entrada

MID–10603.2.302

Selección de Materiales

(Pendiente), MID–D–211

Aislamiento térmico

MID–L–212

MID–10603.2.309


Procedimiento de diseño para tambores separadores horizontales Para refrescar conocimientos básicos, consultar PDVSA–MDP–03–S–01 (Tambores separadores: Principios básicos), en especial, las subsecciones 4.6.1, 4.6.2 y 5. Ver Figuras 3. y/o 4., para orientación y seguimiento de ciertas tolerancias de diseño, Figura 11. para identificación de áreas, alturas y niveles. (Ver nomenclatura en Sección 6). Paso 1.– Información mínima requerida. Ubicar la información mínima requerida según la siguiente tabla.

ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ Información Densidad Viscosidad Tensión Superficial Flujo (másico o volumétrico)

Vapor/gas X X

Líquido(s) X X X

X

X

General




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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ Presión de Operación Temperatura de Operación Material pegajoso? Arrastre de Sólidos? Variaciones fuertes en el flujo de vapor/gas? Variaciones fuertes en el flujo de líquido(s)?

X X X X X X

Paso 2.– Defina el tipo de servicio. De acuerdo a lo presentado en el aparte 4.1, identificar el tipo de servicio específico según lo presentado en la Tabla 1: si allí se localiza el equipo, se tienen todos los criterios necesarios para ejecutar el diseño. En caso que no sea así, consultar detalladamente la información contenida en este documento. Paso 3.– Definición de los criterios de diseño. Si el servicio se encuentra entre los listados en la Tabla 1, localice en la misma los criterios de diseño para el servicio en cuestión, los criterios adicionales de diseño, la configuración del tambor, el tiempo de residencia, el número de boquillas de entrada, la relación F24 L/D. En caso que no sea así, consultar detalladamente la información contenida en este documento y las secciones 4.6.1, 4.6.2 y 5 del PDVSA–MDP–03–S–01.

Paso 4.– Obtenga la distancia mínima permisible entre NBBL y el fondo del tambor. Se supone que el tambor tendrá un interruptor y/o alarma de nivel bajo–bajo. Si no es el caso, estaríamos hablando de hNBL. Esta distancia, hNBBL, se obtiene con la información del aparte 4.3.6. Paso 5.– Calcule la velocidad permisible del flujo de vapor. Usar la Ec. (11) (Ver aparte 4.2). Paso 6.– Calcule el área vertical requerida (Av), para el flujo de vapor por encima de NAAL. El área vertical para el flujo de vapor Av, por encima del NAAL, requerida para satisfacer los criterios de velocidad permisible, se calcula con la Ec. (12) (Ver aparte 4.2). Debe tomarse en cuenta que, si se tiene flujo dividido de la alimentación, el flujo volumétrico de gas a usar será la mitad de lo alimentado. Paso 7.– Dimensionamiento del tambor separador horizontal. El estimado del tamaño óptimo del tambor es un procedimiento de tanteo para tambores horizontales. Primero, se supone un tamaño de tambor, luego se verifica si el tambor es adecuado para el servicio. Este procedimiento se debería repetir hasta que se optimice el tamaño del tambor, ya que el objetivo es diseñar el tambor más pequeño adecuado para el servicio


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a.

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Calcular el volumen de retención entre el NAAL y el NBBL (Vr) a.1. El volumen de retención de operación de líquido, entre el NAL y el NBL, se obtiene multiplicando el flujo de alimentación líquida por el tiempo de retención (Ec (17)): V r1 + Q L x tr

Ec. (17)

a.2. El volumen de retención de líquido por tiempo de respuesta del operador al accionarse una alarma (sea de alta o sea de baja), entre el NAAL y el NAL (o entre NBBL y NBL), se obtiene multiplicando el flujo de alimentación líquida por el tiempo de respuesta supuesto, el cual es 5 min (300 s), desde NAL hasta NAAL, y 5 min más (300 s), desde NBL hasta NBBL (Ver Fig. 11.) (Ec (18)): V r2 + Q L x (600s)

Ec. (18)

En el caso que no se tengan Interruptores y/o alarmas de NBBL y NAAL, este volumen adicional es nulo. a.3. El volumen de retención máximo de líquido, (Vr), entre el NAAL y el NBBL, se obtiene sumando los dos volúmenes anteriores (Ec (19)): V r + V r1 x Vr2

Ec. (19)

Primer Tanteo b.

Asumir un valor inicial de la relación F24 Leff/D, donde Leff es la longitud efectiva de operación, es decir, la requerida para que el proceso de separación se cumpla, la cual varía según la presión de operación en los siguientes rangos. De acuerdo al criterio del diseñador, éste puede aproximar la longitud efectiva a la longitud tangente–tangente.

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ P < 250 psig 250 < P< 500 P > 500

1.5 < F24Leff/D < 3.0 3.0 < F24Leff/D <4.0 4.0 < F24Leff/D < 6.0

c.

Asumir un diámetro y a partir de la relación F24 Leff/D calcular la longitud.

d.

Calcule el área vertical entre el NBBL y el NAAL (ANBBL–NAAL). d.1. El área vertical entre el NBBL y el NAAL se obtiene dividiendo el volumen de retención (Vr) entre la longitud (Leff) (Ec (20)). A NBBL–NAAL + V rńLeff

Ec. (20)


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e.

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Calcule el área fraccional (A1*) de la sección transversal localizada entre el fondo del tambor y el NBBL(Afon–NBBL), a la altura del NBBL (hNBBL). e.1. El término “área fraccional” se usará genéricamente como la razón de una área transversal sobre el área transversal total del tambor horizontal. e.2. Para calcular el área fraccional de la sección transversal (A1*), se utiliza la Tabla 5 en donde con el valor de R1*= hNBBL/D se lee el valor correspondiente a A1*. e.3. (Nota: La Tabla 5 se usará para todos los cálculos subsiguientes del diámetro de tambor y del área de la sección transversal). e.4. El término “altura fraccional” se usará genéricamente como la razón de una altura sobre el diámetro del tambor horizontal.

f.

Calcule el área vertical entre el NBBL y el fondo del tambor (Afon–NBBL). Esta área se calcula multiplicando el área fraccional de la sección transversal A1* por el área del tambor (Ecs (21), (22)): A TAMB + pń4 x ǒDńF 24Ǔ

2

A fon–NBBL + A *1 x ATAMB g.

Ec. (21)

Ec. (22)

Calcule el área vertical disponible para el flujo de vapor. El área de sección transversal vertical disponible para este flujo, AVD, es (Ec (23)): A VD + A TAMB– ǒAfon–NBBL ) A NBBL–NAALǓ

h.

Ec. (23)

Comparar el valor obtenido del área requerida (Av) con el área disponible para el flujo de vapor (AVD ). Si Av es igual a AVD, el diámetro asumido en el paso 7b es correcto. Si AVD es significantemente mayor que Av, el tamaño de tambor que se supuso es demasiado grande para el servicio, y si AVD es significativamente menor que Av, el tamaño de tambor que se supuso es demasiado pequeño.

Siguientes Tanteos




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De acuerdo a lo expresado en el aparte h, se debe repetir el procedimiento desde 7b con un valor de diámetro mayor o menor según sea el caso, hasta encontrar el valor para el diámetro óptimo, cuando se obtenga tal diámetro, redondear al diámetro comercial, por arriba, más cercano. Al lograr esto, se obtendrá la longitud de operación o longitud efectiva del tambor (Leff). Paso 8.– Calcule el área vertical real de líquido entre NAAL y NBBL. El área vertical real se obtiene dividiendo el volumen de retención máximo (Vr) por la longitud efectiva del tambor (Leff) (Ec (24)): A NBBL–NAAL + V r ń Leff

Ec. (24)

Debe recordarse que Vr fue calculado en el paso 7. Paso 9.– Calcule el área vertical de líquido requerida entre el fondo del recipiente y NAAL (Afon–NAAL). Esta área se obtiene sumando el área vertical entre el NBBL y el fondo (Afon–NBBL) y el área vertical entre el NBBL y el NAAL (ANBBL–NAAL) (Ec (25)): A fon–NAAL + A fon–NBBL ) A NBBL–NAAL

Ec. (25)

además, se puede calcular el área fraccional correspondiente (A2*) (Ec (41)) A 2 * + A fon–NAAL ń A TAMB

Ec. (41)

Debe recordarse que Afon–NBBL fue calculado dentro de los tanteos realizados en el paso 7, y actualizado cuando se obtudo el diámetro correcto. Paso 10.– Calcule la distancia vertical entre el fondo del tambor y el NAAL (hfon – NAAL). La distancia vertical entre el fondo del tambor y el NAAL es (Ec (26)): h fon–NALL + R 2 * x D

Ec. (26)

Donde R2* se calcula a partir de la Tabla 5 con el valor de A2*, calculado en el paso 9. (Nota: si A2* es mayor que 0.5, la Tabla 5 deberá usarse de la siguiente manera: a. b. c.

Ejemplo:

Sea A’* = 1–A2* Leer en la Tabla 5, R’* como el valor correspondiente a A’* R2* = 1–R’*



d. e. f. g.


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A2* = 0.748 A’* = 1.–0.748 = 0.252 R’* = 0.3 R2* = 1–0.3 = 0.7)

Paso 11.– Calcule otras áreas y distancias verticales dentro del tambor. El área vertical entre el NBBL y NBL(ANBBL–NBL), corresponde al volumen de líquido de cinco minutos (300 s), de tiempo de residencia del líquido, dividido por Leff (Ec (46)): A NBBL–NBL + Q L x (300) ń Leff

Ec. (46)

El área vertical entre el NAAL y NAL(ANAAL–NAL), es igual a ANBBL–NBL (Ec (47)): A NAAL–NAL + A NBBL–NBL

Ec. (47)

El área vertical entre el NAL y NBL(ANAL–NBL), corresponde al volumen de operación (Vr1) del líquido (calculado por la ecuación (17), en el paso 7), dividido por Leff (Ec (48)): A NAAL–NBL + V r1 ń Leff

Ec. (48)

El área vertical entre el fondo y NBL(Afon–NBL), se obtiene por (Ec (49)): A fon–NBL + A fon–NBBL ) A NBBL–NBL

Ec. (49)

El área vertical entre el fondo y NAL(Afon–NAL), se obtiene por (Ec (50)): A fon–NAL + A fon–NBL ) A NAL–NBL

Ec. (50)

La distancia vertical entre el fondo del tambor y el NBL es (Ec (51)): h fon–NBL + R 3 * x D

Ec. (51)

Donde R3* se calcula a partir de la Tabla 5 con el valor de A3*= Afon–NBL / ATAMB.




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La distancia vertical entre el fondo del tambor y el NAL es (Ec (51)): h fon–NAL + R 4 * x D

Ec. (51)

Donde R4* se calcula a partir de la Tabla 5 con el valor de A4*= Afon–NAL / ATAMB. Paso 12.– Dimensionamiento de la boquilla de entrada. a.

Estimación del diámetro de la boquilla (dp)

Si no se tiene el diámetro de la tubería de entrada, y la aplicación exige tener flujo bifásico anular, de acuerdo a lo expresado en el aparte 4.5, seguir lo indicado en PDVSA–MDP–(Pendiente) (Consultar con MDP versión 1986, sección 14D), para obtener un diámetro que produzca flujo anular a la entrada del recipiente. En la especificación de proceso del recipiente, se deberá exigir que la tubería de entrada a este tambor tenga el diámetro aquí obtenido, en una distancia de al menos cinco diámetros de boquilla medidos desde la brida de la boquilla de entrada. Si no se tiene el diámetro de la tubería de entrada, y la aplicación no exige tener flujo bifásico anular, de acuerdo a lo expresado en el aparte 4.5, usar la tabla mostrada en dicho aparte para estimar el diámetro de la boquilla de entrada. b.

Calcule la velocidad real de la mezcla a la entrada Vs (en el caso que aún no se conozca) (Ec (27))

Vs +

c.

F 20 4 QM p d2p

Ec. (27)

Chequee el criterio de máxima velocidad en la boquilla, de acuerdo a lo presentado en el aparte 4.4, ecuaciones (2a) hasta (2f).

En caso que la boquilla seleccionada requiera de un distribuidor en “T” con ranuras, diseñe el distribuidor de acuerdo a lo presentado en el aparte 4.7.2 Paso 13.– Dimensionamiento de las boquillas de salida del gas y líquido. Usar las recomendaciones de la tabla presentada en el aparte 4.5 Paso 14.– Cálculo de la longitud tangente a tangente del tambor. Conociendo el tamaño de la(s) boquilla(s) de entrada y de salida de gas, se tiene que la longitud tangente a tangente del tambor (L) es la suma, en unidades consistentes, de Leff y todos los tamaños nominales de las boquillas de entrada y de salida de gas, más tolerancias mecánicas de construcción.


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Paso 15.– Diseño de la malla separadora de gotas. a.

Cálculo del área de la malla.

Si el caso bajo estudio pertenece a alguno de los servicios específicos presentados en la Tabla 1 (junto con las recomendaciones de los apartes 4.6.2 y 4.6.3), tomar de allí el valor de la velocidad permisible del vapor. Si este no es el caso, seguir las recomendaciones presentadas en los apartes 4.6.2 y 4.6.3. Conociendo el criterio a emplear, calcular la velocidad permisible de gas, VV,, como un porcentaje de la velocidad crítica. Luego, obtener el área requerida de malla con la Ec (28): A Malla + Q V ń VV b. c.

Seleccione el espesor y densidad de la malla, según los criterios de diseño ya seleccionados. Cálculo del ancho de la malla cuadrada (aMalla) (Ec (29)):

a Malla + F 25 ǒAMallaǓ d. e.

Ec. (28)

1ń2

Ec. (29)

Cálculo de la distancia mínima permisible ho entre el tope de la malla y la boquilla de salida del gas: usar la Ec.(5a), en el aparte 4.6.4 Calcule la distancia vertical disponible entre el fondo de la malla y NAAL (hMalla–NAAL) (Ec (30)):

h Malla–NAAL + D – ǒh fon–NAALǓ–ho–e Malla

Ec. (30)

Nota: el hMalla–NAAL mínimo requerido en de 300 mm (12 pulg), para prevenir un salpiqueo excesivo en la malla. f.

Verifique si el espacio de vapor es adecuado para montar una malla:

Calcule la distancia de la cuerda disponible para instalar la malla, usando la Tabla 5 o directamente por medio de la siguiente ecuación (Ec (31)):

ƪ

ǒ

Ǔ

h + D x sen cos –1 1– 2 x ǒD–h Malla–NAAL – h fon–NAAL Ǔ D

ƫ

Ec. (31)

Paso 16.– Especificación de rompe–vórtices. Siguiendo las recomendaciones del aparte 4.7.3, escoger el tipo de rompe–vórtice y anexar el estándar PDVSA aplicable.

5.2

Procedimiento de diseño para tambores separadores verticales Favor ver Figuras 2. y/o 7., para orientación y seguimiento de ciertas tolerancias de diseño, Figura 11. para identificación de áreas, alturas y niveles. (Ver nomenclatura en Sección 6).


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Paso 1.– Información mínima requerida. Ubicar la información mínima requerida según la siguiente tabla.

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ Información Densidad Viscosidad Tensión Superficial Flujo (másico o volumétrico)

Vapor/gas X X X

Líquido(s) X X X X

Presión de Operación Temperatura de Operación Material pegajoso? Arrastre de Sólidos? Variaciones fuertes en el flujo de vapor/gas? Variaciones fuertes en el flujo de líquido(s)?

General

X X X X X X

Paso 2.– Defina el tipo de servicio.

De acuerdo a lo presentado en el aparte 4.1, identificar el tipo de servicio específico según lo presentado en la Tabla 1: si allí se localiza el equipo, se tienen todos los criterios necesarios para ejecutar el diseño. En caso que no sea así, nconsultar detalladamente la información contenida en este documento. Paso 3.– Definición de los criterios de diseño. Si el servicio se encuentra entre los listados en la Tabla 1, localice en la misma los criterios de diseño para el servicio en cuestión, los criterios adicionales de diseño, la configuración del tambor, el tiempo de residencia, el número de boquillas de entrada, la relación L/D. En caso que no sea así, consultar detalladamente la información contenida en este documento y las secciones 4.6.1, 4.6.2 y 5. del PDVSA–MDP–03–S–01. Paso 4.– Calcule la altura mínima permisible entre NBBL y el fondo del tambor. Se supone que el tambor tendrá un interruptor y/o alarma de nivel bajo–bajo. si no es el caso, estaríamos hablando de hNBL. Esta distancia, hNBBL, se calcula con la información del aparte 4.3.6. Paso 5.– Calcule la velocidad permisible del flujo de vapor. Usar la Ec. (11) (Ver aparte 4.2). Paso 6.– Calcule el área transversal requerida (AV), para el flujo de vapor y el diámetro del recipiente. El área transversal para el flujo de vapor AV, requerida para satisfacer los criterios de velocidad permisible, se calcula con la Ec. (12) (Ver aparte 4.2).




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El diámetro se obtiene del valor de AV, (Ec (32)): DȀ + F 24

ǒ

Ǔ

4 x AV p

1ń2

Ec. (32)

y luego se redondea al diámetro comercial, por arriba, más cercano (D). En el caso que el tambor tenga una malla separadora de gotas, el diámetro (D’), aquí calculado, corresponde realmente al área libre para flujo de vapor/gas que tiene la malla. Como es bien sabido, la malla será soportada por un anillo que obstruye los bordes de la malla para efectos del flujo de vapor/gas. Por tanto, el diámetro del tambor con malla será el valor calculado más dos veces el ancho del anillo soporte, todo esto redondeado al tamaño comercial, por arriba, más cercano (D). Para información del ancho de dicho anillo de soporte, consultar PDVSA–MID–10603.2.306 (Separadores de malla metálica y soportes), p 4. Paso 7.– Calcule los volúmenes de operación y de emergencia. Si el caso analizado está descrito en la Tabla 1, seguir las indicaciones sobre el volumen de operación o tiempo de residencia; si no es el caso, seguir las recomendaciones del aparte 4.3.7. Si el tambor tiene NAAL y NBBL, usar 5 minutos de volumen de líquido entre NAL y NAAL, y 5 minutos más entre NBL y NBBL. El volumen de retención de operación de líquido, entre el NAL y el NBL, se obtiene multiplicando el flujo de alimentación líquida por el tiempo de retención (Ec (43)): V r1 + Q L x tr

Ec. (43)

El volumen de retención de líquido por tiempo de respuesta del operador al accionarse una alarma (sea de alta o sea de baja), entre el NAAL y el NBBL, se obtiene multiplicando el flujo de alimentación líquida por el tiempo de respuesta supuesto, el cual es 5 min (300 s), desde NAL hasta NAAL, y 5 min más (300 s), desde NBL hasta NBBL (Ver Fig.11.) (Ec (44)): V r2 + Q L x (600s)

Ec. (43)

En el caso que no se tengan interruptores y/o alarmas de NBBL y NAAL, este volumen adicional es nulo. El volumen de retención máximo de líquido, (Vr), entre el NAAL y el NBBL, se obtiene sumando los dos volúmenes anteriores (Ec (45)): V r + V r1 ) V r2

Ec. (45)




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JUN.95


Paso 8.– Calcule la altura de líquido entre NAAL y NBBL. Conocido Vr, la altura de líquido entre NAAL y NBBL (hNBBL – NAAL), es (Ec (33)):

ǒ

2

h NBBL–NAAL + V r ń p ǒDńF25Ǔ ń4

Ǔ

Ec. (33)

Paso 9.– Calcule la altura desde el fondo del tambor y el NAAL (hfon – NAAL). La distancia vertical entre el fondo del tambor y el NAAL es (Ec (34)): h fon–NAAL + h NBBL–NAAL ) h NBBL

Ec. (34)

Paso 10.– Fije la altura desde NAAL hasta la boquilla de entrada (hNAAL – boq). En el caso de tambores verticales con entrada tangencial (Ver Fig. 7.) (Ec (35)): h NAAL–boq + D ) 150mm (6”)

Ec. (35)

En el caso de tambores verticales sin entrada tangencial (Ver Fig. 2.) (Ec (36)): h NAAL–boq + d p

Ec. (36)

Ver paso siguiente para cálculo de dp. Paso 11.– Calcule la boquilla de entrada (dp). Si es un tambor vertical con entrada tangencial, usar la ecuación (3), del aparte 4.4, subsección 3, para calcular Vs: de aquí se obtendría el tamaño de la boquilla de entrada. Lo siguiente aplica solamente a tambores verticales sin entrada tangencial. a.

b.

Si no se tiene el diámetro de la tubería de entrada, y la aplicación exige tener flujo bifásico anular, de acuerdo a lo expresado en el aparte 4.5, seguir lo indicado en PDVSA–MDP–(Pendiente) (Consutar MDP versión 1986, sección 14D), para obtener un diámetro que produzca flujo anular a la entrada del recipiente. En la especificación de proceso del recipiente, se deberá exigir que la tubería de entrada a este tambor deberá tener el diámetro aquí obtenido, en una distancia de al menos cinco diámetros de boquilla medidos desde la brida de la boquilla de entrada. Si no se tiene el diámetro de la tubería de entrada, y la aplicación no exige tener flujo bifásico anular, de acuerdo a lo expresado en el aparte 4.5, usar la tabla mostrada en dicho aparte para estimar el diámetro de la boquilla de entrada.



c.


REVISION

FECHA

0

JUN.95


Calcule la velocidad real de la mezcla a la entrada Vs, (en el caso que aún no se conozca) (Ec (42)) Vs +

d.

Indice volumen


F 20 4 QM p d2p

Ec. (42)

Chequee el criterio de máxima velocidad en la boquilla, de acuerdo a lo presentado en el aparte 4.4, ecuaciones (2a) hasta (2f). En caso que la boquilla seleccionada requiera de un distribuidor en T con ranuras, diseñe el distribuidor de acuerdo a lo presentado en el aparte 4.7.2

Paso 12.– Calcule las boquillas de salida del gas y líquido. Usar las recomendaciones de la tabla presentada en el aparte 4.5 Paso 13.– Fije la altura desde la boquilla de entrada y la Malla ó la línea tangente superior ( hboq–Malla o hboq–tan ). Para el caso de tambores verticales con entrada tangencial horizontal, usar un mínimo de 1200 mm (aprox. 4 pies), entre la boquilla de entrada y la línea tangente superior ( hboq–tan ). Para el caso de tambores verticales sin entrada tangencial horizontal y sin malla, usar un mínimo de 920 mm (aprox. 3.0 pies), o 0.5 veces el diámetro del tambor (lo que sea mayor), entre la boquilla de entrada y la línea tangente superior ( hboq–tan ). Para el caso de tambores verticales sin entrada tangencial horizontal y con malla, usar un mínimo de 610 mm (aprox. 2 pies), o 0.5 veces el diámetro del tambor (lo que sea mayor), entre la boquilla de entrada y el fondo de la malla ( hboq–Malla ). Paso 14.– Diseño de la malla separadora de gotas. Esta parte no aplica para tambores separadores con boquilla tangencial: a.

Cálculo del área de la malla. En el paso 6 ya se calculó el área de flujo libre de la malla que, para todos los efectos, es el área de la malla

b.

Seleccione el espesor( eMalla ) y densidad de la malla, según los criterios de diseño ya seleccionados.

c.

Cálculo del diámetro de la malla redonda (DMalla): De acuerdo a lo mostrado en el paso 6(Ec (37)): D Malla + DȀ

Ec. (37)




Indice volumen


FECHA

0

JUN.95


Paso 15.– Cálculo de la distancia mínima permisible ho entre el tope de la malla y la línea tangente superior. Usar lo indicado en el aparte 4.6.4. Paso 16.– Cálculo de la altura efectiva de separación del tambor. Para el caso de tambores verticales sin entradas tangenciales horizontales y con malla, se tiene que la altura efectiva de separación del tambor (Leff) es (Ec (38)): L eff + ǒh fon–NAAL ) h NAAL–boq ) d p ) h Malla ) e Malla ) h oǓńF 24

Ec. (38)

Para el caso de tambores verticales sin entradas tangenciales horizontales y sin malla, se tiene que la altura efectiva de separación del tambor (Leff) es (Ec (39)): L eff + ǒh fon–NAAL ) h NAAL–boq ) d p ) h boq–tanǓńF 24

Ec. (39)

Para el caso de tambores verticales con entradas tangenciales horizontales, se tiene que la altura efectiva de separación del tambor (Leff) es (Ec (40)): L eff + ǒh fon–NAAL ) h NAAL–boq ) d p ) h boq–tanǓńF 24

Ec. (40)

Debe recordarse que la altura real del recipiente sumará a esta altura efectiva, todas las tolerancias de construcción necesarias. Paso 17.– Especificación de rompe–vórtices. Siguiendo las recomendaciones del aparte 4.7.3, escoger el tipo de rompe–vórtice y anexar el estándar PDVSA aplicable.


PDVSA


.Menú Principal

6


Indice manual

Indice volumen

REVISION

FECHA

0

JUN.95


ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ NOMENCLATURA

Afon–NBBL

=

AMALLA

=

ANAAL–NAL

=

ANAL–NBL

=

ANBBL–NAAL

=

ANBBL–NBL

=

ATAMB

=

AV

=

AVD

=

aran

=

D DMalla

=

d dh do dp

= = = =

eMalla

=

f

=

Area vertical entre el NBBL y el fondo del tambor, para tambores horizontales. Area requerida de malla separadora de gotas. Area vertical entre el NAAL y el NAL, para tambores horizontales. Area vertical entre el NAL y el NBL, para tambores horizontales. Area vertical entre el NBBL y el NAAL, para tambores horizontales. Area vertical entre el NBBL y NBL, para tambores horizontales. Area de sección transversal para tambores horizontales. Area de sección transversal para el flujo de vapor. Area Vertical Disponible para el Flujo de Vapor. Area de flujo de una ranura en el colector o distribuidor de gas. Diámetro del tambor. Diámetro de una malla circular, o lado más largo de una malla rectangular. Diámetro de la gota. Diámetro del orificio. Diámetro de la boquilla de salida. Diámetro de boquilla o tubo de entrada. Espesor de la malla separadora de gotas. Factor de disipación de la velocidad del chorro (jet). Como se muestra en la Figura 6., f es una función de la distancia X (la cual es la distancia entre la boquilla de entrada y la superficie de choque), y del diámetro de la boquilla de entrada dp.

En unidades SI


m2

pie2

m2

pie2

m2

pie2

m2

pie2

m2

pie2

m2

pie2

m2

pie2

m2

pie2

m2

pie2

mm2

pulg2

mm mm

pie pie

mm mm mm mm

pulg pulg pulg pulg

mm

pulg

Adimensional


PDVSA



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Indice volumen

REVISION

FECHA

0

JUN.95


ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ He

=

h

=

hboq–Malla

=

hboq–tan

=

hfon – NAL

=

hfon – NAAL

=

hfon – NBL

=

hMalla–NAAL

=

hNAAL – boq

=

hNBBL

=

hNBBL – NAAL ho

= =

L

=

Leff

=

LMalla

=

l

=

ldis

=

lran

=

Altura efectiva del ciclón. Esta es la distancia del tope de la boquilla de entrada a la superficie del líquido. Distancia del fondo entre la boquilla de entrada y el nivel alto alto del líquido (NAAL). Distancia entre la boquilla de entrada y el fondo de la malla. Distancia entre la boquilla de entrada y la línea tangente superior. Distancia vertical entre el fondo del tambor y el NAL. Distancia vertical entre el fondo del tambor y el NAAL. Distancia vertical entre el fondo del tambor y el NBL. Distancia vertical disponible entre el fondo de la malla y NAAL. Altura desde NAAL hasta la boquilla de entrada. Altura mínima desde el nivel bajo bajo de líquido hasta la boquilla de salida de líquido Altura de líquido entre NAAL y NBBL. Distancia mínima permisible entre tope de la malla y la boquilla de salida del gas (o al borde cercano de la ranura en los colectores de salida). Longitud tangente a tangente del tambor horizontal. longitud efectiva de operación, es decir, la requerida para que el proceso de separación se cumpla. Longitud del lado más largo de la malla rectangular. Cuerda disponible para instalar la malla a la salida de gas, en tambores horizontales. Longitud requerida del distribuidor en forma de “T” en la boquilla de entrada. Lado más largo de las ranuras rectangulares.

En unidades SI


mm

pie

mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg

mm mm

pulg pulg

m

pie

m

pie

mm

pie

mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg


PDVSA



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FECHA

0

JUN.95


ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ Nr

=

Ns

=

QL QM

= =

QV SMalla Sran

= = =

tr Vc VE

= = =

Vr

=

Vr1

=

Vr2

=

VS

=

VV

=

X

=

l

=

ρG

=

Número de filas de ranuras en el colector de gas. Número de ranuras por línea en el colector de gas o distribuidor. Flujo de descarga de líquido. Flujo de mezcla por boquilla de entrada. Flujo de descarga de vapor. Lado más corto de la malla rectangular. Lado más corto de la ranura rectangular. Tiempo de Retención de Operación Velocidad crítica. Velocidad máxima de mezcla a la salida de la boquilla de entrada, tal que no ocurra arrastre en la superficie del líquido. Volumen de retención máximo de líquido entre el NAAL y el NBBL. Volumen de retención de operación de líquido entre el NAL y el NBL. Volumen de retención de líquido por tiempo de respuesta del operador al accionarse una alarma. Velocidad superficial de la mezcla en la tubería de entrada. Velocidad de vapor permisible en el recipiente. Distancia desde la boquilla de entrada, hasta la superficie de choque (Ver Figura 6.). Para tambores verticales con boquillas de entrada simple, X es el diámetro del tambor. X es igual a h para tambores verticales con distribuidores ranurados (o con orificios), o codos de 90°. Fracción volumétrica de líquido alimentado al tambor. Densidad del vapor a condiciones de operación.

En unidades SI


m3/s m3/s

pie3/s pie3/s

m3/s mm mm

pie3/s pie pulg

s m/s m/s

s pie/s pie/s

m3

pie3

m3

pie3

m3

pie3

m/s

pie/s

m/s

pie/s

mm

pulg

Adimensional

kg/m3

lb/pie 3


PDVSA



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JUN.95

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ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ρL

=

ρM

=

s

=

m

=

Densidad del líquido a condiciones de operación. Densidad de la mezcla a condiciones de operación, promediada en volumen. Tensión superficial del líquido a condiciones de operación. Viscosidad del vapor a condiciones.

En unidades SI


kg/m3

lb/pie 3

kg/m3

lb/pie 3

mN/m

dinas/cm

mPa.s

cP

Factores que dependen de las unidades usadas En En unidades unidades SI inglesas

F2 F3 F4 F5 F6 F7 F8

= = = = = = =

F10 F11 F12 F13 F14 F15 F16 F17 F18 F20

= = = = = = = = = =

F21 F23 F24 F25

= = = =

Sub Sección 4.4.1, Ecs. (2a), (2c), (2d) Sub Sección 4.4.1, Ec.(2b) Sub Sección 4.4.1, Ec.(2e) Sub Sección 4.4.1, Ec.(2f) Sub Sección 4.4.1, Ec.(3) Sub Sección 4.4.1, Ec.(4) Sub Sección 4.4.1, Ec.(4), (5a), (5b), (5c) Sub Sección 4.4.1, Ec. (1) Sub Sección 4.4.1, Ec.(1) Sub Sección 4.4.1, Ec.(1a) Sub Sección 4.4.1, Ec.(1b) Sub Sección 4.4.1, Ec.(1c) Sub Sección 4.4.1, Ec.(2) Sub Sección 4.4.1, Ec.(3) Sub Sección 4.4.1, Ec.(6a) Sub Sección 4.4.1, Ec.(4) Sub sección 4.7.2, Ec.(15); Subsección 5.1, Ec (27); Subsección 5.2, Ec (42) Sub sección 4.2, Ec.(11) Sub sección 4.7.2, Ec.(16) Sub sección 5.1, 5.2 Sub sección 5.1, Ec.(29)

1.62x10 –4 1.1x10 –4 7.0x10 –5 3.05x10 –5 3720 3.009 1

5.3x10 –4 3.6x10 –4 2.3x10 –4 1.0x10 –4 2500 0.936 12

1.8x10 –4 655 0.545 5.62 172.3 0.001 100 100 1.77 106

5.9x10 –4 0.09 8.3x10 5 1.03x10 4 2.05x10 3 10.74 15 4 2.8 144

0.048 25 mm 1000 1000

0.157 1 plg 1 12



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APENDICE Tabla 1. Criterios de diseño tipicos para algunos servicios especificos Tabla 2. Datos de recipientes cilindricos Tabla 3. Tipos de boquillas de entrada recomendadas para algunos servicios especificos Tabla 4. Dimensiones de codos estandar de 90° para soldar en funcion del tamaño nominal de la tuberia Tabla 5. Longitudes de cuerdas y areas de las secciones circulares vs. alturas de la cuerda Figura 1. Capacidades de los tambores cilindricos Figura 2. Dimensiones tipicas de los tambores verticales Figura 3. Dimensiones tipicas de tambores horizontales Figura 4. Dimensiones de los tambores horizontales con Malla vertical y horizontal Figura 5. Tambor separador de la alimentacion del Depurador de MEA(1) Figura 6. Disipacion de la velocidad en chorros incidentes Figura 7. Tambores separadores verticales con entrada tangencial horizontal Figura 8. Recolector de gases Figura 9. Distribuidores de entrada en “T” Figura 10. Tipos y características de los rompe–vórtices Figura 11. Identificación de los niveles en un tambor separador bifásico


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TABLA 1. CRITERIOS DE DISEÑO TIPICOS PARA ALGUNOS SERVICIOS ESPECIFICOS

ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Parámetro de Diseño

Tambores de Alimentación de Líquidos, Tambores de Destilado

Tambores de Succión/Interetapas de Compresores

Separadores de Gas Combustible

Velocidad de vapor permisible % de Vc sin Malla

% de Vc con Malla(1)

Volumen de operación / Tiempo de Residencia

–

–

100–125(2)

100(2)

El mayor valor de:

1.

2.

3.

Posición normal del tambor

–

100–125(2)

Dimensiones mínimas de instrumento según PDVSA–MDP–(Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 12–C, Medida y Control de Nivel;

Requerimiento de retención para el control del proceso (normalmente, el volumen retenido de líquido en los niveles alto y bajo de líquido debería ser 2 minutos para productos que van a almacenamiento, 15 minutos para productos alimentando una torre subsiguiente o 5 minutos para productos a ser reciclados, tomando en todo caso el mayor valor).

Diez minutos de salida de líquido proveniente de la unidad productora mas grande localizada antes del compresor.(3)

Igual o mayor que el volumen equivalente a 15 m de flujo condensado en el cabezal adyacente de combustible.(3)

Para tambores separadores de interetapas, se deberían suministrar 10 minutos entre NAAL y un punto localizado a una distancia de un Diámetro de tubería, por debajo de la boquilla de entrada, basados en un caudal de producción máxima de condensado entre las etapas.

5 minutos al caudal de circulación total de aceite pobre(3), si el tambor está después de un absorbedor.

Cuando la succión proviene de los absorbedores, tome 5 minutos basados el caudal de circulación.

Para sistemas de refrigeración, use 5 minutos basados en el caudal de flujo normal de refrigerante a la unidad de enfriamiento más grande del sistema.(3)

Requerimientos de inventario para arranque, parada, reabastecimiento, etc. Horizontal

Vertical

Vertical

Tipo de boquilla de entrada

Codo de 90° o distribuidor en “T” con ranuras

Distribuidor en “T” con ranuras.

Distribuidor en “T” con ranuras.

Salida vapor

Boquilla simple

Boquilla simple

Boquilla simple

Salida líquido

Boquilla simple o extensión recta

Boquilla simple

Boquilla simple

Consideraciones especiales

Si hay requerimientos de decantación de agua, consultar PDVSA–MDP–03–S–05.

Ver 4.8.2

Ver 4.8.4 y 4.8.5 También ver PDVSA–MDP–08–S–01

Si el sistema alimenta un compresor o un sistema de gas combustible, se deberían suministrar 10 minutos adicionales de retención basado en el flujo del condensado entre NAAL y un punto 150 mm (6 pulg) del borde más bajo de la boquilla de entrada. El espacio de vapor en este caso se debería dimensionar de acuerdo con los criterios correspondientes a los tambores separadores para compresores.

Notas:

ata

(1) No se debería usar Malla en servicio sucio

(2) Para cada tipo específico de tambor, refiérase a 4.6.1, 4.6.2, 4.6.3 y 4.8.

(3) Medido entre la línea tangente del fondo del tambor y un punto localizado a una distancia equivalente a un Diámetro del tubo, por debajo de la boquilla de entrada.


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TABLA 1 CRITERIOS DE DISEÑO TIPICOS PARA ALGUNOS SERVICIOS ESPECIFICOS (Continuación)

ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Parámetro de Diseño

Tambores de Vapor

Tambores de Separación de Agua

Tambores de Descarga (Blowndown Drums) de no – Condensables

Velocidad de vapor permisible % de Vc sin Malla

% de Vc con Malla(1)

Volumen de operación / Tiempo de Residencia

–

100

100(2)

–

Un tercio del volumen del generador de vapor y su red de tuberías, ó 2 minutos basados en el caudal de alimentación de agua, tomando en todo caso el más grande de los dosvalores.

Si existe el riesgo de algún daño debido a la pérdida del nivel de agua, estipule una retención mayor, dependiendo del proceso. En diseños recientes se han suministrado alrededor de 5 a 10 minutos de retención basado en el flujo de alimentación de agua.


La retención por debajo del nivel bajo de líquido se basa en un flujo ascendiente de 20 mm/s (50 pulg/min), para vapores de hidrocarburos ascendiendo a través del agua. El estimado del flujo ascendiente se basa en la ecuación de flujo de asentamiento / ascenso dada en PDVSA–MDP–03–S–01.

Vertical u Horizontal

100 –

Ver PDVSA–MDP–08–SD–01

Horizontal

Horizontal


Un distribuidor en “T” con ranuras (tambor vertical). Dos distribuidores en “T” con ranuras o dos codos de 90° con flujo dividido (tambor horizontal)

Codo de 90°

Codo de 90°

Salida vapor

Boquilla simple

Boquilla simple

Boquilla simple

Salida líquido

Boquilla simple

Boquilla simple

Boquilla simple


Ver 4.8.6



Notas:

(1) No se debería usar Malla en servicio sucio

(2) Para cada tipo específico de tambor, refiérase a 4.6.1, 4.6.2, 4.6.3 y 4.8




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ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Parámetro de Diseño

Tambores de Descarga (Blowdown Drums) de condensables

Tambores Separadores para Alimentación a Depuradores de MEA

Separadores de Alta Presión

Velocidad de vapor permisible

% de Vc sin Malla % de Vc con Malla(1) Volumen de operación / Tiempo de Residencia

100 – La retención de agua en el reservorio del fondo debería ser suficiente para absorber el calor de una descarga máxima de 2 minutos, sin exceder 90°C (200°F).

– 100(2) Use el mayor valor de:

1.

Igual o mayor que el volumen equivalente a 15 m (50 pie) del líquido en la tubería

2.

100 100–125(2) Adecuado para una separación completa de burbujas de 220 µm , basado en las ecuaciones de flujo de asentamiento (ascenso) dadas en PDVSA–MDP–03–S–01.


Vertical

Una retención de diez minutos basados en la descarga combinada de líquidos provenientes de las unidades localizadas aguas arriba. Vertical


Codo de 90°

Distribuidor en “T” con ranuras

Distribuidor en “T” con ranuras (Flujo dividido)

Salida vapor

Boquilla simple

Boquilla simple

Boquilla simple

Salida líquido

Boquilla simple

Boquilla simple

Boquilla simple


Ver MDP de Transferencia de Calor por Contacto directo, y PDVSA–MDP–08–SD–01

Ver 4.8.11

Ver 4.8.12

Notas:

(1) No se debería usar Malla en servicio sucio (2) Para cada tipo específico de tambor, refiérase a 4.6.1, 4.6.2, 4.6.3 y 4.8

Altura mínima a nivel bajo de líquido = 450 mm (18 pulg).

Horizontal


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ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Parámetro de Diseño

Tambores alimentados por válvulas de seguridad solamente

Velocidad de vapor permisible

% de Vc sin Malla % de Vc con Malla(1) Volumen de operación / Tiempo de Residencia Posición normal del tambor

170 – La retención de líquido es gobernada por el proceso aguas arriba y cada caso debe ser evaluado. Vertical


Horizontal tangencial

Salida vapor

Boquilla simple

Salida líquido

Boquilla simple

Consideraciones especiales Notas:

Ver 4.4.3


PDVSA


.Menú Principal

Indice manual

Indice volumen


FECHA

0

JUN.95


ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ TABLA 2. DATOS DE RECIPIENTES CILINDRICOS

PARTE CILINDRICA DEL RECIPIENTE Area de Area de Volumen Superficie (2) Sección Transversal

TAPA ELIPSOIDAL 2:1(1) Area de Volumen Superficie

Diámetro del Tambor mm 300 400 500 600

m2 0,94 1,25 1,57 1,88

m2 0,071 0,126 0,196 0,283

m3 0,071 0,126 0,196 0,283

m2 0,098 0,173 0,271 0,390

m3 0,004 0,008 0,016 0,028

700 800 900 1000

2,19 2,51 2,827 3,14

0,385 0,503 0,636 0,785

0,385 0,503 0,636 0,785

0,531 0,694 0,878 1,08

0,045 0,067 0,095 0,131

1100 1200 1300 1400 1500

3,46 3,77 4,08 4,40 4,71

0,950 1,13 1,33 1,54 1,77

0,950 1,13 1,33 1,54 1,77

1,31 1,56 1,83 2,12 2,44

0,174 0,226 0,288 0,359 0,442

1600 1700 1800 1900 2000

5,03 5,34 5,65 5,97 6,28

2,01 2,27 2,54 2,84 3,14

2,01 2,27 2,54 2,84 3,14

2,78 3,13 3,51 3,91 4,33

0,536 0,643 0,763 0,898 1,05

2100 2200 2300 2400 2500

6,80 6,91 7,23 7,54 7,85

3,46 3,80 4,15 4,52 4,91

3,46 3,80 4,15 4,52 4,91

4,78 5,25 5,73 6,24 6,77

1,21 1,39 1,59 1,81 2,05

2600 2700 2800 2900 3000

8,17 8,48 8,80 9,11 9,42

5,31 5,73 6,16 6,61 7,07

5,31 5,73 6,16 6,61 7,07

7,33 7,90 8,50 9,12 9,76

2,30 2,58 2,87 3,19 3,53


PDVSA


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Indice manual

Indice volumen


FECHA

0

JUN.95


ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ TABLA 2. DATOS DE RECIPIENTES CILINDRICOS (Continuación) PARTE CILINDRICA DEL RECIPIENTE Area de Area de Volumen Superficie (2) Sección Transversal

Diámetro del Tambor mm

TAPA ELIPSOIDAL 2:1(1) Area de Volumen Superficie

m2

m2

m3

m2

m3

3200 3400 3600 3800 4000

10,05 10,68 11,31 11,94 12,56

8,04 9,08 10,18 11,34 12,56

8,04 9,08 10,18 11,34 12,56

11,10 12,53 14,05 15,65 17,34

4,29 5,14 6,11 7,18 8,38

4200 4400 4600 4800 5000

13,19 13,82 14,45 15,08 15,71

13,85 15,21 16,62 18,10 19,63

13,85 15,21 16,62 18,10 19,63

19,12 20,99 22,94 24,98 27,10

9,70 11,15 12,74 14,48 16,36

5200 5400 5600 5800 6000

16,34 16,96 17,59 18,22 18,85

21,24 22,90 24,63 26,42 28,27

21,24 22,90 24,63 26,42 28,27

29,31 31,61 34,00 36,47 39,02

18,41 20,61 22,99 25,54 28,27

6200 6400 6600 6800 7000

19,48 20,11 20,73 21,36 21,99

30,19 32,17 34,21 36,32 38,48

30,19 32,17 34,21 36,32 38,48

41,67 44,40 47,22 50,12 53,11

31,20 34,31 37,63 41,16 44,90

40,72 43,01 45,36 47,78 50,27 lado recto

40,72 43,01 45,36 47,78 50,27

56,19 59,36 62,61 65,95 89,38

48,86 53,04 57,46 62,12 67,02

7200 7400 7600 7800 8000 1. Cada tapa

22,62 23,25 23,88 24,50 25,13 2. Por metro de




Indice volumen


FECHA

0

JUN.95


TABLA 3. TIPOS DE INTERNOS DE ENTRADA RECOMENDADOS PARA ALGUNOS SERVICIOS ESPECIFICOS

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ TIPO DE TAMBOR SEPARADOR

Vertical

APLICACION

TIPO DE INTERNO DE ENTRADA

Todos los tambores con Malla

Distribuidor “T” con ranuras

Tambores sin Malla, siempre

Boquilla simple de entrada

y cuando el régimen de flujo en la boquilla de entrada no sea flujo tapón ni de burbuja

Cuando el régimen de flujo en

Distribuidor “T” con ranuras

la boquilla de entrada es flujo tapón o burbuja

Para un tambor alimentado

solamente durante el alivio de válvulas de seguridad

Horizontal

Boquillas horizontales tangenciales

Tambores con Malla

Un distribuidor “T” con ranuras o un codo de 90° a cada extremo del tambor. Estas entradas deberían apuntar hacia la tapa más cercana

Tambores sin Malla

Distribuidor (es) con ranuras o codo (s) de 90° apuntando hacia la tapa más cercana


PDVSA

PDVSA PD–SEC.5A

SEPARADORES LIQUIDO–VAPOR TAMBORES SEPARADORES LIQUIDO – VAPOR PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO

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REVISION

FECHA

0

MAR.81


TABLA 4. DIMENSIONES DE CODOS ESTANDAR DE 90° PARA SOLDAR EN FUNCION DEL TAMAÑO NOMINAL DE LA

DISTANCIA DEL CENTRO AL EXTREMO

TUBERIA

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ Á ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ TAMAÑO NOMINAL DE LA TUBERIA

DISTANCIA DEL CENTRO AL EXTREMO, mm

CODOS DE RADIO LARGO mm pulg 38 1 1/2 57 2 1/4 76 3 95 3 3/4 114 4 1/2

CODOS DE RADIO CORTO mm pulg 25 1 38 1 1/2 51 2 64 2 1/2 76 3

mm 25 40 50 65 80

pulg 1 1 1/2 2 2 1/2 3

90 100 125 150 200

3 1/2 4 5 6 8

133 152 191 229 305

5 1/4 6 7 1/2 9 12

89 102 127 152 203

3 1/2 4 5 6 8

250 300 350 400

10 12 14 16

381 457 533 610

15 18 21 24

254 305 356 406

10 12 14 16

450 500 550 600

18 20 22 24

686 762 838 914

27 30 33 36

457 508 559 610

18 20 22 24




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FECHA

0

JUN.95


TABLA 5. LONGITUDES DE CUERDAS Y AREAS DE LAS SECCIONES CIRCULARES VS. ALTURAS DE LA CUERDA

SEGMENTO

ǒ

Ǔ

Long. de la cuerda R * + Altura de la cuerda + h L* + + l + Sen q + Sen Cos–1 1– 2 h 2 Diámetro D Diámetro D D 2 Asegmento r (q–Senq) A*+ + + q–Senq ; q + 2 Cos –1 1– 2 h , q en Radianes 2 p r2 2p ACirculo D

ƪ

ǒ

Ǔƫ




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Fig 1. CAPACIDADES DE TAMBORES CILINDRICOS


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0

JUN.95



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JUN.95


Fig 2. DIMENSIONES TIPICAS DE TAMBORES VERTICALES do

SIN MALLA

CON MALLA

0.15 D

( h boq–tan

400 mm o 16 pulg. min.

)

150 mm(6 pulg.)

(7) 0.5 D

(

610 mm o 24 pulg. min.

)

dp

dp NAAL (1) NAL VER TABLA 1

NBL

(1)

NBBL

(5)

D (2)




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JUN.95


NOTAS: 1. Si aplica: cinco minutos de flujo de líquido entre NAAL y NAL (igual para NBBL y NBL). Si no aplica, sólo hay NAL y NBL. 2. El % recomendado de Vc se presenta en la Tabla 1 y en 4.6.1. 3. El tipo de boquilla de entrada depende del servicio, ver Tablas 1 y 3. 4. La distancia mínima del fondo de la boquilla de entrada al NAAL debería ser adecuada para prevenir o minimizar el arrastre en la superficie del líquido (Ver 4.4.1 ). 5. La distancia mínima entre el nivel bajo bajo del líquido y la boquilla de salida del líquido se presenta en 4.3.6 6. La distancia mínima entre el tope de una boquilla de entrada y la línea tangente del tope del tambor debe ser de 900 mm (36 pulg.). 7. Ver 5.2, paso 13.


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JUN.95

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Indice norma

BOQUILLA DE ROMPE VORTICE (7)

(2)

VER TABLA 1

(2) D

TIPO REJILLA

(6”)

(1)

(8)

(4)

MIN.

(5)

BOQUILLA DE ENTRADA

≥ 150 mm

(6)

L

SALIDA DEL LIQUIDO

NBBL

NBL

NAL

(12”)

≥ 300 mm

MALLA

BOQUILLA DE SALIDA DEL VAPOR

NAAL

(8)

BOQUILLA DE ENTRADA

Fig 3. DIMENSIONES TIPICAS DE TAMBORES HORIZONTALES


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JUN.95


NOTAS: 1. Los % recomendados de Vc se presentan en la Tabla 1, en 4.6.2, 4.6.3, y 4.8. El espacio de vapor mínimo debería ser dimensionado para 300 mm (12 pulg.) o el 20% del diámetro del tambor, escogiendo en todo caso el mayor de los dos. 2. Si aplica: cinco minutos de flujo de líquido entre NAAL y NAL (igual para NBBL y NBL). Si no aplica, sólo hay NAL y NBL. 3. Si existe drenaje de agua, consultar PDVSA–MDP–03–S–05. 4. Refiérase a la Tabla 3 y a 4.6.2, 4.6.3, y 4.8 para tambores separadores horizontales con y sin Malla horizontal; para la sección de la boquilla de entrada. Se pueden usar una o dos boquillas para los tambores sin Malla. Los criterios de diseño para las boquillas de entrada se presentan en 4.4.2 5. La distancia mínima entre la Malla y la boquilla de salida del gas se presenta en 4.6.4 6. La distancia mínima entre el nivel bajo bajo del líquido y la boquilla de salida del líquido se presenta en 4.3.6. 7. Se deberían instalar placas de choque, de frente a las boquillas de entrada, tipo codo de 90°, para proteger la pared del tambor. Las dimensiones recomendadas para tales placas son:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ DIAMETRO DE LA BOQUILLA

Hasta 100 mm (4 pulg.) 150 mm (6 pulg.)

DIAMETRO DE LA PLACA

El doble del diámetro de la boquilla 1.5 veces el diámetro de la boquilla


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JUN.95


NBBL

NAL

NBL

150 mm (6”) min.

(6”)

≥ 150 mm

D

(7)

(2)

(2)

(8)

(4)

MIN.

BOQUILLA DE ENTRADA

TIPO REJILLA

(1)

ROMPE VORTICE

(6)

(1)

L

SALIDA DEL LIQUIDO

BOQUILLA DE

(12”)

≥ 300 mm

MALLA


(5)

NAAL

BOQUILLA DE ENTRADA

(8)

Fig 4. DIMENSIONES DE TAMBORES HORIZONTALES CON MALLA VERTICAL Y HORIZONTAL


PDVSA


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JUN.95


NOTAS: 1. Las áreas de las Mallas vertical y horizontal para el flujo de vapor se deberían dimensionar para 125% de la velocidad crítica al caudal de flujo de diseño. El espacio de vapor mínimo se debería dimensionar para 300 mm (12 pulg.) o el 20% del diámetro del tambor, escogiendose siempre el valor mayor. 2. Si aplica: cinco minutos de flujo de líquido entre NAAL y NAL (igual para NBBL y NBL). Si no aplica, sólo hay NAL y NBL.. 3. Si existe drenaje de agua, consultar PDVSA–MDP–03–S–05. 4. La distancia mínima considerando refuerzo y requerimientos de fabricación están dados en PDVSA–MID–10603.1.101 y 10603.2.002. 5. La boquilla de entrada debería consistir de un distribuidor con ranuras o de un codo de 90° en cada extremo del tambor. Los criterios de diseño de la boquilla de entrada se presentan en 4.4.2, 4.6.2 y 4.6.3 6. La distancia mínima entre la Malla y la boquilla de salida del gas se presenta en 4.6.4. 7. La distancia mínima entre el nivel bajo bajo del líquido y la boquilla de salida del líquido se presenta en 4.3.6. 8. Se debería instalar placas de choque frente a las boquillas de entrada, tipo codo de 90°, para proteger la pared del tambor. Las siguientes son las dimensiones recomendadas para tales placas


Hasta 100 mm (4 pulg.) 150 mm (6 pulg.) o más




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JUN.95

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Fig 5. TAMBOR SEPARADOR DE LA ALIMENTACION DEL DEPURADOR DE MEA(1)

PLATO 1

DEPURADOR

PLATO DE CHIMENEA

SALIDA DE MEA ENRIQUECIDA ho

TAMBOR SEPARADOR

do

450 mm. (18”)

ENTRADA DE GAS

D MALLA

MALLA DE 150 mm. (6”)

NAL

DISTRIBUIDOR CON RANURAS (3)

NBL

ROMPE VORTICE TIPO REJILLA HIDROCARBUROS




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JUN.95


NOTAS: 1. Los criterios de diseño restantes se presentan en la Tabla 1, en la Figura 2. y en 4.8.11. 2. Ver 4.6.4. 3. Ver Figura 9. para detalles del distribuidor; además, consultar 4.7.2.




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JUN.95


Fig 6. DISIPACION DE LA VELOCIDAD EN CHORROS INCIDENTES


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Fig 7. TAMBORES SEPARADORES VERTICALES CON ENTRADA TANGENCIAL HORIZONTAL (1)

2 do

do ANILLO ANULAR DE 50 mm (2”)


FALDA PARA MINIMIZAR EL ARRASTRE CAUSADO POR DESLIZAMIENTO DE LIQUIDO EN LA PARED EXTERNA DEL TUBO

75 mm (3”) 1200 mm (4’)

BOQUILLA TANGENCIAL DE ENTRADA PLACA DEFLECTORA SOLIDA CIRCULAR (LA MAS PREFERIDA) O PLACA DE PARRILLA SUMERGIDA (2)

D D 50 mm (2”)

NAAL 150 mm (6”)

NBBL (3)

ROMPE VORTICE TIPO REJILLA

BOQUILLA DE SALIDA DEL LIQUIDO




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JUN.95


NOTAS: 1. Los criterios adicionales de diseño se presentan en 4.4.3. 2. Se recomienda una fila circular de placas de parrilla sumergida. El diámetro de la fila es igual al diámetro del tambor menos 100 mm (4 pulg.) el espaciado de la parrilla y el espesor de la fila se muestran en la Figura 10. 3. La colocación del NBBL se determina por la altura mínima requerida para prevenir arrastre de aire (Ver 4.3.6). Sin embargo, en ningún caso el NBBL debe estar debajo de la línea tangente del fondo.


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Fig 8. RECOLECTOR DE GASES BOQUILLA DE SALIDA DEL GAS

TOPE DEL TAMBOR

CADA RAMAL DEL COLECTOR DEBE TENER DOS FILAS DE RANURAS IGUALMENTE ESPACIADAS

≥ 50 mm (2”)

MIN

l ran

EXTREMO CERRADO

S ran

MIN

MIN

PERFORAR UN ORIFICIO DE DRENAJE DE 15 mm. (1/2”) f EN CADA EXTREMO DEL COLECTOR

ho

MALLA L MALLA

BOQUILLA DE SALIDA DEL GAS

≥ 25 mm (1”)

30°

30°min.

PARED DEL TAMBOR

ho

2 ORIFICIOS DE DRENAJE

PLACA SOLIDA VERTICAL DE SOPORTE LOCALIZADA EN LOS 4 LADOS DE LA MALLA

S MALLA

ANGULO DE ROCIADO (ESPACIO OCUPADO POR RANURAS)

30 °

dp

25 mm

(1”)

25 mm

15 mm (1”)

(.6”)

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(1”)

(1”)


25 mm

25 mm

(1”)

dp 25 mm

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30 °

DISTRIBUIDOR DE ENTRADA EN ”T”

EN SEPARADOR HORIZONTAL

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(1)

EN SEPARADOR VERTICAL

PDVSA

ANGULO DE ROCIADO

BOQUILLA DE ENTRADA

ANGULO DE ROCIADO

BOQUILLA DE ENTRADA

MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO PDVSA MDP–03–S–03

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0 JUN.95

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Fig 9. DISTRIBUIDORES DE ENTRADA EN “T”


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JUN.95


NOTAS: 1. El ángulo de rociado es el mismo, tanto para el distribuidor de un tambor vertical, como para un horizontal: lo que cambia es la dirección del chorro. 2. Se debería instalar placas de choque frente a los distribuidores en “T”, para proteger la pared del tambor. Las siguientes son las dimensiones recomendadas para tales placas:


Hasta 100 mm (4 pulg.) 150 mm (6 pulg.) o más



DIAM. ORIFICIO 130 mm. MIN.

PLANCHA TIPICA ROMPE–VORTICE(1)

DIAMETRO DE BOQUILLA

ROMPE–VORTICE TIPO REJILLA(2)

SECCION B–B

dl

50 mm.

PARED DEL RECIPIENTE (CABEZAL DE FONDO)

Indice volumen

E INFERIOR

LAS REJILLAS SUPERIOR

RESPECTO A LAS DE

ROTADAS A 90 ° CON

BARRAS DE SOPORTE

REJILLA CENTRAL CON

50 mm.

50 mm.

INTERCONECTADAS BARRAS TRANSVERSALES A CADA 50 mm.

SEPARADAS 25 mm. ENTRE EJES E

FORMADA POR BARRAS PLANAS DE 25 x 6,


SECCION A–A

DIAMETRO DE BOQUILLA DE SALIDA DE LIQUIDO

dl+50mm.

”A” CUADRADO (3)

PLANTA

REJILLA SOLDADA DE 3 CAPAS,

Indice manual

dl

(230 mm.) MIN.

dl+150 mm.

5 dl (250 mm. MIN.)

B

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PARED DEL RECIPIENTE (CABEZAL DE FONDO)

B

DEL RECIPIENTE

CIRCUNFERENCIA

PDVSA

PLANTA

A

BOQUILLA (DESCARGA UNICA) O CIRCULO ENVOLVENTE (DESCARGA MULTIPLE)


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Página 68

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Fig 10. TIPOS Y CARACTERISTICAS DE LOS ROMPE–VORTICES




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FECHA

0

JUN.95


NOTAS: 1. Ver PDVSA–MID–10603.2.308 para más detalles. 2. Ver PDVSA–MID–10603.2.309 para más detalles. 3. Para el caso de descarga única, A=3D; para el caso de descarga múltiple, A=D1+2D2, 4. D1: diámetro del círculo envolvente de todas las descargas. 5. D2: diámetro de la boquilla mayor. La rejilla se centrrá en el circulo envolvente.

SEPARADOR VERTICAL

(3)

BOQUILLA SALIDA

EN TAMBORES HORIZONTALES

A: AREA DE SECCION TRANSVERSAL

(1)

(2)

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ROMPE VORTICE

FONDO

BOQUILLA NIVEL

(INTERRUPTOR Y/O ALARMA)

VOLUMEN DE EMERGENCIA

(ALARMA)


SEPARADOR HORIZONTAL

A FON–NBL

NBBL (LLLL)

NBL (LLL)

(4)

VOLUMEN DE OPERACION

Indice manual

A NBBL–NBL

ANAL–NBL

(ALARMA)

(2)

VOLUMEN DE EMERGENCIA


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NAL (HLL)

NAAL (HHLL)

PDVSA

A NAAL–NAL

AV


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Página 70

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Fig 11. IDENTIFICACION DE LOS NIVELES EN UN TAMBOR SEPARADOR BIFASICO




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FECHA

0

JUN.95


NOTAS: 1. Para el cálculo de esta distancia, ver 4.3.6 2. Si aplica: cinco minutos de flujo de líquido entre NAAL y NAL (igual para NBBL y NBL). Si no aplica, sólo hay NAL y NBL. 3. Ver 4.7.3 4. Ver 4.3.2, y 4.3.3


PDVSA N°

MDP–03–S–04

0

FEB.96

REV.

FECHA

APROB.

PDVSA, 1983

TITULO

SEPARADORES LIQUIDO–LIQUIDO


PAG. REV. APROB.

APROB. APROB. FECHA

ESPECIALISTAS



SEPARACION FISICA TAMBORES SEPARADORES TAMBORES SEPARADORES LIQUIDO LIQUIDO Indice manual

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0

FEB.96


Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2


3

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6 4.7 4.8 4.9 4.10 4.11

Consideraciones generales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Velocidades de flotación y decantación . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tamaño de gota de líquido a separar . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Coalescencia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Niveles/tiempos de residencia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Botas decantadoras y “sombreros” de separación de livianos . . . . . . . . . Evaluación de la capacidad de separación líquido–líquido . . . . . . . . . . . . Boquillas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Internos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consideraciones adicionales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Información complementaria en otros documentos técnicos de PDVSA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 5 6 7 8 12 13 17 17 19


20

5.1 5.2 5.3

19

Procedimiento de diseño para tambores horizontales con bota decantadora . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 20 Procedimiento de diseño para tambores horizontales con “sombrero” separador de líquido liviano (PENDIENTE) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24 Procedimiento de diseño para tambores horizontales con los dos fluidos en el cuerpo cilíndrico . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24

6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

30

7 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

32

Figura 1 Figura 2 Figura 3 Figura 4

Tambores separadores líquido líquido con bota decantadora . . . . Tambores separadores líquido líquido con sombrero separador de líquido liviano . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tambores separadores líquido líquido con dos fases en el cuerpo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Deflector en la boquilla de salida de líquido liviano . . . . . . . . . . . . .

33 34 35 36


PDVSA

SEPARACION FISICA TAMBORES SEPARADORES TAMBORES SEPARADORES LIQUIDO LIQUIDO

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1

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0

FEB.96


OBJETIVO Entregar suficiente información para el diseño de procesos completo de Tambores Separadores liquido–líquido cilíndricos (decantadores) horizontales. El tema “Tambores separadores”, dentro del area de “Separación Física”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA–MDP– Descripción de Documento 03–S–01 Tambores separadores: principios básicos 03–S–03 Tambores separadores, procedimientos de diseño: separadores líquido–vapor 03–S–04 Tambores separadores, procedimientos de diseño: separadores líquido–líquido (Este documento) 03–S–05 Tambores separadores, procedimientos de diseño: separadores líquido–líquido–vapor Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Tambores Separadores”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, son una actualización de la Práctica de Diseño “TAMBORES”, presentada en la versión de Junio de 1986 del MDP (Sección 5).

2

ALCANCE Se cubrirá el cálculo de proceso de tambores separadores líquido–líquido horizontales (decantadores), principalmente para operaciones de Refinación en la IPPCN, incluyendo el diseño/especificación de boquillas de proceso e internos necesarios para una operación confiable del equipo con respecto a la instalación donde está presente. Esto considera que las dos fases líquidas son, para todos los efectos prácticos, inmiscibles. Para separadores que incluyan una fase vapor adicional, consultar PDVSA–MDP–03–S–05.

3

REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso (versión 1986) Vol II, Sección 5 “Tambores” Vol VII y VIII, Sección 12 “Instrumentación” Vol VIII y IX, Sección 15 “Seguridad en el diseño de plantas” Manual de Ingeniería de Diseño PDVSA–MID–10603.2.308 “Plancha típica rompe–vórtice” PDVSA–MID–10603.2.309 “Rompe vórtice–tipo rejilla”




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0

FEB.96


Otras Referencias Abernathy, MW., “Design Horizontal Gravity Settlers”, Hydrocarbon Processing, Sep. 1977 pp 199 – 202. Arnold, K., y Stewart M., Surface Production Operations (Vol 1.): Design of Oil–Handling Systems and Facilities, 1st Edition, Gulf Publishing Co., 1991.

4

CONSIDERACIONES DE DISEÑO La discusión estará centrada en tambores separadores líquido–líquido, que operan, generalmente, “empacados en líquido” (“liquid full” o “liquid packed”), es decir, con suficiente presión para suprimir cualquier vaporización. Sin embargo, se incluyen en los procedimientos de diseño, tambores separadores líquido–líquido, con un pequeño espacio vacío para venteo de gases y/o atmósferas inertes.

4.1

Consideraciones generales Dos tipos principales de separadores líquido–líquido serán estudiados en estos procedimientos de diseño:

4.1.1

Tambores horizontales con bota decantadora (Ver Figura 1) Se usan cuando la cantidad de fase líquida pesada a contener por el separador es bastante pequeña (muy poco tiempo de residencia y/o muy bajos flujos de fase líquida pesada). En este tipo de separadores, el criterio primordial de diseño es que la fase líquida liviana esté libre de gotas de líquido pesado. Cuando se inicia el diseño de un separador líquido–líquido, son los primeros a tratar de diseñar, ya que ahorran costos al no poner en el cilindro principal el volumen del líquido pesado, ahorrando diámetro (y longitud también), en el cuerpo principal del recipiente, teniendo un costo extra por tener la bota decantadora, pero este costo es menor que si se tuviera la fase líquida pesada dentro del cuerpo principal del separador. En estos equipos, existe un control de nivel de interfase líquido–líquido en la bota decantadora. El volumen de operación y de emergencia para la fase líquida liviana está contenido en el cuerpo principal del separador. El volumen de operación (en estos casos, casi nunca se tiene volumen de emergencia), para el líquido pesado, lo contiene la bota decantadora. Tambores horizontales con “sombrero” separador de líquido liviano (Ver Figura 2) Se consideran del mismo tipo que los tambores con bota, pero la “bota” está arriba del recipiente, como un “sombrero”. Se usan cuando la cantidad de fase líquida liviana a contener por el separador es bastante pequeña (muy poco tiempo de residencia y/o muy bajos flujos de fase líquida liviana).




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FEB.96


En este tipo de separadores, el criterio primordial de diseño es que la fase líquida pesada esté libre de gotas de líquido liviano. Cuando se inicia el diseño de un separador líquido–líquido, son los primeros a tratar de diseñar, ya que ahorran costos al no poner en el cilindro principal el volumen del líquido liviano, ahorrando diámetro (y longitud también), en el cuerpo principal del recipiente, teniendo un costo extra por tener el “sombrero” separador, pero este costo es menor que si se tuviera la fase líquida liviana dentro del cuerpo principal del separador. En estos equipos, existe un control de nivel de interfase líquido–líquido en el “sombrero” separador. El volumen de operación y de emergencia para la fase líquida pesada está contenido en el cuerpo principal del separador. El volumen de operación (en estos casos, casi nunca se tiene volumen de emergencia), para el líquido liviano, lo contiene el “sombrero” separador. 4.1.2

Tambores horizontales con las dos fases líquidas dentro del cuerpo cilíndrico (Ver Figura 3) Cuando la cantidad de fase líquida pesada (o liviana, según sea el caso), a retener es tal que no puede tenerse en una bota decantadora, ya que ésta sería más grande que lo que las buenas prácticas de construcción mecánica permitirían, la siguiente alternativa a escoger es un separador con las dos fases líquidas dentro del cuerpo cilíndrico. Esta alternativa es más costosa que la anterior, ya que el tener la fase líquida pesada (o liviana, según sea el caso), también dentro del cuerpo, aumenta el diámetro del recipiente, haciéndolo más pesado y más costoso. En este tipo de separadores, se busca que la fase líquida liviana esté limpia de gotas de líquido pesado, pero también que la fase pesada esté relativamente limpia del líquido liviano: esto implica que los volúmenes de líquido liviano por encima de NNI (o de NAI, o de NAAI, según sea el caso), y de líquido pesado por debajo de NNI (o de NBI, o de NBBI, según sea el caso), son los que están disponibles para separación de las fases dispersas respectivas. En estos equipos, se tiene control de interfase líquido–líquido, dentro del mismo cuerpo cilíndrico. Obviamente, el volumen de operación para las fases líquidas liviana y pesada está contenido en el cuerpo principal del separador.



4.2



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FEB.96

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Velocidades de flotación y decantación

4.2.1

Velocidad de decantación y de flotación De acuerdo a la literatura, el proceso de decantación (o de flotación, según sea el caso), de gotas líquidas dispersas en una fase líquida continua, puede describirse por tres mecanismos diferentes, de acuerdo al rango de número de Reynolds de gota en el cual se esté operando:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Rango del No. de Reynolds <2 2, 500 > 500

Ley o mecanismo de decantación Stokes Intermedia Newton

Sin embargo, para efectos de diseño, se ha impuesto un límite superior a la velocidad de decantación (flotación) que se pueda usar para diseñar un equipo que tenga alguna forma de decantación (flotación) líquido–líquido: dicha velocidad máxima es de 4.2 mm/s o 10 pulg/min (4.2 x 10–3 m/s o 1.39 x 10–2 pie/s): esta restricción tomaría en cuenta la compensación de variables no involucradas en el cálculo, como la velocidad de coalescencia y el grado de turbulencia, en el diseño de la sección de decantación del separador. Puede probarse que, de acuerdo a este límite superior, todos los casos prácticos de decantación pueden describirse apropiadamente, para diseño, usando la ley de Stokes [Ec. (1)]: V t

F 1 g D2p ρ P – ρ L

Ec. (1)

18 m

ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ donde:

En unidades SI m/s


m 1000

pie 1

9.807 m/s2 kg/m3

32.174 pie/s2 lb/pie 3

Vt’

=

Dp F1

= =

g

= =

Velocidad terminal de decantación (flotación). Diámetro de la gota. Factor cuyo valor depende de las unidades usadas. Aceleración de la gravedad. Densidad de la fase pesada.

=

Densidad de la fase liviana.

kg/m3

lb/pie 3

=

Viscosidad de la fase continua.

mPa.s

lb/pie/s

ρP ρL m’





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Llevando la ecuación de la ley de Stokes a una forma más amigable, se tiene (Ecs. (2), (3)): V t F 12 x d2 x ρ P – ρ L m Re

Ec. (2)

F 15 x d Vt ρ c m

Ec. (3)

donde:

ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ En unidades SI m/s


Vt

=

d Re

= = =

Velocidad terminal de decantación (flotación). Diámetro de la gota. Número de Reynolds de gota. Densidad de la fase continua.

=

Densidad de la fase pesada.

kg/m3

lb/pie 3

=


kg/m3

lb/pie 3

m F12

= =

mPa.s 0.545 x 10–3

cP 18.4663

F15

=

Viscosidad de la fase continua. Factor cuyo valor depende de las unidades usadas. Factor cuyo valor depende de las unidades usadas.

1

123.871

ρc ρP ρL

mm

pulg Adimensional kg/m3 lb/pie 3

Para efectos de este manual, la ley de Stokes será empleada siempre para el cálculo de las velocidades de flotación y decantación de gotas de fases líquidas.

4.3

Tamaño de gota de líquido a separar Normalmente, la separación líquido líquido considera, para efectos de diseño, un tamaño de gota de líquido de 127 µm o 127 mm (0.005 pulg). Sin embargo, como la mayoría de las operaciones de separación líquido–líquido en la IPPCN, tienen que ver con separación hidrocarburos–agua a medida que la densidad de los hidrocarburos se acerca a la del agua, más difícil es la separación y se necesita separar gotas más pequeñas. Tomando en cuenta lo anterior y, para efectos de guía en la escogencia del tamaño de gota de líquido a emplear en el diseño, usar la siguiente tabla:




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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ Coalescencia Tamaño de gotas para separación líquido–líquido Fase Líquida Liviana Fase Líquida Tamaño de la Gota, Pesada (ambas fases)

Hidrocarburos ° API < 35 Agua o soda cáustica Hidrocarburos ° API > 35 Agua o soda cáustica Agua Furfural Metil–Etil–Cetona Agua Sec–butil–alcohol Agua Metil–isobutil–Cetona Agua Otros casos

4.4

0.127 0.089 0.089 0.089 0.089 0.089 0.127

0.005 0.0035 0.0035 0.0035 0.0035 0.0035 0.005

El proceso de coalescencia en los procesos de separación líquido–líquido que se ven en la IPPCN son dependientes del tiempo. En dispersiones de dos líquidos inmiscibles, casi siempre ocurre coalescencia inmediata cuando chocan dos gotas. Si el mismo par de gotas se expone a fluctuaciones turbulentas de presión, y la energía cinética de estas oscilaciones inducidas en el par de gotas es mayor que la energía de adhesión entre ellas, se romperá el contacto entre gotas antes que la coalescencia se complete. Experimentos con decantadores por gravedad con capas profundas de decantación, permiten obtener, luego de varias simplificaciones, una ecuación que permite estimar el tiempo necesario para que una gota alcance un cierto tamaño, como consecuencia de la coalescencia de gotas más pequeñas: t = Fx d4 / ( * Ks )

ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ donde:

t

=

d

= =

Ks

=

Fx

=

Tiempo en el cual una gota “crece” por coalescencia a un diámetro d Diámetro al cual la gota “crece” Fracción volumétrica de la fase que coalesce o fase dispersa Constante empírica que depende del sistema en particular Constante que depende de las unidades usadas

En unidades En unidades SI inglesas Unidades consistentes Unidades consistentes Unidades consistentes Unidades consistentes Unidades consistentes

De acuerdo a lo anterior, se puede decir que: 1.

Si el tiempo de residencia en el decantador se duplica, el aumento correspondiente del tamaño de la gota es de apenas un 19 %. Esto implica que aumentar mucho el tiempo de residencia no necesariamente aumenta mucho la separación líquido–líquido.


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2.

4.5

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Mientras más diluida está la fase dispersa, más tiempo se necesita para lograr que las gotas “crezcan” hasta un tamaño dado; es decir, la coalescencia ocurre más rápidamente en dispersiones concentradas. Esta es la razón por la cual el petróleo “se lava con agua” al entrar por debajo de la interfase aceite agua en la mayoría de los tanques lavadores y otras vasijas de tratamiento en las instalaciones de superficie de producción de petróleo.

Niveles/tiempos de residencia A continuación se presentarán definiciones y comentarios sobre niveles de líquido, tiempos de residencia y temas relacionados, con el objetivo de justificar criterios y procedimientos de diseño que se mostrarán posteriormente.

4.5.1

Identificación de los niveles en un recipiente De acuerdo a lo normalmente empleado en la IPPCN para hablar de niveles en un recipiente separador líquido–líquido, tenemos la siguiente tabla (ver Figs. 1, 2 y 3)

ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Siglas típicas en español NAAI NAI NNI NBI NBBI


Nivel alto–alto de interfase Nivel alto de interfase Nivel normal de interfase Nivel bajo de interfase Nivel bajo–bajo de interfase

Siglas típicas en inglés HHIL HIL NIL LIL LLIL

Para efectos de consistencia en la discusión en el MDP de tambores, se usarán las siglas típicas en español para identificar los diferentes niveles.

4.5.2

Comentarios sobre niveles en tambores separadores vapor líquido líquido, líquido–líquido, con y sin bota decantadora En un separador trifásico, existen dos interfases: la interfase gas líquido, y la interfase líq. liviano y líq. pesado. La presencia de estas dos interfases permite que los volúmenes de operación y de emergencia de las fases líquidas liviana y pesada se definan en forma independiente uno del otro: Al entregar los tiempos de residencia de la fase líquida liviana, se fijan NAAL y NBBL; cuando se entregan los tiempos de residencia de la fase líquida pesada, se fijan NAAI y NBBI. Por lo tanto, se fijan en forma independiente dichos volúmenes también. Para el caso de recipientes con bota o “sombrero”, existe una sola interfase, la que corresponde a la interfase líq. liviano y líq. pesado, pero debido a que está localizada fuera del cuerpo cilíndrico principal, se usaría el volumen principal del recipiente para contener el volumen de operación y emergencia de la fase continua liviana en el caso de la bota (para el caso del “sombrero”, sería la fase líquida pesada), y el volumen de la bota para contener el volumen de operación y emergencia de la fase continua pesada (para el caso del “sombrero”, sería la fase líquida liviana).




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En el caso de un tambor decantador líquido–líquido con las dos fases líquidas en el cuerpo cilíndrico, existe una interfase, la que corresponde a la interfase líq. liviano y líq. pesado. pero debido a que está localizada dentro del cuerpo cilíndrico principal, los volúmenes de operación y emergencia de ambas fases están unidos en el mismo cuerpo cilíndrico. 4.5.3

Volumen de operación de las fases liviana y pesada Es el volumen de líquido liviano y pesado combinado existente entre NAI y NBI. Este volumen, también conocido como volumen retenido de líquido, y en inglés como “liquid surge volume” o “liquid holdup”, se fija de acuerdo a los requerimientos del proceso, para asegurar un control adecuado, continuidad de las operaciones durante perturbaciones operacionales, y para proveer suficiente volumen de líquido para una parada ordenada y segura cuando se suceden perturbaciones mayores de operación.

4.5.4

Tiempo de residencia de operación de las fases liviana y pesada Es el tiempo correspondiente en el cual el flujo de líquido puede llenar el volumen de operación de las fase liviana y pesada en el recipiente bajo estudio. La mayoría de las veces, cuando se quiere especificar el volumen de operación de las fases líquidas, lo que realmente se indica es cuanto tiempo se quiere que esté el líquido liviano, por un lado, y el líquido pesado, por el otro (los cuales pueden ser valores diferentes para cada fase), en el recipiente para operación. También es conocido en inglés como “liquid surge time”.

4.5.5

Tiempo de respuesta o de intervención del operador Es el tiempo que tarda el operador (o grupo de operadores), en responder cuando suena una alarma de nivel en el panel y resolver la perturbación operativa que originó la alarma, antes que otros sistemas automatizados (interruptores o “switches” de nivel), originen paradas seguras de equipos aguas abajo y/o de la planta completa. Si de un tambor separador estamos alimentando a una bomba, sería muy engorroso que la bomba empezara a recibir un líquido que no es el requerido para la operación, es decir, que normalmente bombea agua, y de pronto está enviando hidrocarburo a un sistema que no está preparado para dicho fluido, pudiéndose generar hasta una situación de peligro para la seguridad de los operadores y la instalación en sí. Por esa razón, el tambor alimentador de la bomba se equipa con alarmas de nivel de NAI y NBI, y con interruptores y/o alarmas de NAAI y NBBI: al sonar la alarma de NBI, los operadores investigarían y resolverían, en menos del llamado “tiempo de respuesta del operador”, el problema que originó la reducción de nivel; en el caso que no pudieran resolver el problema en el tiempo indicado, el interruptor de NBBI activaría una parada segura de la bomba y, seguramente, una parada segura de toda la planta.




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Debido a las diferentes tradiciones operativas que existen en la IPPCN, es difícil establecer un criterio uniforme acerca de cuál es el “tiempo promedio de respuesta del operador”; sin embargo, se usará, como criterio general, que el tiempo de respuesta de un operador es de cinco minutos: esto significa que el tiempo de retención de líquido entre NAI y NAAI (o entre NBI y NBBI), será de cinco minutos. 4.5.6

Volumen de emergencia Es el volumen adicional que corresponde al flujo total de líquidos que debe satisfacer el llamado “tiempo de respuesta ó de intervención del operador”: de acuerdo a lo expresado en 4.5.5, cuando se tengan interruptores y/o alarmas de NAAI o NBBI, se tendrán cinco minutos adicionales de tiempo de residencia de los líquidos por interruptor/alarma, lo que indica que, cuando se tiene NAAI y NBBI, se añaden 10 minutos de tiempo de residencia, a lo cual corresponde un volumen de líquidos de emergencia de 10 minutos del máximo flujo de líquido.

4.5.7

Nivel bajo bajo de interfase (o nivel bajo cuando aplique) La distancia mínima desde el nivel bajo bajo de interfase, hasta el fondo del recipiente, ya esté en una bota decantadora, o en un tambor con líquido pesado en el cuerpo cilíndrico, es 230 mm mínimo (9 pulg). Sin embargo, este valor puede cambiar debido a requerimientos de tiempo de residencia del líquido pesado, para lograr separación exitosa del líquido liviano en tambores con las dos fases líquidas en el cuerpo, como se verá posteriormente en los procedimientos de diseño.

4.5.8

Nivel alto alto de interfase (o nivel alto cuando aplique) La distancia mínima desde el nivel alto alto de interfase, hasta el tope del recipiente, en un tambor con las dos fases líquidas en el cuerpo cilíndrico, sin espacio vacío en el tope, es 230 mm mínimo (9 pulg). Cuando se tiene espacio vacío en el tope, se le suman 230 mm mínimo más (9 pulg más), correspondientes a la altura de dicho espacio vacío. Sin embargo, este valor puede cambiar debido a requerimientos de tiempo de residencia del líquido liviano, para lograr separación exitosa del líquido pesado en tambores con las dos fases líquidas en el cuerpo, como se verá posteriormente en los procedimientos de diseño. Para el caso de tener el tambor una bota decantadora (o “sombrero”), el nivel alto está al ras con el fondo del cuerpo cilíndrico del recipiente principal.

4.5.9

Criterios para fijar el volumen de operación/tiempo de residencia La tabla anexa presenta criterios para fijar el volumen de operación o volumen de operación de líquido, para ciertos servicios específicos:




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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ Descripción (para una fase líquida)

Tambores de Alimentación a unidades Alimentación desde otra unidad (diferente cuarto de control) Alimentación desde otra unidad (mismo cuarto de control) Alimentación desde tanquería lejos del area de operación Otros Tambores Alimentación a una columna (diferente cuarto de control) Alimentación a una columna (mismo cuarto de control) Producto a tanquería lejos del área operativa o a otro tambor de alimentación, directo, sin bomba Producto a tanquería lejos del área operativa ó a otro tambor de alimentación, directo, con bomba Producto a tanquería lejos del área operativa o a otro tambor de alimentación, con bomba, que pasa a través de un sistema de intercambio calórico Unica carga a un horno de fuego directo

4.5.10


Tiempo de Residencia de Operación, min 20 15

15–20

7 5 2

5

3–5

10

Tiempos de residencia de las fases líquidas pesada y liviana, calidad de separación de las fases y efectos sobre el diseño del separador La mayoría de las aplicaciones de la IPPCN para tambores separadores vapor líquido líquido, incluyen, como fase líquida pesada, una relativamente pequeña cantidad de agua, y como fase líquida liviana, una relativamente grande cantidad de hidrocarburos líquidos.

Además, casi siempre el procesamiento aguas abajo de los hidrocarburos líquidos es de capital importancia, por lo que se le fijan relativamente altos tiempos de residencia de operación en el separador, con el objetivo de garantizar una operación confiable para los equipos aguas abajo, y “ayudar” a que la separación líquido–líquido sea óptima. Mientras tanto, casi siempre el procesamiento posterior del agua separada, es de menor cuantía y no afecta partes críticas del proceso, por lo cual, regularmente, se le asignan tiempos de residencia de operación relativamente bajos. Sin embargo, los tambores separadores líquido líquido normalmente no incluyen, como objetivo, garantizar una operación confiable para los equipos aguas abajo,


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debido a que se hace sumamente costoso tener tambores horizontales muy grandes totalmente llenos de líquidos, debido al gran peso, tamaño, espesor de pared, fundaciones, etc. Por lo tanto, se recomienda evaluar si se requieren “grandes tiempos de residencia” o no y, en el caso que no se requieran, se recomienda usar un mínimo de dos minutos de tiempo de residencia de operación por fase líquida, siempre y cuando esto no vaya en contra de lo expresado en el aparte 4.3.13. 4.5.11

Longitud efectiva de operación (Leff) Es la longitud de tambor requerida para que se suceda la separación líquido–líquido, y se puedan tener los volúmenes requeridos de líquido, tanto de operación como de emergencia. Esta es la longitud que normalmente se obtiene por puros cálculos de proceso. Sin embargo, para obtener la longitud tangente–tangente del tambor horizontal, es necesario sumar los tamaños de las boquillas antes mencionadas, las tolerancias de construcción necesarias para soldar dichas boquillas, soldar los cabezales o extremos del tambor y cualquier otra cosa que obligue a aumentar la longitud del tambor. A criterio del diseñador de procesos, éste puede aproximar la longitud efectiva a la longitud tangente–tangente, y esperar que la especialidad mecánica complete el diseño del tambor, para luego verificar si se cumple la separación.

4.5.12

Diferencia mínima de nivel entre NAAI y NBBI Se fija como diferencia mínima de nivel de interfase entre NAAI y NBBI, 360 mm o 14 pulg, lo cual supone el uso de instrumentos de nivel que puedan trabajar en este rango. Si esto no fuera posible, como sería el caso de instrumentos de nivel con desplazadores externos, deberá ajustarse este valor mínimo apropiadamente.

4.6

Botas decantadoras y “sombreros” de separación de livianos Cuando existe una cantidad relativamente pequeña de la fase líquida pesada (por ejemplo, agua), ésta, a veces, se retira a través de una bota localizada en el fondo del tambor. La bota permite una reducción en el tamaño del tambor eliminando la capa de la fase pesada en el fondo del mismo. Para satisfacer las consideraciones mecánicas y económicas, los diámetros de las botas no deberían exceder los siguientes valores:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Dtamb

mm 1000 >1000, <1500 1500

Dbota (máx.)

pulg. 40 >40, <60 60

0.5 x Dtamb 500 mm (20 pulg.) 1/3 x Dtamb


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Los criterios para el diseño de botas son los siguientes 1.

Las botas se dimensionan para que la velocidad de la fase líquida pesada sea menor que la velocidad de ascenso de las gotas de la fase líquida liviana. La velocidad de ascenso o de flotación de las gotas se estima usando la ecuación (2). El criterio de velocidad de la fase líquida pesada a usar en este documento, será del 85% de la velocidad de flotación de la fase líquida liviana.

2.

La distancia entre el NBI y el NAI se basa en el volumen de operación requerido para control (usualmente dos minutos), o en las dimensiones del instrumento de nivel (las distancias entre las tomas de instrumento es, por lo menos, de 360 mm (14 pulg)). Para los instrumentos de nivel con desplazador externo, la distancia mínima entre la toma superior y la pared del tambor debería ser de 510 mm (20 pulg).

Un criterio semejante podría aplicarse cuando se quiere separar una pequeña cantidad de líquido liviano, pero en este caso, la bota estaría localizada en la parte de arriba del tambor, es decir, sería un “sombrero” de separación de líquido liviano por flotación. Todos los criterios de dimensiones máximas de bota, y cálculo de la misma, aplican para el “sombrero” de separación y para el líquido liviano.

4.7 4.7.1

Evaluación de la capacidad de separación líquido–líquido Generalidades De acuerdo a lo ya discutido en los apartes 4.2, 4.3 y 4.4, se tienen ciertas limitaciones para usar los separadores líquido–líquido por gravedad. Tales limitaciones son: 1.

Debe existir una diferencia “apreciable” entre las densidades del líquido liviano y del líquido pesado: para efectos de diseño en este documento, la diferencia de las densidades deberá ser mayor o igual al 10% de la densidad del líquido pesado. Si esta condición no se cumple, no se garantiza que el diseño sea confiable y/o se obtendrán equipos realmente grandes y muy costosos, cuando otro tipo de diseño pueda dar mejores resultados y ser más económicos.

2.

Debe haber una cantidad “apreciable” de la fase con menos flujo: para efectos de diseño en este documento, esto se traduce que menos de un 2% en volumen de una de las fases en el total del flujo de líquidos al tambor puede que no garantice una buena separación, ya que las gotas de la fase dispersa de menor flujo pueden requerir extremados tiempos de residencia para poder coalescer a un tamaño razonable para separar por gravedad. Aún cuando esto no es totalmente contabilizable en las ecuaciones empleadas para diseño, este es un criterio obtenido por experiencias de compañías reconocidas de ingeniería en diseño de este tipo de equipos.



4.7.2


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Estimación de la capacidad de decantación en tambores con bota decantadora (Ver Figura 1) En este caso, no existe fase líquida pesada en el cuerpo principal del equipo, sólo en la bota decantadora. El punto de partida es un tambor lleno de líquido el cual acumula el volumen de operación y de emergencia del líquido liviano, más los mínimos valores de 230 mm (9 pulg) en el tope del tambor, cuando no se tiene espacio libre de venteo (cuando hay espacio para venteo, se añade otra vez dicha distancia mínima), y en el fondo del tambor. Con el separador diseñado como se dijo anteriormente, debe verificarse si se decanta la fase pesada, desde el tope del tambor (o del nivel de líquido si hay espacio para venteo), hasta el fondo del mismo. Si las gotas de la fase líquida pesada llegan a la bota decantadora antes de llegar al extremo horizontal más alejado de la bota, entonces dicha fase pesada se separará e irá a la bota de decantación. El separador se revisa para saber si decanta la fase pesada de la siguiente manera: 1.

Del diseño ya obtenido, se calcula el área transversal de flujo de líquido liviano, y se calcula la correspondiente velocidad de flujo de líquido liviano dentro del recipiente ( VfL ).

2.

Se calcula la velocidad de decantación de la fase líquida pesada ( VtP ), usando la ecuación (2) del aparte 4.2.1.

3.

Se calcula la longitud horizontal que las gotas de líquido pesado tienen que recorrer (Xhpes), mediante la siguiente ecuación (Ec. (5)): Xhpes = VfL x hpes / VtP

4.

donde hpes es la altura a la cual se está evaluando la operación, es decir desde el tope del tambor para recipientes sin espacio para venteo, o desde el nivel de líquido para recipientes con espacio para venteo.

5.

Si Xhpes es menor que la distancia horizontal existente entre la boquilla de entrada de la alimentación y el extremo horizontal más alejado de la bota, habrá separación de la fase pesada, y el diseño del tambor es satisfactorio para la decantación de la fase pesada.

6.

Si Xhpes es mayor que la distancia horizontal existente entre la boquilla de entrada de la alimentación y el extremo horizontal más alejado de la bota, no habrá separación completa de la fase pesada, y el diseño del tambor no es satisfactorio para la decantación de la fase pesada. Por lo tanto habrá que aumentar las dimensiones del mismo y, al hacer cálculos, se mantendrá constantes el volumen de operación y de emergencia del líquido liviano.



4.7.3


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Estimación de la capacidad de decantación en tambores con sombrero separador de livianos (Ver Figura 2) En este caso, no existe fase líquida liviana en el cuerpo principal del equipo, sólo en el sombrero separador de livianos. El razonamiento es semejante al presentado en el aparte 4.7.3, pero donde se habla de bota, debe entenderse “sombrero”, donde se menciona la fase pesada, debe entenderse fase liviana, y donde se habla de fase liviana, debe entenderse fase pesada.

4.7.4

Estimación de la capacidad de decantación en tambores con las dos fases líquidas en el cuerpo (Ver figura 3) En este caso, existen ambas fases líquidas en el cuerpo principal del equipo. El punto de partida es un tambor lleno de líquido el cual acumula el volumen de operación y de emergencia de ambos líquidos liviano y pesado, más los mínimos valores de 230 mm (9 pulg) en el tope del tambor hasta NAAI, cuando no se tiene espacio libre de venteo (cuando hay espacio para venteo, se añade otra vez dicha distancia mínima), y en el fondo del tambor hasta NBBI. Con el separador antes mencionado, y conocidos los niveles NAAI/NBBI, debe verificarse primero si se decanta la fase pesada, independientemente de donde esté la interfase operativa, NAAI o NBBI. Si las gotas de la fase líquida pesada llegan a la interfase líquido líquido antes de llegar a la boquilla de salida del líquido liviano, entonces dicha fase pesada se separará. El separador se revisa para saber si decanta la fase pesada de la siguiente manera: 1.

Del diseño ya obtenido, se calculan las áreas transversales de flujo de líquido liviano, para tope/NAAI y tope/NBBI, cuando no hay espacio para venteo (cuando hay espacio para venteo, sería NAAL/NAAI y NAAL/NBBI), y se calculan las correspondientes velocidades de flujo de líquido liviano dentro del recipiente ( VfL ).

2.


3.

Se calcula la longitud horizontal que las gotas de líquido pesado tienen que recorrer( Xhpes ), mediante la siguiente ecuación (Ec. (5)): Xhpes = VfL x hpes / VtP

4.

donde hpes es la distancia vertical, medida hacia abajo, que recorren las gotas de líquido pesado, es decir, tope/NAAI y tope/NBBI (cuando hay espacio para venteo, sería NAAL/NAAI y NAAL/NBBI).




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5.

Si Xhpes (en cualquiera de los casos antes mencionados), es menor que la distancia horizontal existente entre la boquilla de entrada de la alimentación y la boquilla de salida del líquido liviano, habrá separación de la fase pesada, y el diseño del tambor es satisfactorio para la decantación de la fase pesada. Habrá que evaluar si es satisfactorio para separar la fase dispersa liviana de la fase continua pesada.

6.

Si Xhpes (en cualquiera de los casos antes mencionados), es mayor que la distancia horizontal existente entre la boquilla de entrada de la alimentación y la boquilla de salida del líquido liviano, no habrá separación completa de la fase pesada, y el diseño del tambor no es satisfactorio para la decantación de la fase pesada. Por lo tanto habrá que aumentar las dimensiones del mismo y, al hacer cálculos, se mantendrán constantes el volumen de operación y emergencia de ambas fases líquidas (desde el NAAI hasta el NBBI), lo cual también aumentaría la distancia desde el fondo hasta NBBI, cumpliendo siempre con lo indicado en el aparte 4.3.13.

Con el separador obtenido anteriormente, y conocidos los niveles NAAI/NBBI, debe verificarse después si se separa la fase liviana, independientemente de donde esté la interfase operativa, NAAI o NBBI. Si las gotas de la fase líquida liviana llegan a la interfase líquido líquido antes de llegar a la boquilla de salida del líquido pesado, entonces dicha fase liviana se separará. El separador se revisa para saber si separa la fase liviana de la siguiente manera: 1.

Del diseño ya obtenido, se calculan las áreas transversales de flujo de líquido pesado, para fondo/NAAI y fondo/NBBI, y se calculan las correspondientes velocidades de flujo de líquido pesado dentro del recipiente ( VfP ).

2.

Se calcula la velocidad de flotación de la fase líquida liviana ( VtL ), usando la ecuación (2) del aparte 4.2.1.

3.

Se calcula la longitud horizontal que las gotas de líquido liviano tienen que recorrer( Xhliv ), mediante la siguiente ecuación (Ec. (6)): Xhliv = VfP x hliv / VtL donde hliv es la distancia vertical, medida hacia arriba, que recorren las gotas de líquido liviano, es decir, fondo/NAAI y fondo/NBBI.

4.

Si Xhliv (en cualquiera de los casos antes mencionados), es menor que la distancia horizontal existente entre la boquilla de entrada de la alimentación y la boquilla de salida del líquido pesado, habrá separación de la fase liviana, y el diseño del tambor es satisfactorio para la separación de la fase liviana.



5.

4.8



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Si Xhpes (en cualquiera de los casos antes mencionados ), es mayor que la distancia horizontal existente entre la boquilla de entrada de la alimentación y la boquilla de salida del líquido pesado, no habrá separación completa de la fase liviana, y el diseño del tambor no es satisfactorio para la separación de la fase liviana. Por lo tanto, habrá que aumentar las dimensiones del mismo y, al hacer cálculos, se mantendrán constantes el volumen de operación y emergencia de ambas fases líquidas (desde el NAAI hasta el NBBI), lo cual también aumentaría la distancia desde el tope hasta NAAI, cumpliendo siempre con lo indicado en el aparte 4.3.13.

Boquillas Son muchos los casos donde la información de las tuberías de interconexión no está disponible al momento de preparar la especificación de procesos del tambor, por lo que es necesario presentar un tamaño preliminar de boquillas para que sea considerado en la cotización del fabricante del tambor. Para todos los efectos, se presenta una tabla con recomendaciones para diseñar las boquillas de proceso:

4.9

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ Internos

4.9.1

Descripción del Caso

En unidades SI


Alimentación líquida: Velocidad menor o igual que: Salida de líquido: Seguir los criterios indicados en PDVSA–MDP (Pendiente) (Consultar antiguo MDP, secciones 10D – Cabezal Neto de Succión Positiva –, y 14B – Flujo en fase líquida), para succión de bombas, drenajes por gravedad, etc.

3.0 m/s

10 pie/s

(Pendiente). En el caso que la información no esté disponible, usar un valor menor ó igual a 1.2 m/s

(Pendiente). En el caso que la información no esté disponible, usar un valor menor o igual a 4 pie/s

Distribuidor de entrada (ver Figura 9 del documento PDVSA–MDP–03–S–03) La boquilla de entrada debe terminar en un distribuidor en “T”, colocado a la mitad del diámetro del tambor líquido líquido. Para el cálculo del distribuidor, se usará lo presentado en el aparte 4.7.2 del documento PDVSA–MDP–03–S–03, y apuntarán al cabezal más cercano del tambor. Se usará como ancho de ranura (SRAN), 150 mm (6”). Se tendrá un número suficiente de ranuras tal que la velocidad de salida del flujo total de líquidos(VE en la ecuación 15 del documento antes mencionado), no exceda 0.300 m/s (1 pie/s), usando como QM, el flujo total de líquidos.


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4.9.2

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Elementos o medios coalescedores Se usan muchos tipos de elementos que promuevan la coalescencia de gotas de algunas de las fases líquidas. Uno de los medios más antiguos de promotores de coalescencia son lechos o secciones transversales de aserrín fuertemente empacado (conocido como “excelsior”): debido a que presentan obstrucción al flujo de las gotas pequeñas y promueven así choques al azar de dichas gotas, promoviendo así coalescencia a gotas más grandes, y favoreciendo así la separación. El “excelsior” ya no se usa tanto por su gran tendencia al taponamiento con el tiempo, y su dificultad para limpiar y desmontar. En la actualidad venden mallas semejantes a los “demisters”, pero con una función parecida al “excelsior”, pero los problemas de taponamiento siguen sucediéndose, por lo tanto deben usarse en servicios limpios, y bajo consulta con proveedores reconocidos de ese tipo de aditamentos, los cuales puedan entregar garantías de funcionamiento del mencionado aparato. También se usan mucho placas o láminas coalescedoras, las cuales funcionan como reductoras de la distancia vertical que las gotas de la fase dispersa deben recorrer para separarse. Este concepto se usa mucho en tratamiento de aguas aceitosas, con diseños especiales de separadores rectangulares a presión atmosférica (PPI o Parallel Plate Interceptor, CPI o Corrugated Plate Interceptor). La aplicación de estos aparatos no está cubierta por este documento, y debe hacerse bajo consulta con proveedores reconocidos de ese tipo de aditamentos, los cuales puedan entregar garantías de funcionamiento del mencionado aparato. También existen ciertas modificaciones al concepto de láminas coalescedoras, donde se usa el concepto de “flujo cruzado”, y estos aparatos se usan en recipientes cilíndricos a presión, cuando se espera recolección de sedimentos/arena y/o bolsas de gas que produzcan aumentos súbitos de presión. Estos aparatos son muy costosos, el montaje y desmontaje es bastante difícil. La aplicación de estos aparatos no está cubierta por este documento, y debe hacerse bajo consulta con proveedores reconocidos de ese tipo de aditamentos, los cuales puedan entregar garantías de funcionamiento del mencionado aparato.

4.9.3

Deflector para la boquilla de salida de líquido liviano (ver Figura 4) El deflector para la boquilla de salida de líquido liviano se hará siguiendo las indicaciones de la Figura 4b.

4.9.4

Rompe–vórtices Los estándares PDVSA a seguir para la inclusión de rompe–vórtices en los recipientes, son los siguientes: PDVSA–MID–10603.2.308 PDVSA–MID–10603.2.309

PLANCHA TÍPICA ROMPE–VORTICE ROMPE–VORTICES TIPO REJILLA


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Para más detalles, consultar PDVSA–MDP–03–S–03, aparte 4.7.3.

4.10 4.10.1

Consideraciones adicionales Boquilla para venteo Aún cuando se ha hecho hincapié en separadores que tienen espacio para venteo y en separadores que no lo tienen, siempre se tendrá una boquilla para ventear incondensables que puedan acumularse en la parte superior del tambor. Para los tambores con espacio vacío para venteo, normalmente esa boquilla estará conectada a un sistema de válvulas de control de presión en rango compartido, y se tendrá una boquilla adicional para una válvula (o válvulas) de alivio dimensionada para alivio de líquido, pero que pueda manejar alivios de eventuales bolsas de gas que vengan con los líquidos, y que no sean controlables por el sistema de control de presión. En el caso que no se tenga espacio libre para venteo, la boquilla de venteo estará conectada a una válvula (o válvulas) de alivio dimensionada para alivio de líquido, pero que pueda manejar alivios de eventuales bolsas de gas que vengan con los líquidos.

4.10.2

Conexión de instrumentos de nivel de interfase De acuerdo al tipo de medición que se hará para la interfase líquido líquido, se tendrá un arreglo de boquillas diferente. En el caso de los tambores con dos fases en el cuerpo, e independientemente del tipo de medición, la ubicación de los instrumentos de nivel de interfase deberá ser lo más cerca posible del cabezal cercano a la salida de las fases separadas, ya que aquí es cuando está lo más desarrollada posible dicha interfase.

4.11



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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Información Adicional Presión y Temperatura de Diseño (Criterios a aplicar) Detalle de Rompe–vórtices Selección de Materiales Aislamiento térmico

5


Fuente PDVSA MDP–01–DP–01, MID–D–211

MID–10603.2.308, MID–10603.2.309 (Pendiente), MID–D–211 MID–L–212

METODOLOGIA DE DISEÑO

Los procedimientos aquí presentados, están desarrollados con mucho más detalle en el programa MDP de tambores, sección “tambores separadores líquido–líquido”, incorporando los criterios presentados en este manual, además de tener una interfase con el usuario muy amigable. Remitimos al lector al manual de dicho programa para efectuar diseños de este tipo de equipos. Sólo en el caso de la no disponiblidad del programa, se usarán estos métodos manuales de cálculo.

5.1

Procedimiento de diseño para tambores horizontales con bota decantadora Ver Figura 1 para orientación y seguimiento de ciertas tolerancias de diseño, identificación de alturas y niveles. (Ver nomenclatura en Sección 6)

5.1.1

Con espacio para venteo Paso 1.– Información mínima requerida. Ubicar la información mínima requerida según la siguiente tabla.

ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ Información

Líquido liviano X X X

Densidad Viscosidad Flujo (másico o volumétrico) Relación (Leff/D) Espacio para venteo? Presión de Operación Temperatura de Operación Arrastre de Sólidos?

Líquido pesado X X X

General

X Si X X X

Paso 2.– Definición de los criterios de diseño.

Consultar detalladamente la información contenida en este documento, (configuración del tambor, tiempos de residencia, mínimos valores de tope/NAAL, NAAL/NAAI, fondo/NBBI, etc.). Verificar que ninguna de las limitaciones presentadas en el aparte 4.7.1 apliquen aquí: en caso que aplique alguna de tales limitaciones, buscar otro tipo de separadores que no sea por gravedad.





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Suponer un valor de la relación Leff/D, donde Leff es la longitud efectiva de operación, es decir, la requerida para que el proceso de separación líquido–líquido se cumpla, la cual varía según la presión de operación en los siguientes rangos:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ P < 250 psig 250 psig < P< 500 psig P > 500 psig

P < 1700 kPag 1700 kPag < P< 3400 kPag P > 3400 kPag

1.5 < Leff/D < 3.0 3.0 < Leff/D <4.0 4.0 < Leff/D < 6.0

Paso 3.– Estime un tamaño inicial de tambor.

Seguir las indicaciones del aparte 4.7.2, primer párrafo. Se obtendrá como resultado un diámetro inicial de tambor y, usando la relación (Leff/D), obtener una longitud efectiva inicial. Paso 4.– Evalúe si con el diámetro inicial el tambor es apropiado para separar las fases. Seguir las indicaciones del aparte 4.7.2, siguientes párrafos con el diámetro inicial y la longitud efectiva inicial. Evaluar la separación de la fase dispersa pesada en la fase continua liviana: si se obtiene que no se separan, ir al paso 5. En el caso que se separen, ya se han obtenido las dimensiones del cuerpo principal del separador (diámetro y longitud), y se debe continuar con el cálculo de la bota decantadora. Paso 5.– Lazo de tanteo para separar la fase dispersa pesada de la fase continua liviana. Seguir las indicaciones del aparte 4.7.2, siguientes párrafos, aumentando el diámetro y la longitud efectiva, usando la relación (Leff/D). El diámetro calculado como diámetro inicial, es el diámetro más pequeño que el tambor puede tener: si no es apropiado para la separación, deberá aumentarse el diámetro y, por la relación (Leff/D), la longitud efectiva de separación, hasta lograr que las distancias horizontales recorridas por las gotas de líquido pesado, en el tiempo en que decantan, sean menores o iguales a la longitud efectiva del tambor, es decir: Xhpes Longitud efectiva de separación Estas distancias están medidas desde el nivel de líquido, ya que hay espacio para venteo, hasta hasta el fondo del tambor. Cuando se cumpla esta relación, hay que ir al paso 6: Cálculo de la bota decantadora.


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Paso 6.– Cálculo de la bota decantadora. Seguir las indicaciones del aparte 4.6, calculando también cuáles deberían ser las dimensiones máximas de la bota decantadora: En el caso que las dimensiones de la bota excedan las máximas permitidas según el aparte 4.6, se deberá detener este cálculo y seguir con un modelo de separador con dos fases en el cuerpo (Aparte 5.3.1). En caso contrario, ir al paso 7, ya que las dimensiones obtenidas, son las dimensiones requeridas de la bota decantadora. Paso 7.– Cálculo de boquillas de proceso. Seguir las indicaciones del aparte 4.8, redondeando al tamaño estándar por arriba más cercano a lo calculado. Paso 8.– Cálculo del distribuidor de entrada. Seguir las indicaciones del aparte 4.9.1. Paso 9.– Cálculo del deflector para la boquilla de salida de líquido liviano. Seguir las indicaciones del aparte 4.9.3. Paso 10.– Especificación de rompe–vórtices Siguiendo las recomendaciones del aparte 4.7.3 del MDP–03–S–03, escoger el tipo de rompe–vórtice y anexar el estándar PDVSA aplicable. 5.1.2

Sin espacio para venteo Paso 1.– Información mínima requerida. Ubicar la información mínima requerida según la siguiente tabla.

ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ Información




General

No X X X X

Paso 2.– Definición de los criterios de diseño. Consultar detalladamente la información contenida en este documento, (configuración del tambor, tiempos de residencia, mínimos valores de tope/ NAAI, fondo/NBBI, etc.). Verificar que ninguna de las limitaciones presentadas en el aparte 4.7.1 apliquen aquí: en caso que aplique alguna de tales limitaciones, buscar otro tipo de separadores que no sea por gravedad.





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Paso 3.– Estime un tamaño inicial de tambor.

Seguir las indicaciones del aparte 4.7.2, primer párrafo. Se obtendrá como resultado un diámetro inicial de tambor y, usando la relación (Leff/D), obtener una longitud efectiva inicial. Paso 4.– Evalúe si con el diámetro inicial el tambor es apropiado para separar las fases. Seguir las indicaciones del aparte 4.7.2, siguientes párrafos con el diámetro inicial y la longitud efectiva inicial. Evaluar la separación de la fase dispersa pesada en la fase continua liviana: si se obtiene que no se separan, ir al paso 5. En el caso que se separen, ya se han obtenido las dimensiones del cuerpo principal del separador (diámetro y longitud), y se debe continuar con el cálculo de la bota decantadora. Paso 5.– Lazo de tanteo para separar la fase dispersa pesada de la fase continua liviana. Seguir las indicaciones del aparte 4.7.2, siguientes párrafos, aumentando el diámetro y la longitud efectiva, usando la relación (Leff/D). El diámetro calculado como diámetro inicial, es el diámetro más pequeño que el tambor puede tener: si no es apropiado para la separación, deberá aumentarse el diámetro y, por la relación (Leff/D), la longitud efectiva de separación, hasta lograr que las distancias horizontales recorridas por las gotas de líquido pesado, en el tiempo en que decantan, sean menores o iguales a la longitud efectiva del tambor, es decir: Xhpes Longitud efectiva de separación Estas distancias están medidas desde el tope del tambor, ya que no hay espacio para venteo, hasta hasta el fondo del tambor. Cuando se cumpla esta relación, hay que ir al paso 6: Cálculo de la bota decantadora.


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Paso 6.– Cálculo de la bota decantadora. Seguir las indicaciones del aparte 4.6, calculando también cuáles deberían ser las dimensiones máximas de la bota decantadora: En el caso que las dimensiones de la bota excedan las máximas permitidas según el aparte 4.6, se deberá detener este cálculo y seguir con un modelo de separador con dos fases en el cuerpo (Aparte 5.3.2). En caso contrario, ir al paso 7, ya que las dimensiones obtenidas, son las dimensiones requeridas de la bota decantadora. Paso 7.– Cálculo de boquillas de proceso. Seguir las indicaciones del aparte 4.8, redondeando al tamaño estándar por arriba más cercano a lo calculado. Paso 8.– Cálculo del distribuidor de entrada. Seguir las indicaciones del aparte 4.9.1. Paso 9.– Cálculo del deflector para la boquilla de salida de líquido liviano. Seguir las indicaciones del aparte 4.9.3. Paso 10.– Especificación de rompe–vórtices Siguiendo las recomendaciones del aparte 4.7.3 del MDP–03–S–03, escoger el tipo de rompe–vórtice y anexar el estándar PDVSA aplicable.

5.2

Procedimiento de diseño para tambores horizontales “sombrero” separador de líquido liviano (PENDIENTE)

con

5.3

Procedimiento de diseño para tambores horizontales con los dos fluidos en el cuerpo cilíndrico Ver Figura 3 para orientación y seguimiento de ciertas tolerancias de diseño, identificación de alturas y niveles. (Ver nomenclatura en Sección 6)

5.3.1

Con espacio para venteo Paso 1.– Información mínima requerida.

ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ

Ubicar la información mínima requerida según la siguiente tabla. Información

Densidad Viscosidad Flujo (másico o volumétrico)



General





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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ Relación (Leff/D) Espacio para venteo? Presión de Operación Temperatura de Operación Arrastre de Sólidos?

X Si X X X


Consultar detalladamente la información contenida en este documento, (configuración del tambor, tiempos de residencia, mínimos valores de tope/NAAL, NAAL/NAAI, fondo/NBBI, etc.). Verificar que ninguna de las limitaciones presentadas en el aparte 4.7.1 apliquen aquí: en caso que aplique alguna de tales limitaciones, buscar otro tipo de separadores que no sea por gravedad. Suponer un valor de la relación Leff/D, donde Leff es la longitud efectiva de operación, es decir, la requerida para que el proceso de separación líquido–líquido se cumpla, la cual varía según la presión de operación en los siguientes rangos:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ P < 250 psig 250 psig < P< 500 psig P > 500 psig



Antes de probar con este arreglo, se recomienda primero evaluar la posibilidad de usar un arreglo de tambor con bota decantadora, el cual es el más económico, ya que el diámetro principal es menor que este arreglo. Paso 3.– Estime un tamaño inicial de tambor. Seguir las indicaciones del aparte 4.7.4, primer párrafo. Se obtendrá como resultado un diámetro inicial de tambor y, usando la relación (Leff/D), obtener una longitud efectiva inicial. Paso 4.– Evalúe si con el diámetro inicial el tambor es apropiado para separar las fases. Seguir las indicaciones del aparte 4.7.4, siguientes párrafos con el diámetro inicial y la longitud efectiva inicial. Evaluar la separación de la fase dispersa pesada en la fase continua liviana: si se obtiene que no se separan, ir al paso 5. En el caso que se separen, se debe evaluar si se separa la fase dispersa liviana en la fase continua liviana. Evaluar la separación de la fase dispersa liviana en la fase continua liviana: si se obtiene que no se separan, ir al paso 6. En el caso que se separen, ir al paso 7, ya que las dimensiones obtenidas, son las dimensiones requeridas del tambor.




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Paso 5.– Lazo de tanteo para separar la fase dispersa pesada de la fase continua liviana. Seguir las indicaciones del aparte 4.7.4, siguientes párrafos, aumentando el diámetro y la longitud efectiva, usando la relación (Leff/D). El diámetro calculado como diámetro inicial, es el diámetro más pequeño que el tambor puede tener: si no es apropiado para la separación, deberá aumentarse el diámetro y, por la relación (Leff/D), la longitud efectiva de separación, hasta lograr que las distancias horizontales recorridas por las gotas de líquido pesado, en el tiempo en que decantan, sean menores o iguales a la longitud efectiva del tambor, es decir: Xhpes_NAAI Longitud efectiva de separación Xhpes_NBBI Longitud efectiva de separación Estas distancias están medidas desde el nivel de líquido, ya que hay espacio para venteo, hasta la altura de la interfase líquido–líquido, la cual puede estar en NAAI o en NBBI. Cuando se cumpla esta relación, hay que verificar si el tamaño es apropiado para separar la fase dispersa liviana de la fase continua liviana: en el caso que no se separen, ir al paso 6. En el caso que se separen, ir al paso 7, ya que las dimensiones obtenidas, son las dimensiones requeridas del tambor. Paso 6.– Lazo de tanteo para separar la fase dispersa liviana de la fase continua pesada. Seguir las indicaciones del aparte 4.7.4, siguientes párrafos, aumentando el diámetro y la longitud efectiva, usando la relación (Leff/D). El diámetro calculado en el paso 5, si no es apropiado para la separación de la fase dispersa liviana de la fase continua pesada, deberá aumentarse el diámetro y, por la relación (Leff/D), la longitud efectiva de separación, hasta lograr que las distancias horizontales recorridas por las gotas de líquido liviano, en el tiempo en que se separan, sean menores o iguales a la longitud efectiva del tambor, es decir: Xhliv_NAAI Longitud efectiva de separación Xhliv_NBBI Longitud efectiva de separación Estas distancias están medidas desde el fondo del tambor, hasta la altura de la interfase líquido–líquido, la cual puede estar en NAAI o en NBBI.


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Cuando se cumpla esta relación, hay que verificar si el tamaño es apropiado para separar la fase dispersa liviana de la fase continua liviana: en el caso que no se separen, ir al paso 6. En el caso que se separen, ir al paso 7, ya que las dimensiones obtenidas, son las dimensiones requeridas del tambor. Paso 7.– Cálculo de boquillas de proceso. Seguir las indicaciones del aparte 4.8, redondeando al tamaño estándar por arriba más cercano a lo calculado. Paso 8.– Cálculo del distribuidor de entrada. Seguir las indicaciones del aparte 4.9.1. Paso 9.– Cálculo del deflector para la boquilla de salida de líquido liviano. Seguir las indicaciones del aparte 4.9.3. Paso 10.– Especificación de rompe–vórtices Siguiendo las recomendaciones del aparte 4.7.3 del MDP–03–S–03, escoger el tipo de rompe–vórtice y anexar el estándar PDVSA aplicable. 5.3.2

Sin espacio para venteo Paso 1.– Información mínima requerida. Ubicar la información mínima requerida según la siguiente tabla.

ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ Información




General

No X X X X


Consultar detalladamente la información contenida en este documento, (configuración del tambor, tiempos de residencia, mínimos valores de tope/ NAAI, fondo/NBBI, etc.). Verificar que ninguna de las limitaciones presentadas en el aparte 4.7.1 apliquen aquí: en caso que aplique alguna de tales limitaciones, buscar otro tipo de separadores que no sea por gravedad.





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Antes de probar con este arreglo, se recomienda primero evaluar la posibilidad de usar un arreglo de tambor con bota decantadora, el cual es el más económico, ya que el diámetro principal es menor que este arreglo. Paso 3.– Estime un tamaño inicial de tambor. Seguir las indicaciones del aparte 4.7.4, primer párrafo. Se obtendrá como resultado un diámetro inicial de tambor y, usando la relación (Leff/D), obtener una longitud efectiva inicial.

Paso 4.– Evalúe si con el diámetro inicial el tambor es apropiado para separar las fases. Seguir las indicaciones del aparte 4.7.4, siguientes párrafos con el diámetro inicial y la longitud efectiva inicial. Evaluar la separación de la fase dispersa pesada en la fase continua liviana: si se obtiene que no se separan, ir al paso 5. En el caso que se separen, se debe evaluar si se separa la fase dispersa liviana en la fase continua liviana. Evaluar la separación de la fase dispersa liviana en la fase continua liviana: si se obtiene que no se separan, ir al paso 6. En el caso que se separen, ir al paso 7, ya que las dimensiones obtenidas, son las dimensiones requeridas del tambor. Paso 5.– Lazo de tanteo para separar la fase dispersa pesada de la fase continua liviana. Seguir las indicaciones del aparte 4.7.4, siguientes párrafos, aumentando el diámetro y la longitud efectiva, usando la relación (Leff/D). El diámetro calculado como diámetro inicial, es el diámetro más pequeño que el tambor puede tener: si no es apropiado para la separación, deberá aumentarse el diámetro y, por la relación (Leff/D), la longitud efectiva de separación, hasta lograr que las distancias horizontales recorridas por las gotas de líquido pesado, en el tiempo en que decantan, sean menores o iguales a la longitud efectiva del tambor, es decir: Xhpes_NAAI Longitud efectiva de separación




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Xhpes_NBBI Longitud efectiva de separación Estas distancias están medidas desde el tope del tambor, ya que no hay espacio para venteo, hasta la altura de la interfase líquido–líquido, la cual puede estar en NAAI o en NBBI. Cuando se cumpla esta relación, hay que verificar si el tamaño es apropiado para separar la fase dispersa liviana de la fase continua liviana: en el caso que no se separen, ir al paso 6. En el caso que se separen, ir al paso 7, ya que las dimensiones obtenidas, son las dimensiones requeridas del tambor. Paso 6.– Lazo de tanteo para separar la fase dispersa liviana de la fase continua pesada. Seguir las indicaciones del aparte 4.7.4, siguientes párrafos, aumentando el diámetro y la longitud efectiva, usando la relación (Leff/D). El diámetro calculado en el paso 5, si no es apropiado para la separación de la fase dispersa liviana de la fase continua pesada, deberá aumentarse el diámetro y, por la relación (Leff/D), la longitud efectiva de separación, hasta lograr que las distancias horizontales recorridas por las gotas de líquido liviano, en el tiempo en que se separan, sean menores o iguales a la longitud efectiva del tambor, es decir: Xhliv_NAAI Longitud efectiva de separación Xhliv_NBBI Longitud efectiva de separación Estas distancias están medidas desde el fondo del tambor, hasta la altura de la interfase líquido–líquido, la cual puede estar en NAAI o en NBBI. Cuando se cumpla esta relación, hay que verificar si el tamaño es apropiado para separar la fase dispersa liviana de la fase continua liviana: en el caso que no se separen, ir al paso 6. En el caso que se separen, ir al paso 7, ya que las dimensiones obtenidas, son las dimensiones requeridas del tambor. Paso 7.– Cálculo de boquillas de proceso. Seguir las indicaciones del aparte 4.8, redondeando al tamaño estándar por arriba más cercano a lo calculado. Paso 8.– Cálculo del distribuidor de entrada. Seguir las indicaciones del aparte 4.9.1. Paso 9.– Cálculo del deflector para la boquilla de salida de líquido liviano. Seguir las indicaciones del aparte 4.9.3. Paso 10.– Especificación de rompe–vórtices Siguiendo las recomendaciones del aparte 4.7.3 del MDP–03–S–03, escoger el tipo de rompe–vórtice y anexar el estándar PDVSA aplicable.


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ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ NOMENCLATURA

D Dp d hliv_NAAI

= = = =

hliv_NBBI

=

hpes_NAAI

=

hpes_NBBI

=

NBI

=

NNI

=

SRAN

=

Vt

=

Vt’

=

Diámetro del tambor. Diámetro de la gota. Diámetro de la gota. Altura que debe ascender una gota de líquido liviano disperso en la fase líquida pesada continua, desde el fondo del tambor, hasta el nivel alto alto de la interfase (NAAI) Altura que debe ascender una gota de líquido liviano disperso en la fase líquida pesada continua, desde el fondo del tambor hasta el nivel bajo bajo de la interfase (NBBI) Altura que debe descender una gota de líquido pesado disperso en la fase líquida liviana continua, desde el tope del tambor cuando no hay espacio para venteo, o desde el nivel de líquido cuando hay espacio para venteo, hasta el nivel alto alto de la interfase (NAAI) Altura que debe descender una gota de líquido pesado disperso en la fase líquida liviana continua, desde el tope del tambor cuando no hay espacio para venteo, o desde el nivel de líquido cuando hay espacio para venteo, hasta el nivel bajo bajo de la interfase (NBBI) Nivel bajo de interfase líquido–líquido Nivel normal de interfase líquido–líquido Ancho de las ranuras del distribuidor de entrada Velocidad terminal de decantación (flotación) Velocidad terminal de decantación (flotación)

En unidades SI


mm m mm mm

pulg pie pulg pulg

mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg

m/s

pie/s

m/s

pie/s


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ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ Xhliv_NAAI

=

ρL

= =

Distancia horizontal recorrida por una gota de líquido liviano disperso en la fase líquida pesada continua, durante el mismo tiempo que asciende la altura hliv_NAAI Distancia horizontal recorrida por una gota de líquido liviano disperso en la fase líquida pesada continua, durante el mismo tiempo que asciende la altura hliv_NBBI Distancia horizontal recorrida por una gota de líquido pesado disperso en la fase líquida liviana continua, durante el mismo tiempo que desciende la altura hpes_NAAI Distancia horizontal recorrida por una gota de líquido pesado disperso en la fase líquida liviana continua, durante el mismo tiempo que desciende la altura hpes_NBBI Densidad de la fase pesada. Densidad de la fase liviana.

Xhliv_NBBI

=

Xhpes_NAAI

=

Xhpes_NBBI

=

ρP µ’

=


mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg

kg/m3 kg/m3

lb/pie 3 lb/pie 3

mPa.s

lb/pie/s

Factores que dependen de las unidades usadas En En unidades unidades SI inglesas

F1 F12

= =

Sub Sección 4., Ec. (1) Sub Sección 4., Ec.(2)

1000 0.545 x 10–3

1 18.4663



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APENDICE Figura 1 Figura 2 Figura 3 Figura 4

Tambores separadores líquido líquido con bota decantadora. Tambores separadores líquido líquido con sombrero separador de líquido liviano. Tambores separadores líquido líquido con dos fases en el cuerpo. Deflector en la boquilla de salida de líquido liviano.


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Fig 1. TAMBORES SEPARADORES LIQUIDO LIQUIDO CON BOTA DECANTADORA

SALIDA DE LIQUIDO LIVIANO

ENTRADA DE LIQUIDO

LONGITUD EFECTIVA DE SEPARACION VENTEO DL DL

1/2 DIAMETRO

DIAMETRO

2DL

NAAI

NBBI 230mm (9”) ROMPE VORTICE

SALIDA DE LIQUIDO PESADO


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Fig 2. TAMBORES SEPARADORES LIQUIDO LIQUIDO CON SOMBRERO SEPARADOR DE LIQUIDO LIVIANO


NAAI

230mm(9”)

ENTRADA DE LIQUIDO

1/2 DIAMETRO

DIAMETRO

NBBI

ROMPE VORTICE

SALIDA DE LIQUIDO PESADO LONGITUD EFECTIVA DE SEPARACION


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Fig 3. TAMBORES SEPARADORES LIQUIDO LIQUIDO CON DOS FASES EN EL CUERPO


ENTRADA DE LIQUIDO LONGITUD EFECTIVA DE SEPARACION

(TAMBORES SIN ESPACIO PARA VENTEO)

VENTEO

hVENT

hpes_NAAI

hpes_NAAI

NNI

DIAMETRO

DIAMETRO

NAAI

hpes_NBBI hliv_NAAI NBBI hliv_NBBI

ROMPE VORTICE

TAMBORES SIN ESPACIO PARA VENTEO


NAAI

hpes_NBBI hliv_NAAI NBBI hliv_NBBI

PARA TAMBORES CON ESPACIO PARA VENTEO


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Fig 4. DEFLECTOR EN LA BOQUILLA DE SALIDA DE LIQUIDO LIVIANO

2DL

SALIDA LIVIANO

DL/2

DL DL

2DL

2DL

DL/2

ARREGLO PARA TAMBORES SIN ESPACIO PARA VENTEO

DIMENSIONES DEL REFLECTOR SALIDA LIVIANO

DL: DIAMETRO DE LA BOQUILLA DE SALIDA DE LIQUIDO LIVIANO

hVENT

100mm (4”)

DL

2DL

ARREGLO PARA TAMBORES CON ESPACIO PARA VENTEO


PDVSA N°

MDP–03–S–05

0

AGO.95

REV.

FECHA

APROB.

PDVSA, 1983

TITULO

TAMBORES SEPARADORES LIQUIDO – LIQUIDO – VAPOR


PAG. REV. APROB.

APROB. APROB. FECHA

ESPECIALISTAS



SEPARACION FISICA SEPARADORES LIQUIDO–LIQUIDO–VAPOR PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO Indice manual

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Indice 1 OBJETIVO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

2 ALCANCE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2

3 REFERENCIAS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3


3

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6 4.7

Consideraciones generales . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Decantación de las fases líquidas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Niveles/tiempos de residencia . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Botas decantadoras . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Evaluación de la capacidad de separación líquido–líquido de acuerdo al separador a usar . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Consideraciones de diseño para algunos servicios específicos . . . . . . . . Información complementaria en otros documentos técnicos de PDVSA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

5 METODOLOGIA DE DISEÑO . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.1

3 6 8 14 15 20 22

23

Procedimiento de diseño para tambores horizontales con bota decantadora, una sola entrada. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Procedimiento de diseño para tambores horizontales con bota decantadora, dos entradas. (PENDIENTE) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Procedimiento de diseño para tambores horizontales con las dos fases líquidas dentro del cuerpo cilíndrico, una sola entrada . . . . . . Procedimiento de diseño para tambores horizontales con las dos fases líquidas dentro del cuerpo cilíndrico, dos entradas. . . . . . . . . . . . . . Procedimiento de diseño para tambores horizontales con compartimientos separados . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

33

6 NOMENCLATURA . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

54

7 APENDICE . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

58

5.2 5.3 5.4 5.5

Figura 1. Figura 2. Figura 3.

23 33

44 44

Identificación de niveles y dimensiones en un tambor separador vapor–líquido–líquido con bota decantadora (una sola entrada) 59 Identificación de niveles y dimensiones en un tambor separador vapor–líquido–líquido con dos fases líquidas en el cuerpo principal (una sola entrada) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 61 Identificación de niveles y dimensiones en un tambor separador vapor–líquido–líquido con compartimientos separados . . . . . . . . . 63



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OBJETIVO Entregar suficiente información para el Diseño de Procesos completo de Tambores Separadores Vapor–Líquido–Líquido horizontales. El tema “Tambores separadores”, dentro del área de “Separación Física”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientes documentos: PDVSA–MDP– Descripción de Documento 03–S–01 Tambores Separadores: Principios Básicos 03–S–03 Tambores Separadores, Procedimientos de Diseño: Separadores Líquido–Vapor 03–S–04 Tambores Separadores, Procedimientos de Diseño: Separadores Líquido–Líquido 03–S–05 Tambores Separadores, Procedimientos de Diseño: Separadores Líquido–Líquido–Vapor (Este documento) Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Tambores Separadores”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, son una actualización de la Práctica de Diseño “TAMBORES”, presentada en la versión de Junio de 1986 del MDP (Sección 5).

2

ALCANCE Se cubrirá el cálculo de proceso de tambores separadores vapor–líquido– líquido horizontales, principalmente para operaciones de Refinación y manejo de Gas en la IPPCN, incluyendo el diseño/especificación de boquillas de proceso e internos necesarios para una operación confiable del equipo con respecto a la instalación donde está presente. El uso de separadores verticales no se considera, debido a los grandes volúmenes requeridos de líquido para la separación líquido–líquido. Los líquidos aquí considerados se suponen esencialmente inmiscibles, aproximación bastante buena para las operaciones que normalmente maneja la IPPCN, como es la separación gases–hidrocarburos líquidos–agua. Esencialmente, se cubrirá el diseño de tres tipos principales de tambores separadores vapor–líquido–líquido: 1.

Tambores horizontales con bota decantadora (Ver Figura 1.).

2.

Tambores horizontales con las dos fases líquidas dentro del cuerpo cilíndrico (Ver Figura 2.).

3.

Tambores horizontales con compartimientos separados (Ver Figura 3.).


PDVSA

SEPARACION FISICA SEPARADORES LIQUIDO–LIQUIDO–VAPOR PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO

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REFERENCIAS Manual de Diseño de Proceso PDVSA–MDP–04–CF–01 PDVSA–MDP–02–FF–01 PDVSA–MDP–02–K–01 PDVSA–MDP–03–S–01 PDVSA–MDP–08–SD–01

Torres de Fraccionamiento Flujo de Fluidos Compresores Tambores Separadores: Principios Básicos Sistemas de Disposición

Manual de Ingeniería de Diseño PDVSA–MID–10603.2.302 PDVSA–MID–10603.2.306 PDVSA–MID–10603.2.308 PDVSA–MID–10603.2.309

Deflector de Entrada y Salida de Vapor Separador de Malla Metálica y Soporte Plancha típica rompe–vórtice Rompe vórtice–tipo rejilla

Otras Referencias 1. PDVSA, MANUAL DE DISEÑO DE PROCESOS, PRACTICAS DE DISEÑO, Vol 2, Sección 5: ”TAMBORES”, Junio 1986.

4


Consideraciones generales Tres tipos principales de separadores vapor–líquido–líquido serán estudiados en estos procedimientos de diseño: Tambores horizontales con bota decantadora (Ver Figura 1.) Se usan cuando la cantidad de fase líquida pesada a contener por el separador es bastante pequeña (muy poco tiempo de residencia y/o muy bajos flujos de fase líquida pesada). En este tipo de separadores, el criterio primordial de diseño es que la fase líquida liviana esté libre de gotas de líquido pesado. Cuando se inicia el diseño de un separador vapor–líquido–líquido, son los primeros a tratar de diseñar, ya que ahorran costos al no poner en el cilindro principal el volumen del líquido pesado, ahorrando diámetro (y longitud también), en el cuerpo principal del recipiente, teniendo un costo extra por tener la bota decantadora, pero este costo es menor que si se tuviera la fase líquida pesada dentro del cuerpo principal del separador.




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En estos equipos, existe un control de nivel gas–líquido en el cuerpo principal, y un control de nivel de interfase líquido–líquido en la bota decantadora. (Debe recordarse que el control de nivel de interfase es más difícil y, a veces, menos confiable que el control de nivel gas–líquido. El volumen de operación y de emergencia para la fase líquida liviana está contenido en el cuerpo principal del separador. El volumen de operación (en estos casos, casi nunca se tiene volumen de emergencia), para el líquido pesado, lo contiene la bota decantadora. Tambores horizontales con las dos fases líquidas dentro del cuerpo cilíndrico (Ver Figura 2.) Cuando la cantidad de fase líquida pesada a retener es tal que no puede tenerse en una bota decantadora, ya que ésta sería más grande que lo que las buenas prácticas de construcción mecánica permitirían, la siguiente alternativa a escoger es un separador con las dos fases líquidas dentro del cuerpo cilíndrico. Esta alternativa es más costosa que la anterior, ya que el tener la fase líquida pesada también dentro del cuerpo, aumenta el diámetro del recipiente, haciéndolo más pesado y más costoso. En este tipo de separadores, el criterio primordial de diseño es que la fase líquida liviana esté libre de gotas de líquido pesado. En estos equipos, se tiene control de nivel gas–líquido y control de interfase líquido–líquido, dentro del mismo cuerpo cilíndrico, lo cual hace más complicada la operación del equipo y su relación con los procesos aguas abajo. Obviamente, el volumen de operación y de emergencia para la fase líquida liviana y el volumen de operación (en estos casos, casi nunca se tiene volumen de emergencia), para el líquido pesado está contenido en el cuerpo principal del separador. Tambores horizontales con compartimientos separados (Ver Figura 3.) En los casos cuando la fase líquida pesada es la más importante, es decir, la que controla el procesamiento aguas abajo, como serían los despojadores de aguas agrias o los de aminas, el tiempo de residencia de operación (y tiempo de respuesta de operador a emergencias en la operación), y el flujo del líquido pesado son mucho mayores que los correspondientes de la fase líquida pesada. En este tipo de separadores, el criterio primordial de diseño es que la fase líquida pesada esté libre de gotas de líquido liviano. Estos equipos, también llamados separadores de balde (“bucket”), y de vertedero (“weir”), tienen fijo el nivel de líquido con respecto a la fase vapor/gas, debido al rebosadero de fase liviana hacia el compartimiento de fase líquida liviana (balde o “bucket” de líquido liviano), el cual fija dicha altura.




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FECHA

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En la zona del separador antes del balde de líquido liviano, es donde se produce la separación de las gotas de líquido liviano, de la fase pesada continua: aquí no se controla interfase líquido–líquido, ya que la posición de dicha interfase se fija (más o menos), por la diferencia de alturas entre el rebosadero de líquido liviano hacia el balde, y el vertedero de fase pesada hacia el compartimiento del tambor que contiene dicho líquido pesado. Es conveniente notar que las densidades de las fases líquidas involucradas, y el flujo de la fase pesada, afectan también la posición de dicha interfase y, si tales características varían, cambiará la posición de dicha interfase. Los requerimientos de volumen de operación y de emergencia para el líquido pesado, son satisfechos en el compartimiento de pesados que está limitado por el vertedero de pesados. Los requerimientos de volumen de operación y de emergencia para el líquido liviano, son satisfechos en el balde de líquido liviano del separador. De acuerdo a lo anterior, este es el diseño más costoso, ya que la longitud del separador es aumentada, con respecto a los otros tipos ya mencionados, por el balde y el compartimiento de líquido pesado limitado por el vertedero correspondiente. Debido a que no “importante”, la medición de interfase líquido–líquido, es más fácil de operar, ya que sólo tiene control de nivel vapor líquido en el balde de livianos, y sólo control de nivel vapor líquido en el compartimiento de pesados. Para todos los efectos de este documento, cuando se hable de separadores de compartimientos separados, se usará el término “balde”, como genérico del compartimiento del líquido liviano, y “vertedero”, como genérico del vertedero y el compartimiento de la fase líquida pesada. Consideraciones con respecto al área de flujo de vapor, arrastre en la superficie de líquido, diseño y uso de mallas, otros internos y cálculo de boquillas de proceso Con respecto al área de flujo de vapor, arrastre en la superficie de líquido, consideraciones para el diseño y uso de mallas, otros internos y cálculo de boquillas de proceso, se recomienda consultar el documento PDVSA–MDP–03–S–03: Tambores Separadores, Procedimientos de Diseño: Separadores Líquido–Vapor. Dicho documento cubre exhaustivamente tales temas. Como guía, se presenta la siguiente tabla:


PDVSA


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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Tema

4.2

Sección en MDP–03–S–03

Comentarios / Modificaciones

Area de Flujo de vapor

4.1

Arrastre en la superficie de líquido Boquillas de Proceso

4.4

Consideraciones para el diseño y uso de mallas Otros internos

4.6

Si el líquido liviano es más del 5% en vol de la fase líquida total, usar su densidad para el cálculo de la velocidad crítica; en caso contrario, usar la densidad promedio de la fase líquida total Sólo se consideran tambores separadores horizontales Sólo se consideran tambores separadores horizontales Boquillas elevadas o con exten– siones rectas, para el retiro del líquido liviano Sólo se consideran tambores separadores horizontales Codos de 90º, distribuidores en forma de “T”, rompe vórtices, recolectores de gas

4.5

4.7

Decantación de las fases líquidas

4.2.1

Velocidad de decantación y de flotación De acuerdo a la literatura, el proceso de decantación (o de flotación, según sea el caso), de gotas líquidas dispersas en una fase líquida continua, puede describirse por tres mecanismos diferentes, de acuerdo al rango de número de Reynolds de gota en el cual se esté operando:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Rango del No. de Reynolds <2 2, 500 > 500

Ley o mecanismo de decantación Stokes Intermedia Newton

Sin embargo, para efectos de diseño, se ha impuesto un límite superior a la velocidad de decantación (flotación) que se pueda usar para diseñar un equipo que tenga alguna forma de decantación (flotación) líquido–líquido: dicha velocidad máxima es de 4.2 mm/s o 10 pulg/min (4.2 x 10–3 m/s o 1.39 x 10–2 pie/s): esta restricción tomaría en cuenta la compensación de variables no involucradas en el cálculo, como la velocidad de coalescencia y el grado de turbulencia, en el diseño de la sección de decantación del separador. Puede probarse que, de acuerdo a este límite superior, todos los casos prácticos de decantación pueden describirse apropiadamente, para diseño, usando la ley de Stokes [Ec. (1)]:




V t


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F 1 g D2p ρ P – ρ L

Ec. (1)

18 m

ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ donde:

En unidades SI m/s


m 1000

pie 1

9.807 m/s2 kg/m3

32.174 pie/s2 lb/pie 3

Vt’

=

Dp F1

= =

g

= =

Velocidad terminal de decantación (flotación). Diámetro de la gota. Factor cuyo valor depende de las unidades usadas. Aceleración de la gravedad. Densidad de la fase pesada.

=


kg/m3

lb/pie 3

=


mPa.s

lb/pie/s

ρP ρL m’

Llevando la ecuación de la ley de Stokes a una forma más amigable, se tiene (Ecs. (2), (3)): V t F 12 x d2 x ρ P – ρ L m Re

Ec. (2)

F 15 x d Vt ò c m

Ec. (3)

ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ donde:

En unidades SI m/s


Vt

=

d Re

= = =

Velocidad terminal de decantación (flotación). Diámetro de la gota. Número de Reynolds de gota. Densidad de la fase continua.

=

Densidad de la fase pesada.

kg/m3

lb/pie 3

=


kg/m3

lb/pie 3

m F12

= =

mPa.s 0.545 x 10–3

cP 18.4663

F15

=

Viscosidad de la fase continua. Factor cuyo valor depende de las unidades usadas. Factor cuyo valor depende de las unidades usadas.

1

123.871

ρc ρP ρL

mm

pulg Adimensional kg/m3 lb/pie 3

Para efectos de este manual, la ley de Stokes será empleada siempre para el cálculo de las velocidades de flotación y decantación de gotas de fases líquidas.



4.2.2


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Tamaño de gota de líquido a separar Normalmente, la separación líquido líquido considera, para efectos de diseño, un tamaño de gota de líquido de 127 µm o 127 mm (0.005 pulg). Sin embargo, como la mayoría de las operaciones de separación líquido–líquido en la IPPCN, tienen que ver con separación hidrocarburos–agua a medida que la densidad de los hidrocarburos se acerca a la del agua, más difícil es la separación y se necesita separar gotas más pequeñas. Tomando en cuenta lo anterior y, para efectos de guía en la escogencia del tamaño de gota de líquido a emplear en el diseño, usar la siguiente tabla:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ Tamaño de gotas para separación líquido–líquido Fase Líquida Liviana Fase Líquida Tamaño de la Gota, Pesada (ambas fases)

Hidrocarburos ° API < 35 Agua o soda cáustica Hidrocarburos ° API > 35 Agua o soda cáustica Agua Furfural Metil–Etil–Cetona Agua Sec–butil–alcohol Agua Metil–isobutil–Cetona Agua Otros casos

4.3

mm 0.127 0.089 0.089 0.089 0.089 0.089 0.127

pulg 0.005 0.0035 0.0035 0.0035 0.0035 0.0035 0.005

Niveles/tiempos de residencia A continuación se presentarán definiciones y comentarios sobre niveles de líquido, tiempos de residencia y temas relacionados, con el objetivo de justificar criterios y procedimientos de diseño que se mostrarán posteriormente.

4.3.1

Identificación de los niveles en un recipiente De acuerdo a lo normalmente empleado en la IPPCN para hablar de niveles en un recipiente líquido–vapor, tenemos la siguiente tabla (Ver Figs. 1. y 2.)


PDVSA


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ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ Siglas típicas en español NAAL NAL NNL NBL NBBL NAI NBI


Nivel alto–alto de líquido Nivel alto de líquido Nivel normal de líquido Nivel bajo de líquido Nivel bajo–bajo de líquido Nivel alto de interfase Nivel bajo de interfase

Siglas típicas en inglés HHLL HLL NLL LLL LLLL HIL LIL

Para efectos de consistencia en la discusión en el MDP de tambores, se usarán las siglas típicas en español para identificar los diferentes niveles. 4.3.2

Volumen de operación de la fase liviana Es el volumen de líquido liviano existente entre NAL y NBL. Este volumen, también conocido como volumen retenido de líquido liviano, y en inglés como “light liquid surge volume” o “light liquid holdup”, se fija de acuerdo a los requerimientos del proceso, para asegurar un control adecuado, continuidad de las operaciones durante perturbaciones operacionales, y para proveer suficiente volumen de líquido liviano para una parada ordenada y segura cuando se suceden perturbaciones mayores de operación.

4.3.3

Tiempo de residencia de operación de la fase liviana Es el tiempo correspondiente en el cual el flujo de líquido liviano puede llenar el volumen de operación de la fase liviana en el recipiente bajo estudio. La mayoría de las veces, cuando se quiere especificar el volumen de operación de la fase liviana, lo que realmente se indica es cuantos minutos deben transcurrir entre NAL y NBL. También es conocido en inglés como “light liquid surge time”.

4.3.4

Volumen de operación de la fase pesada Es el volumen de líquido pesado existente entre NAI y NBI. Este volumen, también conocido como volumen retenido de líquido pesado, y en inglés como “heavy liquid surge volume” o “heavy liquid holdup”, se fija de acuerdo a los requerimientos del proceso, para asegurar un control adecuado, continuidad de las operaciones durante perturbaciones operacionales, y para proveer suficiente volumen de líquido pesado para una parada ordenada y segura cuando se suceden perturbaciones mayores de operación.



4.3.5


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Tiempo de residencia de operación de la fase pesada Es el tiempo correspondiente en el cual el flujo de líquido pesado puede llenar el volumen de operación de la fase pesada en el recipiente bajo estudio. La mayoría de las veces, cuando se quiere especificar el volumen de operación de la fase pesada, lo que realmente se indica es cuantos minutos deben transcurrir entre NAI y NBI. También es conocido en inglés como “heavy liquid surge time”.

4.3.6

Tiempo de respuesta o de intervención del operador Es el tiempo que tarda el operador (o grupo de operadores), en responder cuando suena una alarma de nivel en el panel y resolver la perturbación operativa que originó la alarma, antes que otros sistemas automatizados (Interruptores o “switches” de nivel), originen paradas seguras de equipos aguas abajo y/o de la planta completa. Si de un tambor separador estamos alimentando a una bomba, sería muy engorroso que la bomba se quedara “seca”, es decir, que no tuviera líquido que bombear, ya que eso podría dañar al equipo; y si, a su vez, la bomba alimenta a un horno, se podría generar una emergencia mayor en la planta por rotura de un tubo del horno, ya que éste, a su vez, ha quedado “seco”. Por esa razón, el tambor alimentador de la bomba se equipa con alarmas de nivel de NAL y NBL, y con interruptores y/o alarmas de NAAL y NBBL: al sonar la alarma de NBL, los operadores investigarían y resolverían, en menos del llamado “tiempo de respuesta del operador”, el problema que originó la reducción de nivel; en el caso que no pudieran resolver el problema en el tiempo indicado, el interruptor de NBBL activaría una parada segura de la bomba y, seguramente, una parada segura del horno y de toda la planta. Debido a las diferentes tradiciones operativas que existen en la IPPCN, es dífícil establecer un criterio uniforme acerca de cuál es el “tiempo promedio de respuesta del operador”; sin embargo, se usará, como criterio general, que el tiempo de respuesta de un operador es de cinco minutos: esto significa que el tiempo de retención de líquido entre NAL y NAAL (o entre NBL y NBBL), será de cinco minutos.

4.3.7

Volumen de emergencia Es el volumen adicional que corresponde al líquido que debe satisfacer el llamado “tiempo de respuesta o de intervención del operador”: de acuerdo a lo expresado en 4.3.6, cuando se tengan interruptores y/o alarmas de NAAL o NBBL, se tendrán cinco minutos adicionales de tiempo de residencia de líquido por interruptor/alarma, lo que indica que, cuando se tiene NAAL y NBBL, se añaden 10 minutos de tiempo de residencia, a lo cual corresponde un volumen de líquido de emergencia de 10 minutos del máximo flujo de líquido.



4.3.8



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Nivel bajo–bajo de líquido liviano (o bajo, cuando aplique) La distancia mínima desde el nivel bajo–bajo de líquido liviano, si se tiene un Interruptor y/o alarma de nivel bajo–bajo de líquido liviano, (o nivel bajo, si no se tiene un Interruptor y/o alarma de nivel bajo–bajo), hasta el Nivel alto de interfase (cuando se tengan dos fases líquidas en el tambor), o hasta el fondo del recipiente (cuando existe una bota decantadora), es 230 mm mínimo (9 pulg). Sin embargo, este valor puede cambiar debido a requerimientos de tiempo de residencia del líquido liviano, para lograr decantación exitosa del líquido pesado, como se verá posteriormente en los procedimientos de diseño. Para el caso del balde de líquido liviano, de separadores con compartimientos separados, medido desde el fondo del balde, este valor se conoce como hBBALDE–NBL. Para el caso del compartimiento de líquido pesado, de separadores con compartimientos separados, medido desde el fondo del tambor, este valor se conoce como hVNBBL.

4.3.9

Nivel bajo de interfase La distancia mínima desde el nivel bajo de interfase, hasta el fondo del recipiente, ya esté en una bota decantadora, o en un tambor con líquido pesado en el cuerpo cilíndrico, es 230 mm mínimo (9 pulg).

4.3.10

Criterios para fijar el volumen de operación/tiempo de residencia La tabla siguiente, presenta criterios para fijar el volumen de operación o tiempo de residencia de líquido, para ciertos servicios específicos:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Descripción (para una fase líquida)

Tiempo de Residencia de Operación, min

Tambores de Alimentación a Unidades

Alimentación desde otra unidad (diferente cuarto de control) Alimentación desde otra unidad (mismo cuarto de control) Alimentación desde tanquería lejos del area de operación

20 15

15–20


PDVSA



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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Otros Tambores

Alimentación a una columna (diferente cuarto de control) Alimentación a una columna (mismo cuarto de control) Producto a tanquería lejos del área operativa o a otro tambor de alimentación, directo, sin bomba Producto a tanquería lejos del área operativa o a otro tambor de alimentación, directo, con bomba Producto a tanquería lejos del área operativa o a otro tambor de alimentación, con bomba, que pasa a través de un sistema de intercambio calórico Unica carga a un horno de fuego directo

4.3.11

7 5 2

5

3–5

10

Tiempos de residencia de las fases líquidas pesada y liviana, calidad de separación de las fases y efectos sobre el diseño del separador La mayoría de las aplicaciones de la IPPCN para tambores separadores vapor líquido líquido, incluyen, como fase líquida pesada, una relativamente pequeña cantidad de agua, y como fase líquida liviana, una relativamente grande cantidad de hidrocarburos líquidos. Además, casi siempre el procesamiento aguas abajo de los hidrocarburos líquidos es de capital importancia, por lo que se le fijan relativamente altos tiempos de residencia de operación en el separador, con el objetivo de garantizar una operación confiable y “ayudar” a que la separación líquido–líquido sea óptima.

Mientras tanto, casi siempre el procesamiento posterior del agua separada, es de menor cuantía y no afecta partes críticas del proceso, por lo cual, regularmente, se le asignan tiempos de residencia de operación relativamente bajos. En el caso que este último criterio no aplique, como es el caso de alimentación a despojadores de aguas agrias, los tiempos de residencia del agua aumentan dramáticamente. 4.3.12

Longitud efectiva de operación (Leff) Es la longitud de tambor requerida para que se suceda la separación vapor/gas–líquido–líquido, y se puedan tener los volúmenes requeridos de líquido, tanto de operación como de emergencia. Esta es la longitud que normalmente se obtiene por puros cálculos de proceso.




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En el caso de tambores horizontales de una sola boquilla de alimentación, corresponde a la distancia entre la boquilla de entrada y la de salida de gas, la cual es la distancia horizontal que viaja una gota de líquido desde la boquilla de entrada, hasta que se decanta totalmente y se une al líquido retenido en el recipiente, sin ser arrastrada por la fase vapor que sale por la boquilla de salida de gas. Sin embargo, para obtener la longitud tangente–tangente del tambor horizontal, es necesario sumar los tamaños de las boquillas antes mencionadas, las tolerancias de construcción necesarias para soldar dichas boquillas, soldar los cabezales o extremos del tambor y cualquier otra cosa que obligue a aumentar la longitud del tambor. A criterio del diseñador de procesos, éste puede aproximar la longitud efectiva a la longitud tangente–tangente, y esperar que la especialidad mecánica complete el diseño del tambor, para luego verificar si se cumple la separación. 4.3.13

Diferencia mínima de nivel entre NAAL y NBBL Se fija como diferencia mínima de nivel entre NAAL y NBBL, 360 mm o 14 pulg, lo cual supone el uso de instrumentos de nivel que puedan trabajar en este rango. Si esto no fuera posible, como sería el caso de instrumentos de nivel con desplazadores externos, deberá ajustarse este valor mínimo apropiadamente.

4.3.14

Diferencia mínima de nivel entre NAI y NBI Se fija como diferencia mínima de nivel entre NAI y NBI, 360 mm o 14 pulg, lo cual supone el uso de instrumentos de nivel que puedan trabajar en este rango. Si esto no fuera posible, como sería el caso de instrumentos de nivel con desplazadores externos, deberá ajustarse este valor mínimo apropiadamente.

4.3.15

Interfase en separadores con compartimientos separados Como ya fue mencionado en 4.1, el nivel de interfase viene fijado por las propiedades de las fases líquidas, el flujo de la fase líquida pesada, y la diferencia de alturas entre el rebosadero del balde de fase líquida liviana, y el vertedero del líquido pesado Las alturas de dichas placas de rebose del líquido liviano y del líquido pesado, se ajustan para mantener, por lo menos, una capa de líquido liviano de 230 mm (9 pulg) de profundidad, en el compartimiento de decantación. La diferencia de dichas alturas es (Ec. (4)):

ρQ QW h OB–h WB hOW 1– ρ F 11 Lc W

Ec. (4)


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donde:

ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ hOB

=

hWB

=

hOW

=

QW LC

= =

rO

=

rW

=

F11

=

Distancia vertical del fondo del tambor al tope del rebosadero del balde de líquido liviano Distancia vertical del fondo del tambor al tope del vertedero de líquido pesado Distancia vertical desde la interfase líquido liviano/líquido pesado hasta el tope del rebosadero del balde de líquido liviano (230 mm (9 pulg) mínimo) Flujo de líquido pesado Longitud de la cuerda en el tope del vertedero de líquido pesado Densidad (a condiciones de operación), de la corriente más pesada de líquido liviano alimentada al tambor. Si la densidad del líquido liviano es desconocida, use 900 kg/m3 (56 lb/pie3) Densidad líquido pesado a condiciones de operación Factor que depende de las unidades usadas

En unidades SI m

En unidades inglesas pulg

mm

pulg

mm

pulg

m3/s mm

pie3/s pie

kg/m3

lb/pie 3

kg/m3

lb/pie 3

67025.7

5.384

La ecuación (4), la cual se basa en el flujo de un vertedero rectangular, toma en cuenta la presencia de las dos fases líquidas en el compartimiento de decantación y de un cabezal de líquido pesado por encima del tope del vertedero de líquido pesado.

4.4

Botas decantadoras Cuando existe una cantidad relativamente pequeña de la fase líquida pesada (por ejemplo, agua), ésta, a veces, se retira a través de una bota localizada en el fondo del tambor. La bota permite una reducción en el tamaño del tambor eliminando la capa de la fase pesada en el fondo del mismo. Para satisfacer las consideraciones mecánicas y económicas, los diámetros de las botas no deberían exceder los siguientes valores:


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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Dtamb

mm 1000 >1000, <1500 1500

Dbota (máx.)

pulg 40 >40, <60 60

0.5 x Dtamb 500 mm (20 pulg.) 1/3 x Dtamb

Los criterios para el diseño de botas son los siguientes:

4.5 4.5.1

1.

Las botas se dimensionan para que la velocidad de la fase líquida pesada sea menor que la velocidad de ascenso de las gotas de la fase líquida liviana. La velocidad de ascenso o de flotación de las gotas se estima usando la ecuación (2). El criterio de velocidad de la fase líquida pesada a usar en este documento, será del 85% de la velocidad de flotación de la fase líquida liviana.

2.

La distancia entre el NBI y el NAI se basa en el volumen de operación requerido para control (usualmente dos minutos), o en las dimensiones del instrumento de nivel (las distancias entre las tomas de instrumento es, por lo menos, de 360 mm (14 pulg)). Para los instrumentos de nivel con desplazador externo, la distancia mínima entre la toma superior y la pared del tambor debería ser de 510 mm (20 pulg).

Evaluación de la capacidad de separación líquido–líquido de acuerdo al separador a usar Filosofía de diseño y tipo de separador a usar De acuerdo a lo mencionado en 4.3.11, los esfuerzos de diseño se enfocan, principalmente, en la separación de las gotas de agua del hidrocarburo líquido, ya que este último deberá estar “libre” de agua (del agua que pueda separarse por pura gravedad), para procesamiento posterior: éste es el concepto base que se usa en los procedimientos de diseño que posteriormente se presentarán para separadores con dos fases líquidas en el cuerpo cilíndrico y para separadores con bota de decantación. Sin embargo, hay casos donde el esfuerzo de diseño está enfocado principalmente en la separación de las gotas de la fase líquida liviana de la fase líquida pesada: en estos casos, existe una cantidad relativamente grande de fase líquida pesada y una cantidad relativamente pequeña de líquido liviano: éste es el concepto base que se usa en los procedimientos de diseño que posteriormente se presentarán para separadores con compartimientos para retirar la fase liviana y la fase pesada.



4.5.2


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Análisis de la decantación de la fase líquida pesada, cuando es el criterio determinante de diseño En un tambor separador horizontal, al estudiar la decantación de las gotas de fase líquida pesada (fase discontinua), en la fase líquida liviana (fase continua), se observa que la gota viaja en una dirección inclinada hacia abajo, con una velocidad que está compuesta por un componente vertical hacia abajo, que corresponde a la velocidad de decantación, y un componente horizontal, en el sentido del flujo de la corriente líquida liviana, que corresponde a la velocidad de flujo de dicha fase, la cual se calcula por la división del flujo volumétrico entre el área transversal que ocupa dicha fase. No importa los niveles que en un momento el tambor tenga, la separación de la fase pesada de la fase liviana debe garantizarse: por lo tanto el diseño del separador debe ser tal que, si se está a máximo nivel ó a minimo nivel (ó cualquier valor intermedio), la decantación de las gotas de fase líquida pesada (fase discontinua), en la fase líquida liviana (fase continua) debe sucederse exitosamente. La separación de la fase pesada de la fase liviana se sucederá cuando el tiempo de residencia de la gota a separar, sea mayor que el tiempo requerido para decantar en la fase continua. En términos de distancias en el separador, esto se traduce en que la distancia horizontal que la gota recorre, cuando ha decantado totalmente (es decir, cuando ha tocado el fondo del recipiente para el caso de tambores con bota decantadora; o cuando llega a la interfase, para el caso de dos fases líquidas en el cuerpo), es menor que la distancia horizontal entre la entrada de la alimentación y la boquilla elevada de salida del líquido liviano (para tambores con dos fases líquidas en el cuerpo cilíndrico), o el extremo horizontal más alejado de la bota (para tambores con bota decantadora), también conocida tal distancia como longitud efectiva de separación (Leff ).

4.5.3

Análisis de la flotación de la fase líquida liviana, cuando es el criterio determinante de diseño En un tambor separador horizontal, al estudiar la flotación de las gotas de fase líquida liviana (fase discontinua), en la fase líquida pesada (fase continua), se observa que la gota viaja en una dirección inclinada hacia abajo, con una velocidad que está compuesta por un componente vertical hacia arriba, que corresponde a la velocidad de flotación, y un componente horizontal, en el sentido del flujo de la corriente líquida pesada, que corresponde a la velocidad de flujo de dicha fase, la cual se calcula por la división del flujo volumétrico entre el área transversal que ocupa dicha fase. No importa los niveles que en un momento el tambor tenga, la separación de la fase liviana de la fase pesada debe garantizarse: por lo tanto el diseño del separador debe ser tal que, la flotación de las gotas de fase líquida liviana (fase discontinua), en la fase líquida pesada (fase continua) debe sucederse exitosamente.




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La separación de la fase liviana de la fase pesada se sucederá cuando el tiempo de residencia de la gota a separar, sea mayor que el tiempo requerido para flotar en la fase continua. En términos de distancias en el separador, esto se traduce en que la distancia horizontal que la gota recorre, cuando se ha separado totalmente (es decir, cuando ha subido hasta la interfase líq. pesado/líq. liviano), es menor que la distancia horizontal entre la entrada de la alimentación y el rebosadero del balde del líquido liviano. 4.5.4

Evaluación de la capacidad de decantación en tambores con bota decantadora (Ver Figura 1.) En este caso, no existe fase líquida pesada en el cuerpo principal del equipo, sólo en la bota decantadora. El punto de partida es un separador trifásico, con un diámetro y una longitud calculados para separación vapor líquido solamente, donde el volumen total de líquido está compuesto de dos volúmenes aditivos: 1.

Volumen de operación más volumen de emergencia para la fase líquida liviana, es decir, el volumen entre NAAL y NBBL.

2.

Volumen de líquido liviano necesario para la separación de la fase pesada, es decir el volumen entre NBBL y el fondo del recipiente.

Con el separador diseñado como se dijo anteriormente, debe verificarse si se decanta la fase pesada, independientemente de donde esté el nivel operativo, NAAL o NBBL. Si las gotas de la fase líquida pesada llegan a la bota decantadora antes de llegar al extremo horizontal más alejado de la bota, entonces dicha fase pesada se separará e irá a la bota de decantación. El separador se revisa para saber si decanta la fase pesada de la siguiente manera: 1.

Del diseño ya obtenido, se calculan las áreas transversales de flujo de líquido liviano, tanto para NAAL como para NBBL, y se calculan las correspondientes velocidades de flujo de líquido liviano dentro del recipiente ( VfL ).

2.

Se calcula la velocidad de decantación de la fase líquida pesada ( VtP ), usando la ecuación (2) del aparte 4.2.1

3.

Se calcula la longitud horizontal que las gotas de líquido pesado tienen que recorrer ( XH ), mediante la siguiente ecuación (Ec. (5)): X H V fL x h VtP

4.

Ec. (5)

donde h es el nivel al cual se está evaluando la operación, es decir NAAL o NBBL (medido desde el fondo del recipiente).



4.5.5


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5.

Si XH (evaluado tanto para NAAL, como para NBBL), es menor que la distancia horizontal existente entre la boquilla de entrada de la alimentación y el extremo horizontal más alejado de la bota, habrá separación de la fase pesada, y el diseño del tambor es satisfactorio para la decantación de la fase pesada.

6.

Si XH ( evaluado tanto para NAAL, como para NBBL ), es mayor que la distancia horizontal existente entre la boquilla de entrada de la alimentación y el extremo horizontal más alejado de la bota, no habrá separación completa de la fase pesada, y el diseño del tambor no es satisfactorio para la decantación de la fase pesada. Por lo tanto habrá que aumentar las dimensiones del mismo y, al hacer cálculos, se mantendrán constantes las áreas transversales de flujo de vapor y del líquido liviano (desde el NAAL hasta el NBBL), lo cual también aumentaría el tiempo de residencia de las diferentes fases.

Evaluación de la capacidad de decantación en tambores con las dos fases líquidas dentro del cuerpo cilíndrico (Ver Figura 2.) Dado un separador trifásico, el cual tiene un diámetro y una longitud calculados para separación vapor líquido solamente, el volumen total de líquido está compuesto de dos volúmenes aditivos: 1.

Volumen de operación más volumen de emergencia para la fase líquida liviana, es decir, el volumen entre NAAL y NBBL.

2.

Volumen de líquido liviano necesario para la separación de la fase pesada, es decir el volumen entre NBBL y NAI.

Con el separador diseñado para tener los volúmenes de líquido antes mencionados, y los correspondientes a NAI/NBI, debe verificarse si se decanta la fase pesada, independientemente de donde esté el nivel operativo, NAAL o NBBL. Si las gotas de la fase líquida pesada llegan a la interfase líquido pesado / líquido liviano antes de llegar a la boquilla elevada de salida del líquido liviano, entonces dicha fase pesada se separará. El separador se revisa para saber si decanta la fase pesada de la siguiente manera: 1.

Del diseño ya obtenido, se calculan las áreas transversales de flujo de líquido liviano,para NAAL/NAI, NAAL/NBI, NBBL/NAI y NBBL/NBI, y se calculan las correspondientes velocidades de flujo de líquido liviano dentro del recipiente ( VfL ).

2.


3.

Se calcula la longitud horizontal que las gotas de líquido pesado tienen que recorrer ( XH ), mediante la ecuación (5), del aparte 4.5.4:





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REVISION

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X H V fL x h VtP

Ec. (5)

donde h es la distancia vertical hacia abajo que recorren las gotas de líquido pesado, es decir desde NAAL hasta NAI, NAAL hasta NBI, NBBL hasta NBI y NBBL hasta NAI.

4.5.6

4.

Si XH (en cualquiera de los casos antes mencionados), es menor que la distancia horizontal existente entre la boquilla de entrada de la alimentación y la boquilla de salida del líquido liviano, habrá separación de la fase pesada, y el diseño del tambor es satisfactorio para la decantación de la fase pesada.

5.

Si XH (en cualquiera de los casos mencionados), es mayor que la distancia horizontal existente entre la boquilla de entrada de la alimentación y la boquilla de salida del líquido liviano, no habrá separación completa de la fase pesada, y el diseño del tambor no es satisfactorio para la decantación de la fase pesada. Por lo tanto habrá que aumentar las dimensiones del mismo y, al hacer cálculos, se mantendrán constantes las áreas transversales de flujo de vapor y del líquido liviano (desde el NAAL hasta el NBBL), lo cual también aumentaría el tiempo de residencia de las diferentes fases.

Evaluación de la capacidad de decantación compartimientos separados (Ver Figura 3.)

en

tambores

con

Este tipo de separadores son diseñados en forma algo diferente de los dos tipos cubiertos anteriormente, ya que el criterio controlante es la remoción de gotas de líquido liviano de la fase líquida pesada. Aquí el volumen total de líquido presente en la llamada zona o compartimiento de decantación, está compuesto de dos volúmenes aditivos: 1.

Volumen de líquido pesado necesario para la separación de la fase liviana, es decir el volumen entre el fondo del recipiente y la interfase líquido líquido.

2.

Volumen de la fase líquida liviana, producto del espesor de la capa de líquido liviano (valor fijado con anterioridad, de manera “arbitraria”), por la longitud efectiva de operación (Leff ), la cual, para este tipo de separadores, se mide horizontalmente desde la boquilla de entrada de alimentación, hasta el rebosadero del balde de líquido liviano. Con un diámetro fijo para el tambor, calcular cuál debe ser Leff para poder separar las gotas del líquido liviano de la fase continua pesada. Si las gotas de la fase líquida liviana llegan (flotando), a la interfase líquido liviano–líquido pesado antes de llegar, horizontalmente, a la pared del “balde” o compartimiento del líquido liviano, entonces dicha fase liviana se separará. El separador se calcula para saber si separa la fase liviana de la siguiente manera: 1.

Del diámetro ya obtenido, se calculan el área transversal de flujo de líquido pesado, y se calcula la correspondiente velocidad de flujo de líquido pesado dentro del recipiente ( VfP ).




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2.

Se calcula la velocidad de flotación de la fase líquida liviana ( VtL ), usando la ecuación (2) del aparte 4.2.1.

3.

Se calcula la longitud horizontal que las gotas de líquido liviano tienen que recorrer( XH ), mediante la ecuación (6): X H V fP x hOB–h OW V tL

Ec. (6)

donde hOB–hOW es la distancia vertical que las gotas de líquido liviano tienen que recorrer, hacia arriba, para poder separarse de la fase pesada (medido desde el fondo del recipiente).

4.6 4.6.1

4.

Si XH es menor que dos y medio veces el diámetro del tambor, el diámetro del tambor es satisfactorio y la longitud efectiva de operación será 115% de XH.

5.

Si XH es mayor que dos y medio veces el diámetro del tambor, el diseño del tambor no es satisfactorio para la separación de la fase liviana. Por lo tanto, habrá que aumentar las dimensiones del mismo, hasta que se logre cumplir con lo dicho en el párrafo anterior.

Consideraciones de diseño para algunos servicios específicos Tambores de destilado o de cabecera de columnas de destilación Estos equipos reciben agua producto de la condensación del vapor de agua usado para despojar en la columna, más los hidrocarburos destilados. El agua recogida normalmente no es de mayor importancia (puede enviarse a despojamiento de aguas agrias), mientras que el destilado, el cual debe estar relativamente “seco”, es, en parte, reflujado a la columna para control de temperatura, y el resto enviado a almacenamiento y/o procesamiento posterior. Esto indica que la fase líquida liviana es la controlante en el diseño (aparte de los gases/vapores no condensables). Con respecto al tipo de separador a emplear, se recomienda primero tratar con tambores que incluyen bota decantadora (Ver Fig. 1.): en el caso que la bota decantadora sea muy grande, probar con tambores que incluyan las dos fases líquidas dentro del cuerpo cilíndrico (Ver Fig. 2.). Con respecto al tiempo de residencia de operación de la fase líquida liviana (destilados), seguir las recomendaciones presentadas en la Tabla 1 del documento MDP–03–S–03, referido a tambores de destilado. Con respecto al tiempo de residencia de operación de la fase líquida pesada (aguas agrias), seguir las recomendaciones presentadas en 4.3.10, para ”Otros Tambores”.



4.6.2


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Tambores separadores de alimentación para despojadores de aguas agrias Estos equipos recogen aguas agrias de muchas fuentes y, normalmente, no se conoce exactamente la cantidad de aceite que arrastran consigo. Como es para alimentar una columna de despojamiento de aguas agrias, se quiere la menor cantidad de aceite posible en el agua a despojar, para evitar problemas operativos y de seguridad en la instalación. Esto indica que la fase líquida pesada es la controlante en el diseño. El aceite normalmente recogido se envía a un tanque de desechos para reprocesamiento o al Separador API. Como no se conocen los datos del aceite arrastrado, seguir las siguientes recomendaciones:

ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Información Densidad Viscosidad Tensión Superficial Flujo másico

Líquido liviano 700 kg/m3 ( 43.6 lb/pie3 ) 0.7 mPas ( 0.7 cP ) 30 N/m ( 30 dyn/cm ) 0.1% en peso del flujo de aguas agrias o aminas

Con respecto al tipo de separador a emplear, usar tambores de compartimientos separados (Ver Fig. 3.). El área de flujo del vapor por arriba del balde del aceite se debería dimensionar para 100%, de la velocidad crítica a un caudal de flujo normal de gas. La altura mínima del espacio de vapor es el mayor valor entre 300 mm (12 pulg) o el 20% del diámetro del tambor Con respecto al tiempo de residencia de operación de la fase líquida pesada (aguas agrias), usar 15 min, para poder alimentar el despojador bajo control de flujo. Con respecto al tiempo de residencia de operación de la fase líquida liviana (aceite), seguir las recomendaciones presentadas en 4.3.10, para “Otros Tambores”. Muchas veces, como el gas que se separa en el tambor es bastante poca, no se tiene mallas separadora de gotas. 4.6.3

Tambores separadores de alimentación para regeneradores de aminas Normalmente, no se conoce exactamente la cantidad de aceite que arrastran consigo las aminas. Como es para alimentar una columna regenadora de aminas, se quiere la menor cantidad de aceite posible en la amina a despojar, para evitar problemas operativos y de seguridad en la instalación. Esto indica que la fase líquida pesada es la controlante en el diseño. El aceite normalmente recogido se envía a un tanque de desechos para reprocesamiento o al Separador API. Como no se conocen los datos del aceite arrastrado, seguir las siguientes recomendaciones:




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ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Información

Líquido liviano

Densidad

700 kg/m3 ( 43.6 lb/pie3 )

Viscosidad

0.7 mPas ( 0.7 cP )

Tensión Superficial

30 N/m ( 30 dyn/cm )

Flujo másico

0.1% en peso del flujo de aguas agrias o aminas

Con respecto al tipo de separador a emplear, usar tambores de compartimientos separados (Ver Fig. 3.). El área de flujo del vapor por arriba del balde del aceite se debería dimensionar para 100%, de la velocidad crítica a un caudal de flujo normal de gas. La altura mínima del espacio de vapor es el mayor valor entre 300 mm (12 pulg) o el 20% del diámetro del tambor Con respecto al tiempo de residencia de operación de la fase líquida pesada (aminas), usar 5 min. Con respecto al tiempo de residencia de operación de la fase líquida liviana (aceite), seguir las recomendaciones presentadas en 4.3.10, para “Otros Tambores”.

4.7


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Información Adicional Presión y Temperatura de Diseño (Criterios a aplicar) Detalle de Mallas Separadoras de Gotas Detalle de Rompe–vórtices Detalle de deflector a la entrada Selección de Materiales Aislamiento térmico

Fuente PDVSA (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 2), MID–D–211 MID–10603.2.306 MID–10603.2.308, MID–10603.2.309 MID–10603.2.302 (Pendiente), MID–D–211 MID–L–212



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Procedimiento de diseño para tambores horizontales con bota decantadora , una sola entrada Ver Figura 1. para orientación y seguimiento de ciertas tolerancias de diseño, identificación de alturas y niveles. (Ver nomenclatura en Sección 6). Paso 1.– Información mínima requerida. Ubicar la información mínima requerida según la siguiente tabla:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ Información

Vapor/gas

Densidad Viscosidad Tensión Superficial Flujo (másico o volumétrico)

X X X

Líquido liviano X X X X

Líquido pesado X X X X

Presión de Operación Temperatura de Operación Material pegajoso? Arrastre de Sólidos?

General

X X X X


Consultar detalladamente la información contenida en este documento y las secciones 4.2, 4.4, 4.5, 4.6 y 4.7 del PDVSA–MDP–03–S–03, para identificar los criterios de diseño para el servicio en cuestión, (configuración del tambor, tiempos de residencia, relación F24 L/D, velocidad permisible de vapor). Debido a que se va a dimensionar con bota decantadora , no se considera retención de líquido pesado dentro del cuerpo cilíndrico principal del recipiente. Paso 3.– Obtenga la distancia mínima permisible entre NBBL y el fondo del tambor. Para la definición de los niveles, consultar 4.3.1. Se supone que el tambor tendrá un Interruptor y/o alarma de nivel bajo–bajo. Si no es el caso, estaríamos hablando de hNBL. Esta distancia, hNBBL, se obtiene con la información del aparte 4.3.8. Paso 4.– Calcule la Velocidad permisible del flujo de vapor. Usar la Ec. (11) en el MDP–03–S–03, aparte 4.2, tomando en cuenta que, si el líquido liviano es más del 5% vol del total de las fases líquidas, usar su densidad como densidad de líquido; en caso contrario, usar el promedio volumétrico de las densidades líquidas como densidad de líquido.




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Paso 5.– Calcule el área vertical requerida (Av), para el flujo de vapor por encima de NAAL. El área vertical para el flujo de vapor Av, por encima del NAAL, requerida para satisfacer los criterios de velocidad permisible, se calcula con la Ec. (12) del MDP–03–S–03, aparte 4.2. Paso 6.– Dimensionamiento del tambor separador horizontal. El estimado del tamaño óptimo del tambor es un procedimiento de tanteo para tambores horizontales. Primero, se supone un tamaño de tambor, luego se verifica si el tambor es adecuado para el servicio. Este procedimiento se debería repetir hasta que se optimice el tamaño del tambor, ya que el objetivo es diseñar el tambor más pequeño adecuado para el servicio. a.

Calcular los volúmenes de líquido liviano de operación y de emergencia. a.1. El volumen de operación de líquido liviano, entre el NAL y el NBL, se obtiene multiplicando el flujo de alimentación líquida liviana por el tiempo de retención (Ec (7)): V r1 Q L1 x tr1

Ec. (7)

Donde QL1 es el flujo volumétrico de líquido liviano, y tr1 es el tiempo de residencia de operación del líquido liviano. a.2. El volumen de líquido liviano por tiempo de respuesta del operador al accionarse una alarma (sea de alta o sea de baja), entre NAAL y NAL (o entre NBBL y NBL), se obtiene multiplicando el flujo de alimentación líquida liviana por el tiempo de respuesta supuesto, el cual es 5 min (300 s), desde NAL hasta NAAL, y 5 min más (300 s), desde NBL hasta NBBL (Ec (8)): V r2 Q L1 x (600s)

Ec. (8)

En el caso que no se tengan Interruptores y/o alarmas de NBBL y NAAL, este volumen adicional es nulo. Aún cuando se ha supuesto en este documento que el tiempo de respuesta del operador es de 5 minutos, puede sucederse que, por experiencias típicas de la instalación para la cual se está haciendo este diseño, los valores de tiempos de respuesta cambien: esto dependerá de cada caso en particular y, si no hay otra indicación se usará 5 minutos entre NAAL y NAL (o entre NBBL y NBL).


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FECHA

0

AGO.95


Primer Tanteo b.

Asumir un valor inicial de la relación F24 Leff/D, donde Leff es la longitud efectiva de operación, es decir, la requerida para que el proceso de separación vapor–líquido se cumpla, la cual varía según la presión de operación en los siguientes rangos:



c.

Asumir un diámetro y a partir de la relación F24 Leff/D calcular la longitud (Leff).

d.

El área vertical entre el NBL y el NAL ( ANBL–NAL ), se obtiene dividiendo el volumen de operación de líquido liviano (Vr1), entre la longitud (Leff) (Ec (9)). A NBL–NAL V r1Leff

e.

Ec. (9)

Calcule el área fraccional (A1*) de la sección transversal localizada entre el fondo del tambor y el NBBL (Afon–NBBL), a la altura del NBBL (hNBBL). e.1. El término “área fraccional” se usará genéricamente como la razón de una área transversal sobre el área transversal total del tambor horizontal e.2. Para calcular el área fraccional de la sección transversal (A1*), se utiliza la Tabla 5 del MDP–03–S–03, en donde con el valor de R1*= hNBBL/D se lee el valor correspondiente a A1*. e.3. (Nota: La Tabla 5 del MDP–03–S–03 se usará para todos los cálculos subsiguientes del diámetro de tambor y del área de la sección transversal). e.4. El término “altura fraccional” se usará genéricamente como la razón de una altura sobre el diámetro del tambor horizontal.

f.

Calcule el área vertical entre el NBBL y el fondo del tambor (Afon–NBBL) Esta área se calcula multiplicando el área fraccional de la sección transversal A1* por el área del tambor (Ecs (10), (11)): A TAMB p4 x DF 24 A fon–NBBL A 1 * x A TAMB

2

Ec. (10) Ec. (11)




g.


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0

AGO.95

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Obtenga el área transversal entre el fondo y el NAL ( Afon–NAL ), mediante la Ec (12): A fon–NAL A fon–NBBL A NAL–NBL V r2 L eff 2

h.

Página 26

Ec. (12)

Calcule el área vertical entre el NBBL y el NAAL (ANBBL–NAAL), y la altura de la sección transversal correspondiente( hNBBL–NAAL ): h.1. El área vertical entre el NBBL y el NAAL se obtiene mediante la Ec (13). A NBBL–NAAL A NBL–NAL V r2L eff

Ec. (13)

h.2. El área vertical entre el fondo y el NAAL se obtiene mediante la Ec (14). A fon–NAAL A NBBL–NAAL A fon–NBBL

Ec. (14)

h.3. Obtenga el área fraccional de la sección transversal (A5*), mediante la Ec (15): A 5 * A fon–NAAL A TAMB

Ec. (15)

h.4. Utilizando la Tabla 5 del MDP–03–S–03, con el valor de A5*, se lee el valor correspondiente a R5*. h.5. Obtenga la altura entre el fondo del tambor y el NAL (hfon–NAAL) (Ec (16)): A fon–NAAL R 5 * x D

Ec. (16)

h.6. Obtenga la altura entre el NAAL y el NBBL (hNBBL – NAAL) (Ec (17)): h NBBL–NAAL h fon–NAAL– hNBBL i.

Calcule el área vertical disponible para el flujo de vapor El área de sección transversal vertical disponible para este flujo, AVD, es (Ec (19)): A VD A TAMB–Afon–NAAL

j.

Ec. (17)

Ec. (19)

Comparar el valor obtenido del área requerida (Av) con el área disponible para el flujo de vapor (AVD ). Si Av es igual a AVD, el diámetro asumido en el paso 6b es correcto. Si AVD es significativamente mayor que Av, el tamaño de tambor que se supuso es demasiado grande para el servicio, y si AVD es significativamente menor que Av, el tamaño de tambor que se supuso es demasiado pequeño.


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FECHA

0

AGO.95


Siguientes Tanteos De acuerdo a lo expresado en el aparte j, se debe repetir el procedimiento desde 6b con un valor de diámetro mayor o menor según sea el caso, hasta encontrar el valor para el diámetro óptimo; cuando se obtenga tal diámetro, redondear al diámetro comercial, por arriba, más cercano. Al lograr esto, se obtendrá un valor mínimo de longitud de operación o longitud efectiva del tambor (Leff). Esta longitud horizontal o longitud efectiva del tambor (Leff), se mide desde la boquilla de entrada de alimentación, hasta el extremo horizontal más alejado de la bota de decantación Como producto de este paso, se tendrá un diseño del tambor separador, el cual deberá verificarse para saber si es apropiado para la separación líquido–líquido: esto se hará en el paso siguiente. Paso 7.– Evaluación de la capacidad de separación líquido–líquido y estimación final de las dimensiones del recipiente. Seguir las instrucciones presentadas en el aparte 4.5.4, para evaluar si, con las dimensiones actuales, el tambor es capaz de separar la fase pesada de la liviana. En el caso que el tambor logre la separación, las dimensiones actuales, serán las dimensiones finales del equipo, y se procederá a continuar con otros cálculos asociados. En el caso que el tambor no logre la separación, es necesario ir aumentando las dimensiones del tambor hasta que se logre la separación de la fase pesada. Este tanteo tendrá fijo los valores de las áreas transversales de flujo de vapor y de flujo de la fase líquida liviana (área entre NAAL y NBBL). Esto se traduce en un aumento del área transversal por debajo de NBBL, lo cual significa que habrá un mayor tiempo de residencia para la separación del líquido pesado del líquido liviano y, cuando se obtenga el tamaño apropiado de tambor, tal tiempo de residencia será superior al tiempo necesario para decantar las gotas de la fase líquida pesada. El tanteo será como sigue: 1.

Se aumenta el diámetro (D). Usando la relación F24 x Leff / D, obtener la longitud efectiva de separación ( Leff ).

2.

Se calcula el área transversal del tambor (ATAMB).

3.

Se calcula el área transversal desde el NAAL hasta el fondo (Afon–NAAL) (Ec.(20)): A fon–NAAL A TAMB – AV donde AV es el área transversal de flujo de vapor

4.

Se calcula el área entre el fondo y el NBBL (Afon–NBBL) (Ec.(21)):

Ec. (20)





FECHA

0

AGO.95

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A fon–NBBL A fon–NAAL – ANBBL–NAAL 5.


Ec. (21)

Se calculan las áreas fraccionales A6*, A7* (Ecs.(22), (23)): A 6 * A fon–NBBL A TAMB

Ec. (22)

A 7 * A fon–NAAL A TAMB

Ec. (23)

6.

De la Tabla 5 del MDP–03–S–03, con los valores de A6*y A7*, se leen los valores correspondientes a R6* y R7*.

7.

Se calcula el nivel bajo–bajo de líquido ( hNBBL ), y el nivel alto–alto de líquido( hfon–NAAL ) (Ecs.(24), (25)): h NBBL R 6 * x D

Ec. (24)

h fon–NAAL R 7 * x D

Ec. (25)

8.

Nótese que el valor fijo de hNBBL en 230 mm (9”), cambia aquí por necesidades de la decantación.

9.


10. Se calcula la velocidad de flujo de la fase líquida liviana ( VfL ), mediante las siguientes ecuaciones (Ecs. (26), (27)):

11.

V fL Q L1 Afon–NAAL (para NAAL)

Ec. (26)

V fL Q L1 Afon–NBBL (para NBBL)

Ec. (27)

Se calcula la longitud horizontal que las gotas de líquido pesado tienen que recorrer( XH ), mediante la ecuación (5) del aparte 4.5.4: X H V fL x h VtP

Ec. (5)

12. donde h es el nivel al cual se está evaluando la operación, es decir hfon–NAAL o hNBBL (medido desde el fondo del recipiente), y VtP es la velocidad de decantación de la fase líquida pesada. 13. Si XH ( evaluado tanto para NAAL, como para NBBL ), es menor que Leff, habrá separación de la fase pesada, y el diseño del tambor es satisfactorio para la decantación de la fase pesada.





FECHA

0

AGO.95

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14. Si XH ( evaluado tanto para NAAL, como para NBBL ), es mayor que Leff, no habrá separación completa de la fase pesada, y el diseño del tambor no es satisfactorio para la decantación de la fase pesada: regresar al inicio del tanteo. Paso 8.– Calcule la bota decantadora. a.

De acuerdo a lo indicado en la sección 4.2, calcule la velocidad de flotación de la fase dispersa liviana en la fase continua pesada, (VtL), usando la Ec (2). Si el valor calculado excede 4.2 mm/s (10 pulg/min), fijar dicha velocidad de flotación en 4.2 mm/s (10 pulg/min).

b.

Cálculo del diámetro de la bota (DB). b.1. El área transversal de la bota AB, es (Ec (28)): A B Q L2 0.85 x VfL

Ec. (28)

Donde QL2 es el flujo volumétrico de líquido pesado. b.2. El diámetro mínimo de la bota es (Ec (29)): D B 4 x A B p

12

x F 24

Ec. (29)

b.3. Usando la tabla de diámetros de bota, que aparece en la sección 4.4, comparar el diámetro de bota obtenido con los valores de dicha tabla: si el valor obtenido excede el máximo allí indicado, significa que el volumen de líquido pesado es muy grande para ser manejado por una bota, y que se debe cambiar el tipo de separador, por uno que tenga volumen de líquido pesado dentro del cuerpo del tambor. Si el diámetro de la bota es menor que el máximo indicado en la Tabla 1, continuar con los cálculos de este tipo de separador. c.

Cálculo de la longitud de la bota (LB): c.1. La altura del fondo hasta el NBI ( hNBI ), es 230 mm (9”), de acuerdo a lo indicado en el aparte 4.3.9. c.2. La altura entre NAI y NBI ( hNBI–NAI ), es (Ec (30)): h NBl–NAl Q L2 x tr3 x 60 A B

Ec. (30)

Donde QL2 es el flujo volumétrico de líquido pesado, y tr3 es el tiempo de residencia de operación del líquido pesado. Si hNBI–NAI es menor que 360 mm (14”), entonces (Ec (31)): h NBl–NAl 360mm (14”)

Ec. (31)




c.3

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FECHA

0

AGO.95


La longitud de la bota (LB), es (Ec (32)): L B h NBl h NBl–NAl

Ec. (32)

Paso 9.– Calcule otras áreas y distancias verticales dentro del tambor. El área vertical entre el NBBL y NBL(ANBBL–NBL), corresponde al volumen de líquido de cinco minutos (300 s), de tiempo de residencia del líquido, dividido por Leff (Ec (33)): A NBBL–NBL Q L x (300) Leff

Ec. (33)

El área vertical entre el NAAL y NAL(ANAAL–NAL), es igual a ANBBL–NBL (Ec (34)): A NAAL–NAL A NBBL–NBL

Ec. (34)

El área vertical entre el fondo y NBL(Afon–NBL), se obtiene por (Ec (35)): A fon–NBL A fon–NBBL A NBBL–NBL

Ec. (35)

El área vertical entre el fondo y NAL(Afon–NAL), se obtiene por (Ec (36)): A fon–NAL A fon–NAAL– ANAAL–NAL

Ec. (36)

La distancia vertical entre el fondo del tambor y el NBL es (Ec (37)): A fon–NBL R 3 * x D

Ec. (37)

Donde R3* se calcula a partir de la Tabla 5 del MDP–03–S–03, con el valor de A3*= Afon–NBL / ATAMB. La distancia vertical entre el fondo del tambor y el NAL es (Ec (38)): h fon–NAL R 4 * x D

Ec. (38)

Donde R4* se calcula a partir de la Tabla 5 del MDP–03–S–03, con el valor de A4*= Afon–NAL / ATAMB. Paso 10.– Verifique que el tambor cumple con las limitaciones de distancias mínimas. a.

Verifique que hNBBL – NAAL sea mayor o igual a 360 mm (14”): a.1. Obtenga la altura entre el NAAL y el NBBL (hNBBL – NAAL) (Ec (62)): h NBBL–NAAL h fon–NAAL – hfon–NBBL

Ec. (62)




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FECHA

0

AGO.95


a.2. Si hNBBL – NAAL es menor que 360 mm (14”), entonces (Ec (63)): h NBBL–NAAL 360 mm (14”)

Ec. (63)

a.3. Modificar (hfon–NAAL), manteniendo todas las demás alturas incrementales que ya se habían calculado (Ec (111)): h fon–NAAL h NBBL–NAAL – hfon–NBBL

Ec. (111)

a.4. Aumentar el diámetro en una cantidad igual a hNBBL – NAAL. Alterar la longitud efectiva de separación acorde a la relación F24 x Leff / D. b.

Verifique que la altura de la zona de flujo de vapor sea mayor que el mayor de 300 mm (12”) y el 20% del diámetro del tambor. En caso que sea así, no alterar los cálculo realizados hasta ahora. En caso que no sea así, proceda a: b.1. Aumentar la altura de la zona de vapor hasta cumplir con la limitación antes mencionada b.2. Aumentar el diámetro en la misma cantidad que aumentó la altura de la zona de flujo de vapor b.3. No modificar las alturas que ya se habían calculado.

Paso 11.– Dimensionamiento de la boquilla de entrada. a.

Estimación del diámetro de la boquilla (dp) Si no se tiene el diámetro de la tubería de entrada, y la aplicación exige tener flujo bifásico anular, de acuerdo a lo expresado en el aparte 4.5 del MDP–03–S–03, seguir lo indicado en PDVSA–MDP–(Pendiente) (Consultar con MDP versión 1986, sección 14D), para obtener un diámetro que produzca flujo anular a la entrada del recipiente. En la especificación de proceso del recipiente, se deberá exigir que la tubería de entrada a este tambor tenga el diámetro aquí obtenido, en una distancia de al menos cinco diámetros de boquilla medidos desde la brida de la boquilla de entrada. Si no se tiene el diámetro de la tubería de entrada, y la aplicación no exige tener flujo bifásico anular, de acuerdo a lo expresado en el aparte 4.5 del MDP–03–S–03, usar la tabla mostrada en dicho aparte para estimar el diámetro de la boquilla de entrada.

b.

Calcule la velocidad real de la mezcla a la entrada Vs (en el caso que aún no se conozca) (Ec (39)) Vs

F 20 x 4 x QM p dp2

Ec. (39)



c.


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0

AGO.95


Chequee el criterio de máxima velocidad en la boquilla, de acuerdo a lo presentado en el aparte 4.4.2 del MDP–03–S–03. En caso que la boquilla seleccionada requiera de un distribuidor en “T” con ranuras, diseñe el distribuidor de acuerdo a lo presentado en el aparte 4.7.2 del MDP–03–S–03.

Paso 12.– Dimensionamiento de las boquillas de salida del gas y de líquidos pesado y liviano. Usar las recomendaciones de la tabla presentada en el aparte 4.5 del MDP–03–S–03 Paso 13.– Cálculo de la longitud tangente a tangente del tambor. Conociendo el tamaño de la(s) boquilla(s) de entrada y de salida de gas, se tiene que la longitud tangente a tangente del tambor (L) es la suma, en unidades consistentes, de Leff y todos los tamaños nominales de las boquillas de entrada y de salida de gas, más tolerancias mecánicas de construcción. Paso 14.– Diseño de la malla separadora de gotas. a.


Seguir las recomendaciones presentadas en los apartes 4.6.2 y 4.6.3 del MDP–03–S–03. Conociendo el criterio a emplear, calcular la velocidad permisible de gas, VV,, como un porcentaje de la velocidad crítica. Luego, obtener el área requerida de malla con la Ec (40): A Malla Q V VV b. c.


a Malla F 25 AMalla d. e.

Ec. (40)

12

Ec. (41)

Cálculo de la distancia mínima permisible ho entre el tope de la malla y la boquilla de salida del gas: usar la Ec.(5a), en el aparte 4.6.4 del MDP–03–S–03. Calcule la distancia vertical disponible entre el fondo de la malla y NAAL (hMalla–NAAL) (Ec (42)):

h Malla–NAAL D–h fon–NAAL–ho–e Malla

Ec. (42)

Nota: el hMalla–NAAL mínimo requerido en de 300 mm (12 pulg), para prevenir un salpiqueo excesivo en la malla.


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f.


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REVISION

FECHA

0

AGO.95

Página 33

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Calcule la distancia de la cuerda disponible para instalar la Malla, usando la Tabla 5 del MDP–03–S–03, o directamente por medio de la siguiente ecuación (Ec (43)):

h D x sen cos –1 1– 2 x D–h Malla–NAAL – h fon–NAAL D

Ec. (43)

Paso 15.– Especificación de rompe–vórtices. Siguiendo las recomendaciones del aparte 4.7.3 del MDP–03–S–03, escoger el tipo de rompe–vórtice y anexar el estándar PDVSA aplicable.

5.2

Procedimiento de diseño para tambores horizontales con bota decantadora, dos entradas (PENDIENTE)

5.3

Procedimiento de diseño para tambores horizontales con las dos fases líquidas dentro del cuerpo cilíndrico, una sola entrada Ver Figura 2. para orientación y seguimiento de ciertas tolerancias de diseño, identificación de alturas y niveles. (Ver nomenclatura en Sección 6) Paso 1.– Información mínima requerida. Ubicar la información mínima requerida según la siguiente tabla.

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ Información

Vapor/gas


X X X




General

X X X X


Consultar detalladamente la información contenida en este documento y las secciones 4.2, 4.4, 4.5, 4.6 y 4.7 del PDVSA–MDP–03–S–03, para identificar los criterios de diseño para el servicio en cuestión, (configuración del tambor, tiempos de residencia, relación F24 L/D, velocidad permisible de vapor).




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0

AGO.95


Antes de probar con este arreglo, se recomienda primero evaluar la posibilidad de usar un arreglo de tambor con bota decantadora, el cual es el más económico, ya que el diámetro principal es menor que este arreglo. Paso 3.– Obtenga la distancia mínima permisible entre NBI y el fondo del tambor. Para la definición de los niveles, consultar 4.3.1. Esta distancia, hNBI, se obtiene con la información del aparte 4.3.9. Paso 4.– Obtenga la distancia mínima permisible entre NBBL y NAI. Para la definición de los niveles, consultar 4.3.1. Se supone que el tambor tendrá un interruptor y/o alarma de nivel bajo–bajo. Si no es el caso, estaríamos hablando de hNBL–NAI. Esta distancia, hNBBL–NAI, se obtiene con la información del aparte 4.3.9. Paso 5.– Calcule la velocidad permisible del flujo de vapor. Usar la Ec. (11) en el MDP–03–S–03, aparte 4.2, tomando en cuenta que, si el líquido liviano es más del 5% vol del total de las fases líquidas, usar su densidad como densidad de líquido; en caso contrario, usar el promedio volumétrico de las densidades líquidas como densidad de líquido. Paso 6.– Calcule el área vertical requerida (Av), para el flujo de vapor por encima de NAAL. El área vertical para el flujo de vapor Av, por encima del NAAL, requerida para satisfacer los criterios de velocidad permisible, se calcula con la Ec. (12) del MDP–03–S–03, aparte 4.2. Paso 7.– Dimensionamiento del tambor separador horizontal. El estimado del tamaño óptimo del tambor es un procedimiento de tanteo para tambores horizontales. Primero, se supone un tamaño de tambor, luego se verifica si el tambor es adecuado para el servicio. Este procedimiento se debería repetir hasta que se optimice el tamaño del tambor, ya que el objetivo es diseñar el tambor más pequeño adecuado para el servicio. a.

Calcular los volúmenes de retención de líquido liviano y líquido pesado de operación y de emergencia. a.1. El volumen de retención de operación de líquido liviano, entre el NAL y el NBL, se obtiene multiplicando el flujo de alimentación líquida liviana por el tiempo de residencia correspondiente (Ec (44)): V r1 Q L1 x tr1

Ec. (44)


PDVSA


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FECHA

0

AGO.95


Donde QL1 es el flujo volumétrico de líquido liviano, y tr1 es el tiempo de residencia de operación del líquido liviano. a.2. El volumen de retención de líquido liviano por tiempo de respuesta del operador al accionarse una alarma (sea de alta o sea de baja), entre NAAL y NAL (o entre NBBL y NBL), se obtiene multiplicando el flujo de alimentación líquida liviana por el tiempo de respuesta supuesto, el cual es 5 min (300 s), desde NAL hasta NAAL, y 5 min más (300 s), desde NBL hasta NBBL (Ec (45)): V r2 Q L1 x (600s)

Ec. (45)

En el caso que no se tengan interruptores y/o alarmas de NBBL y NAAL, este volumen adicional es nulo. Aún cuando se ha supuesto en este documento que el tiempo de respuesta del operador es de 5 minutos, puede sucederse que, por experiencias típicas de la instalación para la cual se está haciendo este diseño, los valores de tiempos de respuesta cambien: esto dependerá de cada caso en particular y, si no hay otra indicación se usará 5 minutos entre NAAL y NAL (o entre NBBL y NBL). a.3. El volumen de retención de operación de líquido pesado, entre el NAI y el NBI, se obtiene multiplicando el flujo de alimentación líquida pesada por el tiempo de residencia correspondiente (Ec (46)): V r3 Q L2 x tr3

Ec. (46)

Donde QL2 es el flujo volumétrico de líquido pesado, y tr3 es el tiempo de residencia de operación del líquido pesado. Primer Tanteo b.

Asumir un valor inicial de la relación F24 Leff/D, donde Leff es la longitud efectiva de operación, es decir, la requerida para que el proceso de separación vapor–líquido se cumpla, la cual varía según la presión de operación en los siguientes rangos:



c.

Asumir un diámetro y a partir de la relación F24 Leff/D calcular la longitud (Leff).

d.

El área vertical entre el NBL y el NAL se obtiene dividiendo el volumen de retención de operación del líquido liviano (Vr1) entre la longitud (Leff) (Ec (47)).




Indice volumen

A NBL–NAL V r1 Leff e.


FECHA

0

AGO.95


Ec. (47)

El área vertical entre el NBI y el NAI se obtiene dividiendo el volumen de retención de operación del líquido pesado (Vr3) entre la longitud (Leff) (Ec (48)): A NBl–NAl V r3Leff

Ec. (48)

f.

Calcule el área fraccional (A8*) de la sección transversal localizada entre el fondo del tambor y el NBI(Afon–NBI), a la altura del NBI (hNBI), utilizando la Tabla 5 del MDP–03–S–03, en donde con el valor de R8*= hNBI/D se lee el valor correspondiente a A8*.

g.

Calcule el área vertical entre el NBI y el fondo del tambor (Afon–NBI) Esta área se calcula multiplicando el área fraccional de la sección transversal A8* por el área del tambor (Ecs (49), (50)): A TAMB p4 x DF 24

2

A fon–NBl A 8 * x A TAMB h.

Ec. (49) Ec. (50)

Calcular el área vertical entre el fondo del tambor y el NAI (Afon–NAI), la altura entre el fondo y el NAI ( hfon – NAI ), y la altura entre el NAI y el NBI ( hNBI–NAI ) h.1. Se calcula el área vertical entre el fondo del tambor y el NAI (Afon–NAI) (Ec (51)): A fon–NAl A NBl–NAl A fon–NBl

Ec. (51)

h.2. La distancia vertical entre el fondo del tambor y el NAI es (Ec (52)): h fon–NAl R 9 * x D

Ec. (52)

Donde R9* se calcula a partir de la Tabla 5 con el valor de A9*= Afon–NAI / ATAMB. i.

Calcule el área fraccional (A1*) de la sección transversal localizada entre el fondo del tambor y el NBBL(Afon–NBBL), a la altura del NBBL (hNBBL). i.1.

La distancia vertical entre el fondo del tambor y el NBBL es (Ec (55)): h fon–NBBL h fon–NAl h NBBL–NAl

Ec. (55)




i.2.

Indice volumen


FECHA

0

AGO.95


Calcule el área fraccional (A1*) de la sección transversal localizada entre el fondo del tambor y el NBBL(Afon–NBBL), a la altura del NBBL (hfon–NBBL), utilizando la Tabla 5 del MDP–03–S–03, en donde con el valor de R10*= hfon–NBBL/D se lee el valor correspondiente a A1*. Calcule el área vertical entre el NBBL y el fondo del tambor (Afon–NBBL)

j.

Esta área se calcula multiplicando el área fraccional de la sección transversal A1* por el área del tambor (Ec (56)): A fon–NBBL A 1 * x A TAMB k.

Ec. (56)

Obtenga el área transversal entre el fondo y el NAL ( Afon–NAL ), mediante la Ec (57): A fon–NAL A fon–NBBL A NAL–NBL V r2 L eff 2

l.

Ec. (57)

Calcule el área vertical entre el NBBL y el NAAL (ANBBL–NAAL), y la altura de la sección transversal correspondiente ( hNBBL–NAAL ): l.1.

El área vertical entre el NBBL y el NAAL se obtiene mediante la Ec (58). A NBBL–NAAL A NBL–NAL V r2 L eff

l.2.

El área vertical entre el fondo y el NAAL se obtiene mediante la Ec (59). A fon–NAAL A NBBL–NAAL A fon–NBBL

l.3.

Ec. (58)

Ec. (59)

Obtenga el área fraccional de la sección transversal (A5*), mediante la Ec (60): A 5 * A fon–NAAL A TAMB

Ec. (60)

l.4.

Utilizando la Tabla 5 del MDP–03–S–03, con el valor de A5*, se lee el valor correspondiente a R5*.

l.5.

Obtenga la altura entre el fondo del tambor y el NAL (hfon–NAAL) (Ec (51)): h fon–NAAL R 5 * x D

m.

Ec. (51)

Calcule el área vertical disponible para el flujo de vapor El área de sección transversal vertical disponible para este flujo, AVD, es (Ec (64)):


PDVSA


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A VD A TAMB–Afon–NAAL n.


FECHA

0

AGO.95


Ec. (64)

Comparar el valor obtenido del área requerida (Av) con el área disponible para el flujo de vapor (AVD). Si Av es igual a AVD, el diámetro asumido en el paso 7b es correcto. Si AVD es significativamente mayor que Av, el tamaño de tambor que se supuso es demasiado grande para el servicio, y si AVD es significativamente menor que Av, el tamaño de tambor que se supuso es demasiado pequeño.

Siguientes Tanteos De acuerdo a lo expresado en el aparte m, se debe repetir el procedimiento desde 7b con un valor de diámetro mayor o menor según sea el caso, hasta encontrar el valor para el diámetro óptimo; cuando se obtenga tal diámetro, redondear al diámetro comercial, por arriba, más cercano. Al lograr esto, se obtendrá un valor mínimo de longitud de operación o longitud efectiva del tambor (Leff). Esta longitud horizontal o longitud efectiva del tambor (Leff), se mide desde la boquilla de entrada de alimentación, hasta la boquilla de salida del líquido liviano. Como producto de este paso, se tendrá un diseño del tambor separador, el cual deberá verificarse para saber si es apropiado para la separación líquido–líquido: esto se hará en el paso siguiente. Paso 8.– Evaluación de la capacidad de separación líquido–líquido y estimación final de las dimensiones del tambor separador. Seguir las instrucciones presentadas en el aparte 4.5.5, para evaluar si, con las dimensiones actuales, el tambor es capaz de separar la fase pesada de la liviana. En el caso que el tambor logre la separación, las dimensiones actuales, serán las dimensiones finales del equipo, y se procederá a continuar con otros cálculos asociados. En el caso que el tambor no logre la separación, es necesario ir aumentando las dimensiones del tambor hasta que se logre la separación de la fase pesada. Este tanteo tendrá fijo los valores de las áreas transversales de flujo de vapor, de flujo de la fase líquida liviana (área entre NAAL y NBBLo ANBBL–NAAL ), y de flujo de la fase líquida pesada (área entre NAI y NBI o ANBI–NAI ). Esto se traduce en un aumento del área transversal por debajo de NBBL y por encima de NAI, lo cual significa que habrá un mayor tiempo de residencia para la separación del líquido pesado del líquido liviano y, cuando se obtenga el tamaño apropiado de tambor, tal tiempo de residencia será superior al tiempo necesario para decantar las gotas de la fase líquida pesada.





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El tanteo será como sigue: 1.

Se aumenta el diámetro (D). Usando la relación F24 x Leff / D, obtener la longitud efectiva de separación ( Leff ).

2.

Se calcula el área transversal del tambor (ATAMB).

3.

Se calcula el área transversal desde el NAAL hasta el fondo (Afon–NAAL) (Ec.(65)): A fon–NAAL A TAMB–AV

4.

donde AV es el área transversal de flujo de vapor

5.

Se calcula el área entre el fondo y el NBBL (Afon–NBBL) (Ec.(66)): A fon–NBBL A fon–NAAL–ANBBL–NAAL

6.

Ec. (65)

Ec. (66)

Se calculan las áreas fraccionales A6*, A7* (Ecs.(67), (68)): A 6 * A fon–NBBL A TAMB

Ec. (67)

A 7 * A fon–NAAL A TAMB

Ec. (68)

7.

De la Tabla 5 del MDP–03–S–03, con los valores de A6*y A7*, se leen los valores correspondientes a R6* y R7*.

8.

Se calcula el Nivel bajo–bajo de líquido (hNBBL), y el nivel alto–alto de líquido ( hfon–NAAL ) (Ecs.(69), (70)):

9.

h NBBL R 6 * x D

Ec. (69)

h fon–NAAL R 7 * x D

Ec. (70)

Se calcula el área entre el fondo y el NBI ( Afon–NBI ), usando R11* = hNBI / D y, de la Tabla 5 del MDP–03–S–03, con el valor de R11*, se lee el valor correspondiente a A11* ; y se calcula dicha área con (Ec.(71)): A fon–NBl A 11 * x A TAMB

Ec. (71)

10. Se calcula el área entre el fondo y NAI ( Afon–NAI ) (Ec.(72)): A fon–NAl A fon–NBl A NBl–NAl

Ec. (72)



11.


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12. Se calcula la velocidad de flujo de la fase líquida liviana ( VfL ), mediante las siguiente ecuaciones (Ecs. (73) (73’), (74) (74’): V fL Q L1 Afon–NAAL–A fon–NAl (para NAALNAI)

Ec. (73)

V fL Q L1 Afon–NAAL–A fon–NBl (para NAALNBI)

Ec. (73’)

V fL Q L1 Afon–NBBL–A fon–NAl (para NBBLNAI)

Ec. (74)

V fL Q L1 Afon–NBBL–A fon–NBl (para NBBLNBI)

Ec. (74’)

13. Se calcula la longitud horizontal que las gotas de líquido pesado tienen que recorrer ( XH ), mediante la ecuación (5) del aparte 4.5.4: X H V fL x h VtP

Ec. (5)

donde h es la distancia vertical que recorren las gotas, es decir, NAAL / NAI, NAAL / NBI, NBBL / NAI y NBBL / NBI. 14. Si XH ( evaluado para los casos anteriormente mencionados ), es menor que Leff, habrá separación de la fase pesada, y el diseño del tambor es satisfactorio para la decantación de la fase pesada. 15. Si XH ( evaluado para los casos anteriormente mencionados ), es mayor que Leff, no habrá separación completa de la fase pesada, y el diseño del tambor no es satisfactorio para la decantación de la fase pesada: regresar al inicio del tanteo. Paso 9.– Calcule otras áreas y distancias verticales dentro del tambor. El área vertical entre el NBBL y NBL (ANBBL–NBL), corresponde al volumen de líquido de cinco minutos (300 s), de tiempo de residencia del líquido, dividido por Leff (Ec (75)): A NBBL–NBL Q L x (300) Leff

Ec. (75)

El área vertical entre el NAAL y NAL(ANAAL–NAL), es igual a ANBBL–NBL (Ec (76)): A NAAL–NAL A NBBL–NBL

Ec. (76)




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El área vertical entre el fondo y NBL(Afon–NBL), se obtiene por (Ec (77)): A fon–NBL A fon–NBBL A NBBL–NBL

Ec. (77)

El área vertical entre el fondo y NAL(Afon–NAL), se obtiene por (Ec (78)): A fon–NAL A fon–NAAL A NAAL–NAL

Ec. (78)

La distancia vertical entre el fondo del tambor y el NBL es (Ec (79)): h fon–NBL R 3 * x D

Ec. (79)

Donde R3* se calcula a partir de la Tabla 5 del MDP–03–S–03, con el valor de A3*= Afon–NBL / ATAMB. La distancia vertical entre el fondo del tambor y el NAL es (Ec (80)): h fon–NAL R 4 * x D

Ec. (80)

Donde R4* se calcula a partir de la Tabla 5 del MDP–03–S–03, con el valor de A4*= Afon–NAL / ATAMB. Paso 10.– Verifique que el tambor cumple con las limitaciones de distancias mínimas. a.

Verifique que hNBBL – NAAL sea mayor o igual a 360 mm (14”): a.1. Obtenga la altura entre el NAAL y el NBBL (hNBBL – NAAL) (Ec (62)): h NBBL–NAAL h fon–NAAL–hfon–NBBL

Ec. (62)

a.2. Si hNBBL – NAAL es menor que 360 mm (14”), entonces (Ec (63)): h NBBL–NAAL 360 mm (14”)

Ec. (63)

a.3. Modificar (hfon–NAAL), manteniendo todas las demás alturas incrementales que ya se habían calculado (Ec (111)): h fon–NALL h NBBL–NAAL–hfon–NBBL

Ec. (111)

a.4. Aumentar el diámetro en una cantidad igual a hNBBL – NAAL. Alterar la longitud efectiva de separación acorde a la relación F24 x Leff / D. b.

Verifique que hNBI – NAI sea mayor o igual a 360 mm (14”): b.1. Obtenga la altura entre el NAI y el NBI (hNBI – NAI) (Ec (53)):




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h NBl–NAl h fon–NAl–hfon–NBL

Ec. (53)

b.2. Si hNBI – NAI es menor que 360 mm (14”), entonces (Ec (54)): hNBI – NAI = 360 mm (14”) b.3. Modificar (hfon–NAI), manteniendo todas las demás alturas incrementales que ya se habían calculado (Ec (112)): h fon–NAl h NBl–NAl–hfon–NBl

Ec. (112)

b.4. Aumentar el diámetro en una cantidad igual a hNBI – NAI. Alterar la longitud efectiva de separación acorde a la relación F24 x Leff/D. c.

Verifique que la altura de la zona de flujo de vapor sea mayor que el mayor de 300 mm (12”) y el 20% del diámetro del tambor. En caso que sea así, no alterar los cálculo realizados hasta ahora. En caso que no sea así, proceda a: c.1. Aumentar la altura de la zona de vapor hasta cumplir con la limitación antes mencionada. c.2. Aumentar el diámetro en la misma cantidad que aumentó la altura de la zona de flujo de vapor. c.3. No modificar las alturas que ya se habían calculado.

Paso 11.– Dimensionamiento de la boquilla de entrada. a.

Estimación del diámetro de la boquilla (dp)

Si no se tiene el diámetro de la tubería de entrada, y la aplicación exige tener flujo bifásico anular, de acuerdo a lo expresado en el aparte 4.5 del MDP–03–S–03, seguir lo indicado en PDVSA–MDP–(Pendiente) (Consultar con MDP versión 1986, sección 14D), para obtener un diámetro que produzca flujo anular a la entrada del recipiente. En la especificación de proceso del recipiente, se deberá exigir que la tubería de entrada a este tambor tenga el diámetro aquí obtenido, en una distancia de al menos cinco diámetros de boquilla medidos desde la brida de la boquilla de entrada. Si no se tiene el diámetro de la tubería de entrada, y la aplicación no exige tener flujo bifásico anular, de acuerdo a lo expresado en el aparte 4.5 del MDP–03–S–03, usar la tabla mostrada en dicho aparte para estimar el diámetro de la boquilla de entrada. b.

Calcule la velocidad real de la mezcla a la entrada Vs (en el caso que aún no se conozca) (Ec (81))

Vs

F 20 x 4 x QM p dp2

Ec. (81)



c.


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Chequee el criterio de máxima velocidad en la boquilla, de acuerdo a lo presentado en el aparte 4.4.2 del MDP–03–S–03.

En caso que la boquilla seleccionada requiera de un distribuidor en “T” con ranuras, diseñe el distribuidor de acuerdo a lo presentado en el aparte 4.7.2 del MDP–03–S–03. Paso 12.– Dimensionamiento de las boquillas de salida del gas y de líquidos pesado y liviano. Usar las recomendaciones de la tabla presentada en el aparte 4.5 del MDP–03–S–03. Paso 13.– Cálculo de la longitud tangente a tangente del tambor. Conociendo el tamaño de la(s) boquilla(s) de entrada y de salida de gas, se tiene que la longitud tangente a tangente del tambor (L) es la suma, en unidades consistentes, de Leff y todos los tamaños nominales de las boquillas de entrada y de salida de gas, más tolerancias mecánicas de construcción. Paso 14.– Diseño de la malla separadora de gotas. a.


Seguir las recomendaciones presentadas en los apartes 4.6.2 y 4.6.3 del MDP–03–S–03. Conociendo el criterio a emplear, calcular la velocidad permisible de gas, VV,, como un porcentaje de la velocidad crítica. Luego, obtener el área requerida de malla con la Ec (82): A Malla Q V VV b. c.


a Malla F 25 AMalla d. e.

Ec. (82)

12

Ec. (83)

Cálculo de la distancia mínima permisible ho entre el tope de la malla y la boquilla de salida del gas: usar la Ec.(5a), en el aparte 4.6.4 del MDP–03–S–03. Calcule la distancia vertical disponible entre el fondo de la malla y NAAL (hMalla–NAAL) (Ec (84)):

h Malla–NAAL D– h fon–NAAL–ho–e Malla

Ec. (84)

Nota: el hMalla–NAAL mínimo requerido en de 300 mm (12 pulg), para prevenir un salpiqueo excesivo en la malla. f.



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REVISION

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Calcule la distancia de la cuerda disponible para instalar la malla, usando la Tabla 5 del MDP–03–S–03, o directamente por medio de la siguiente ecuación (Ec (85)):


Ec. (85)

Paso 15.– Especificación de rompe–vórtices. Siguiendo las recomendaciones del aparte 4.7.3 del MDP–03–S–03, escoger el tipo de rompe–vórtice y anexar el estándar PDVSA aplicable. Paso 16.– Comentarios adicionales. Colocar la instrumentación de nivel (gas/líquido e interfase líquido–líquido), lo cerca de la zona donde salen los productos gaseosos y líquidos, ya que aquí están mejor desarrolladas las fases líquidas.

5.4

Procedimiento de diseño para tambores horizontales con las dos fases líquidas dentro del cuerpo cilíndrico, dos entradas Este procedimiento no ha sido desarrollado en su totalidad. Mientras tanto, el siguiente procedimiento temporal entrega resultados lo suficientemente confiables:

5.5

1.

Ir al procedimiento presentado en 5.3.

2.

Cumplir con el paso 1.

3.

Dividir entre dos los flujos alimentados y la relación longitud/diámetro.

4.

Continuar con el procedimiento presentado en 5.3, usando los nuevos valores de flujos y de relación longitud/diámetro.

5.

Al obtener los resultados del procedimiento, multiplicar por dos la longitud obtenida del tambor, manteniendo todos los demás resultados de alturas o niveles, boquillas de entrada y diámetro como se obtuvieron: estas son las dimensiones finales del tambor.

6.

Recalcular las boquillas de salida de gas/vapor, líquido liviano y líquido pesado, usando los flujos alimentados reales: así se tendrá los valores correctos de tales boquillas.

Procedimiento de diseño compartimientos separados

para

tambores

horizontales

con

Ver Figura 3. para orientación y seguimiento de ciertas tolerancias de diseño, identificación de alturas y niveles. (Ver nomenclatura en Sección 6).


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Paso 1.– Información mínima requerida. Ubicar la información mínima requerida según la siguiente tabla.

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ Información

Vapor/gas


X X X




General

X X X X

Para tambores alimentando a despojadoras de aguas agrias o regeneradoras de aminas, (caso en el cual no se tenga información de la fase liviana o aceite arrastrado), hacer las siguiente suposiciones: Información Densidad Viscosidad Tensión Superficial Flujo másico

Líquido liviano 700 kg/m3 ( 43.6 lb/pie3 ) 0.7 mPas ( 0.7 cP ) 30 N/m ( 30 dyn/cm ) 0.1% en peso del flujo de aguas agrias ó aminas

Paso 2.– Definición de los criterios de diseño. Consultar detalladamente la información contenida en este documento (especialmente la Figura 3.), y las secciones 4.2, 4.4, 4.5, 4.6 y 4.7 del PDVSA–MDP–03–S–03, para identificar los criterios de diseño para el servicio en cuestión: 1.

La velocidad permisible del vapor es 100% de la llamada velocidad crítica del gas.

2.

La configuración del tambor, es la correspondiente a un tambor separador vapor líquido líquido de compartimientos separados.

3.

Para los tiempos de residencia, usar las recomendaciones aquí presentadas para ciertos servicios específicos, o valores conocidos por requerimientos del proceso, o las recomendaciones presentadas en el aparte 4.3.7 del MDP–03–S–03 (Separadores vapor líquido).

Paso 3.– Calcule la velocidad permisible del flujo de vapor. Usar la Ec. (11) en el MDP–03–S–03, aparte 4.2, tomando en cuenta que, si el líquido liviano es más del 5% vol del total de las fases líquidas, usar su densidad como densidad de líquido; en caso contrario, usar el promedio volumétrico de las densidades líquidas como densidad de líquido.




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Paso 5.– Calcule el área vertical requerida (Av), para el flujo de vapor por encima del nivel de líquido en la zona de decantación. El área vertical para el flujo de vapor Av, por encima del nivel de líquido en la zona de decantación, requerida para satisfacer los criterios de velocidad permisible, se calcula con la Ec. (12) del MDP–03–S–03, aparte 4.2. Paso 6.– Fije el ancho de la capa de fase líquida liviana en el compartimiento de decantación ( hOW ). Este valor se fija arbitrariamente por preferencias del diseñador o por experiencia del personal de operaciones. En el caso que no exista requerimiento o preferencia, usar como valor mínimo 230 mm (9 pulg). Paso 7.– Dimensionamiento del tambor separador horizontal. El estimado del tamaño óptimo del tambor es un procedimiento de tanteo para tambores horizontales. Primero, se supone un tamaño de tambor, luego se verifica si el tambor es adecuado para el servicio. Este procedimiento se debería repetir hasta que se optimice el tamaño del tambor, ya que el objetivo es diseñar el tambor más pequeño adecuado para el servicio. a.

Preparación para el tanteo:

a1. Suponer que el tambor está 80% lleno. Esto considera que la altura disponible para el flujo de vapor es un 20% del diámetro del mismo. Por tanto (Ecs (86), (86’)): A TAMB A V 0.142 D F 24 x 4 x A TAMB p

Ec. (86) 12

Ec. (86’)

a1. Obtener la altura de vapor ( hV ), medida desde el tope del tambor, como 0.2 x D. Si tal altura es menor que 300 mm (12 pulg), aumentar tal altura hasta que cumpla con este criterio, y aumentar el diámetro D apropiadamente, si aplica. Este valor de D será el valor inicial para el tanteo de diseño Tanteo b.

Obtener el área del tambor con el diámetro del tanteo ( ATAMB = π/4 x (D/F24)2 ).

b1. Obtener la altura de líquido ( hL ), medida desde el fondo del tambor, como hL = D – hV b2

Obtener la altura de la interfase líquido pesado/líquido liviano ( hI ), medida desde el fondo del tambor, como hI = hL – hOW.




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b.3 Calcule el área fraccional (A21*) de la sección transversal localizada entre el fondo del tambor y hI, utilizando la Tabla 5 del MDP–03–S–03, en donde con el valor de R21*= hI/D se lee el valor correspondiente a A21*. b.4 Obtener el área de flujo correspondiente al líquido pesado (AOBW), medida desde la altura de la interfase hasta el fondo del tambor (Ec (88)): A OBW A *21 x ATAMB

Ec. (88)

b.5 Calcular la velocidad de flujo del líquido pesado ( VfP ), como (Ec (89)): V fP Q L2 AOBW

Ec. (89)

c.

Calcule la velocidad de flotación de la fase líquida liviana ( VtL ), usando la ecuación (2) del aparte 4.2.1.

d.

Calcule la longitud horizontal que las gotas de líquido liviano tienen que recorrer( XH ), mediante la siguiente ecuación (Ec. (90)): X H V fP x hOB–h OW V fL

Ec. (90)

donde hOB–hOW es la distancia vertical que las gotas de líquido liviano tienen que recorrer, hacia arriba, para poder separarse de la fase pesada (medido desde el fondo del recipiente). e.

Si XH es menor que dos y medio veces el diámetro del tambor, entonces el diámetro actual es satisfactorio y la longitud efectiva de operación ( Leff ), será 1.15 veces XH, o 2 veces el diámetro, lo que sea mayor. Luego proceda al paso 8.

f.

Si XH es mayor que dos y medio veces el diámetro del tambor, el diámetro del tambor es muy pequeño para la separación de la fase liviana. Por lo tanto habrá que aumentar dicho diámetro, hasta que se logre cumplir con lo dicho en el párrafo anterior.

Paso 8.– Calcule el area vertical de flujo de líquido pesado ( Afon–BALDE ), y la altura desde el fondo del recipiente hasta debajo del balde de líquido liviano( hfon–BALDE ). Sea Vmin = 0.15 m/s (0.5 pie/s). Calcule el área vertical de flujo de líquido pesado desde el fondo del recipiente hasta debajo del balde de líquido liviano (Afon–BALDE) (Ec. (91)): A fon–BALDE Q L2 Vmin

Ec. (91)




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Calcule el área fraccional A22* = Afon–BALDE / ATAMB En la Tabla 5 del MDP–03–S–03, leer, para A22*, el valor correspondiente de R22* Calcule la altura desde el fondo del recipiente hasta debajo del balde de líquido liviano ( hfon–BALDE ) (Ec. (92)): h fon–BALDE R 22 * x D x F 8

Ec. (92)

Si hfon–BALDE < F8 x D / 8, entonces hfon–BALDE = F8 x D / 8. Paso 9.– Calcule las dimensiones del balde de líquido liviano. Para la definición de los niveles, consultar 4.3.1. Se supone que el balde solo tendrá alarma de nivel bajo. La altura desde el fondo del balde hasta el nivel bajo del balde, hBBALDE–NBL, se obtiene con la información del aparte 4.3.8. La altura hBNBL, medida desde el fondo del recipiente hasta el rebosadero del balde, se obtiene como (Ec. (93)): hB NBL hB BALDE–NBL h fon–BALDE

Ec. (93)

Calcule la altura fraccional R23* = F8 x hBNBL / D En la Tabla 5 del MDP–03–S–03, leer, para R23*, el valor correspondiente de A23* Obtener el área transversal entre el fondo y hBNBL ( ABfon–NBL ) (Ec. (94)): AB fon–NBL A 23 * x A TAMB

Ec. (94)

En la Tabla 5 del MDP–03–S–03, leer, para R30* =( 1 – hL / D), el valor correspondiente de L30* (Valor de la cuerda fraccional correspondiente). Obtener la altura del rebosadero del balde ( hOB ) (Ec. (111)): h OB h L–F11 x Q L D x L 30 *

0.67

Ec. (111)

En la Tabla 5 del MDP–03–S–03, leer, para R31* =( hOB / D), el valor correspondiente de A31*. Obtener el área transversal desde el fondo del recipiente hasta el rebosadero del balde (Afon–OB ) (Ec. (112)): A fon–OB A 31 * x A TAMB

Ec. (112)

El área activa para variación de nivel de líquido liviano en el balde (ABOB–NBL), es (Ec. (95)): AB OB–NBL A fon–OB–ABfon–NBL

Ec. (95)





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El volumen de líquido liviano a ser contenido en el área activa (Vr1) es (Ec.(96)): V r1 Q L1 x tr1 x 60

Ec. (96)

La longitud horizontal del balde de líquido liviano ( LBALDE ), es (Ec. (97)): L BALDE F 1 x Vr1 AB OB–NBL

Ec. (97)

Paso 10.– Calcule la altura del vertedero del compartimiento de líquido pesado ( hWB ) y el area transversal correspondiente ( Afon–WB ). De acuerdo a la ecuación (4), presentada en el aparte 4.3.15, hWB depende de la longitud de la cuerda del tope del vertedero ( Lc ), y ésta, a su vez depende de hWB, por tanto, es necesario un pequeño tanteo: Preparación Estimar por primera vez hWB, usando la Ec. (98): h WB h OB–hOW x 1–ò Lò P

Ec. (98)

Tanteo Sea R24* = 1 – F8 x hWB / D. En la Tabla 5 del MDP–03–S–03, leer, para R24*, el valor correspondiente de L24* Obtener Lc como (Ec. (99)): L c L 24 * x D

Ec. (99)

Calcule el nuevo hWB como (Ec. (4)): nuevo hWB = hOB – hOW x (1 – ρL/ρP ) – F11 x ( QL2 / Lc ) 0.67 Si el nuevo hWB está muy alejado de hWB, regresar al inicio del tanteo usando el nuevo hWB para todos los cálculos. Si el nuevo hWB está bastante cerca de hWB, el nuevo hWB será el valor final: Salir del tanteo. Sea R26* = F8 x hWB / D. En la Tabla 5 del MDP–03–S–03, leer, para R26*, el valor correspondiente de A26* Obtener el area transversal correspondiente a hWB (Afon–WB) como (Ec. (100)): A fon–WB A 26 * x A TAMB

Ec. (100)




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Paso 11.– Calcule las dimensiones del compartimiento de líquido pesado. Para la definición de los niveles, consultar 4.3.1. La altura desde el fondo del tambor hasta el nivel bajo–bajo del compartimiento de líquido pesado, hVNBBL, se obtiene con la información del aparte 4.3.8. Se supone que el compartimiento de líquido pesado tendrá un Interruptor y/o alarma de nivel bajo–bajo. Si no es el caso, estaríamos hablando de hVNBL. Sea R25* = F8 x hVNBBL / D. En la Tabla 5 del MDP–03–S–03, leer, para R25*, el valor correspondiente de A25* Obtener el área transversal para hVNBBL en el compartimiento del líquido pesado ( AVNBBL ), como (Ec. (101)): AV NBBL A 25 * x A TAMB

Ec. (101)

El volumen de retención de operación de líquido pesado, entre el NAL y el NBL, se obtiene multiplicando el flujo de alimentación líquida pesada por el tiempo de residencia correspondiente (Ec (102)): V r3 Q L2 x tr3

Ec. (102)

Donde QL2 es el flujo volumétrico de líquido pesado, y tr3 es el tiempo de residencia de operación del líquido pesado. El volumen de retención de líquido pesado por tiempo de respuesta del operador (en el compartimiento del vertedero), al accionarse una alarma (sea de alta o sea de baja), entre NAAL y NAL (o entre NBBL y NBL), se obtiene multiplicando el flujo de alimentación líquida pesada por el tiempo de respuesta supuesto, el cual es 5 min (300 s), desde NAL hasta NAAL, y 5 min más (300 s), desde NBL hasta NBBL (Ec (103)): V r4 Q L2 x (600s)

Ec. (103)

En el caso que no se tengan Interruptores y/o alarmas de NBBL y NAAL, este volumen adicional es nulo. Aún cuando se ha supuesto en este documento que el tiempo de respuesta del operador es de 5 minutos, puede sucederse que, por experiencias típicas de la instalación para la cual se está haciendo este diseño, los valores de tiempos de respuesta cambien: esto dependerá de cada caso en particular y, si no hay otra indicación se usará 5 minutos entre NAAL y NAL (o entre NBBL y NBL). El área activa del líquido pesado, desde NBBL hasta el tope del vertedero (AWB–NBBL ), es (Ec. (104)): A WB–NBBL A fon–WB–AVfon–NBBL

Ec. (104)




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La longitud del compartimiento de líquido pesado ( LVER ), es (Ec. (105)): L VER V r3 V r4 A WB–NBBL

Ec. (105)

Paso 12.– Verificar que la zona de flujo del vapor cumpla con las alturas mínimas. De acuerdo a la Figura 3., la zona de flujo del vapor deberá tener una altura mínima de 300 mm (12”), o 20% del diámetro, lo que sea mayor. En el caso que no sea así: Aumentar la altura que ocupa el espacio de flujo de vapor, hasta que se cumpla con las limitaciones antes mencionadas. Aumentar el diámetro (D) en la cantidad en que se aumentó la zona de flujo de vapor. Paso 13.– Fije otras medidas horizontales del tambor. La distancia entre el balde y el vertedero ( LBAL–VER ), será igual a D / 8. Paso 14.– Dimensionamiento de la boquilla de entrada. a.

Estimación del diámetro de la boquilla (dp) Si no se tiene el diámetro de la tubería de entrada, y la aplicación exige tener flujo bifásico anular, de acuerdo a lo expresado en el aparte 4.5 del MDP–03–S–03, seguir lo indicado en PDVSA–MDP–(Pendiente) (Consultar con MDP versión 1986, sección 14D), para obtener un diámetro que produzca flujo anular a la entrada del recipiente. En la especificación de proceso del recipiente, se deberá exigir que la tubería de entrada a este tambor tenga el diámetro aquí obtenido, en una distancia de al menos cinco diámetros de boquilla medidos desde la brida de la boquilla de entrada. Si no se tiene el diámetro de la tubería de entrada, y la aplicación no exige tener flujo bifásico anular, de acuerdo a lo expresado en el aparte 4.5 del MDP–03–S–03, usar la tabla mostrada en dicho aparte para estimar el diámetro de la boquilla de entrada.

b.

Calcule la velocidad real de la mezcla a la entrada Vs (en el caso que aún no se conozca) (Ec (106)) Vs

c.

F 20 x 4 x QM p dp2

Ec. (106)

Chequee el criterio de máxima velocidad en la boquilla, de acuerdo a lo presentado en el aparte 4.4.2 del MDP–03–S–03. En caso que la boquilla seleccionada requiera de un distribuidor en “T” con ranuras, diseñe el distribuidor de acuerdo a lo presentado en el aparte 4.7.2 del MDP–03–S–03.




Indice volumen


FECHA

0

AGO.95


Paso 15.– Dimensionamiento de las boquillas de salida del gas y de líquidos pesado y liviano. Usar las recomendaciones de la tabla presentada en el aparte 4.5 del MDP–03–S–03. Paso 16.– Cálculo de la longitud tangente a tangente del tambor. Aún cuando no se conocen las tolerancias mecánicas de construcción, (valores mínimos de distancia entre las boquillas y las tangentes de los cabezales, anillo que tienen los cabezales para soldarse al cuerpo cilíndrico del tambor, espesor de las láminas que forman el balde y el vertedero ), la longitud mínima tangente a tangente del tambor ( L ) es: L = Leff + LBALDE + LVER + LBAL–VER A este valor habría que añadir las tolerancias mecánicas de construcción. Paso 17.– Diseño de la Malla separadora de gotas. La posición de la malla será tal que se ubique exactamente por encima del balde de líquido liviano, ya que la lámina más alejada del balde subirá por encima de la altura del rebosadero de dicho balde, y si la malla es ubicada más allá de la posición del balde, podría sucederse arrastre de líquido (Ver Fig 3.). a.

Cálculo del área de la malla. Seguir las recomendaciones presentadas en los apartes 4.6.2 y 4.6.3 del MDP–03–S–03. Conociendo el criterio a emplear, calcular la velocidad permisible de gas, VV,, como un porcentaje de la velocidad crítica. Luego, obtener el área requerida de malla con la Ec (107): A Malla Q V VV

b. c.

Seleccione el espesor y densidad de la Malla, según los criterios de diseño ya seleccionados. Cálculo del ancho de la malla cuadrada (aMalla) (Ec (108)): a Malla F 25 AMalla

d.

e.

Ec. (107)

12

Ec. (108)

Cálculo de la distancia mínima permisible ho entre el tope de la malla y la boquilla de salida del gas: usar la Ec.(5a), en el aparte 4.6.4 del MDP–03–S–03. Calcule la distancia vertical disponible entre el fondo de la malla y NAAL (hMalla–NAAL) (Ec (109)): h Malla–NAAL D–h fon–NAAL–ho–e Malla

Ec. (109)


PDVSA



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REVISION

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0

AGO.95

Página 53

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Nota: el hMalla–NAAL mínimo requerido en de 300 mm (12 pulg), para prevenir un salpiqueo excesivo en la Malla. f.

Verifique si el espacio de vapor es adecuado para montar una malla: Calcule la distancia de la cuerda disponible para instalar la malla, usando la Tabla 5 del MDP–03–S–03, o directamente por medio de la siguiente ecuación (Ec (110)):


Ec. (110)

Paso 18.– Especificación de rompe–vórtices. Siguiendo las recomendaciones del aparte 4.7.3 del MDP–03–S–03, escoger el tipo de rompe–vórtice y anexar el estándar PDVSA aplicable. Paso 19.– Consideraciones adicionales. Debido a que no se mide la interfase en el compartimiento de decantación, y para efectos de diagnóstico de funcionamiento del equipo cuando hay problemas operativos, sería recomendable instalar boquillas pequeñas con válvulas (“trycocks”), lo más cercanas al balde de líquido liviano, a diferentes alturas alrededor de la altura calculada de dicha interfase.


PDVSA


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FECHA

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AGO.95


ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ 6

NOMENCLATURA

En unidades SI

A*

AB

=

Afon–NAAL

=

Afon–NAL

=

Afon–NBL

=

Afon–NBBL

=

AMALLA

=

ANAL–NAAL

=

ANBI–NAI

=

ANBL–NAL

=

ANBBL–NAAL

=

ANBBL–NBL

=

ATAMB

=

AV AVD aran

= = =

D

=

Area fraccional o relación de un área transversal vs el área transversal total del tambor. Normalmente obtenida al conocerse una altura fraccional, y leída de la Tabla 5 del documento MDP–03–S–03 Area transversal de la bota decantadora. Area vertical entre el NAAL y el fondo del tambor, para tambores horizontales. Area vertical entre el NAI y el fondo del tambor, para tambores horizontales. Area vertical entre el NBI y el fondo del tambor, para tambores horizontales. Area vertical entre el NBBL y el fondo del tambor, para tambores horizontales. Area requerida de malla separadora de gotas. Area vertical entre el NAAL y el NAL, para tambores horizontales. Area vertical entre el NAI y el NBI, para tambores horizontales. Area vertical entre el NAL y el NBL, para tambores horizontales. Area vertical entre el NBBL y el NAAL, para tambores horizontales. Area vertical entre el NBBL y NBL, para tambores horizontales. Area de sección transversal para tambores horizontales. Area para el flujo de vapor. Area disponible para el flujo de vapor. Area de flujo de una ranura en el colector o distribuidor de gas. Diámetro del tambor.


Adimensional

m2

pie2

m2

pie2

m2

pie2

m2

pie2

m2

pie2

m2

pie2

m2

pie2

m2

pie2

m2

pie2

m2

pie2

m2

pie2

m2

pie2

m2 m2 mm2

pie2 pie2 pulg 2

mm

pie




Indice volumen


FECHA

0

AGO.95


ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ DB DMalla

=

Dp d hBNBBL

= = =

hboq–Malla

=

hboq–tan

=

hfon – NAAL

=

hfon – NAI

=

hfon – NAL

=

hfon – NBL

=

hfon – NBBL

=

hMalla–NAAL

=

hNAAL – boq

=

hNBBL

=

hNBBL – NAAL hNAI

= =

hNBI

=

hOB

=

Diámetro de la bota decantadora. Diámetro de una malla circular, o lado más largo de una malla rectangular. Diámetro de la gota. Diámetro de la gota. Altura mínima desde el nivel bajo bajo de líquido hasta el fondo del balde de líquido liviano, para tambores de compartimientos separados Distancia entre la boquilla de entrada y el fondo de la malla. Distancia entre la boquilla de entrada y la línea tangente superior. Distancia vertical entre el fondo del tambor y el NAAL. Distancia vertical entre el fondo del tambor y el NAI. Distancia vertical entre el fondo del tambor y el NAL. Distancia vertical entre el fondo del tambor y el NBL. Distancia vertical entre el fondo del tambor y el NBBL. Distancia vertical disponible entre el fondo de la malla y NAAL. Altura desde NAAL hasta la boquilla de entrada. Altura desde el nivel bajo bajo de líquido hasta el NAI ó el fondo del recipiente Altura de líquido entre NAAL y NBBL. Altura del nivel alto de la interfase, medida desde el fondo del recipiente, o desde el fondo de la bota decantadora Altura del nivel bajo de la interfase, medida desde el fondo del recipiente, o desde el fondo de la bota decantadora Distancia vertical del fondo del tambor al tope del rebosadero del balde de líquido liviano

En unidades SI


mm mm

pie pie

m mm mm

pie pulg pulg

mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg

mm mm

pulg pulg

mm

pulg

mm

pulg




Indice volumen


FECHA

0

AGO.95


ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ En unidades SI


mm

pulg

mm

pulg

mm

pulg

m

pie

m m

pie pie

m

pie

mm

pie

m m

pie pie

m3/s

pie3/s

m3/s

pie3/s

QL2

Flujo volumétrico total de mezcla vapor/líquido por boquilla de entrada = Flujo de alimentación líquida liviana = Flujo de alimentación líquida pesada

m3/s

pie3/s

QW Re

= Flujo de líquido pesado = Número de Reynolds de gota

m3/s

pie3/s

hOW

=

hVNBBL

=

hWB

=

L

=

LB LBALDE

=

=

LBAL–VER

=

LC

=

Leff

=

LVER

=

NAAL

= = = = = = = =

NAL

NNL NBL

NBBL NAI NBI QM

QL1

Distancia vertical desde la interfase líquido liviano/líquido pesado hasta el tope del rebosadero del balde de líquido liviano (230 mm (9 pulg) mínimo) Altura mínima desde el nivel bajo bajo de líquido hasta el fondo del recipiente, en el compartimiento de líquido pesado para separadores con compartimientos separados Distancia vertical del fondo del tambor al tope del vertedero de líquido pesado Longitud tangente a tangente del tambor horizontal. Longitud de la bota decantadora. Longitud del Balde de líquido liviano, en separadores con compartimientos separados Distancia entre el Balde de líquido liviano y el vertedero de líquido pesado, en separadores con compartimientos separados Longitud de la cuerda en el tope del vertedero de líquido pesado Longitud efectiva de operación Longitud vertedero de líquido pesado, en separadores con compartimientos separados Nivel alto–alto de líquido Nivel alto de líquido

Nivel normal de líquido Nivel bajo de líquido

Nivel bajo–bajo de líquido

Nivel alto de interfase líquido–líquido

Nivel bajo de interfase líquido–líquido

Adimensional




Indice volumen


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0

AGO.95


ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ tr3

=

VfL

=

VfP

=

Vr1

=

Vr2

=

Vr3

=

Vt

=

Vt’

=

VtL

=

VtP

=

XH

=

ρO

=

ρP ρL ρW

= = =

µ’

=

En unidades SI


min

min

m/s

pie/s

m/s

pie/s

m3

pie3

m3

pie3

m3

pie3

m/s

pie/s

m/s

pie/s

m/s

pie/s

m/s

pie/s

mm

pulg

kg/m3

lb/pie 3

kg/m3

lb/pie 3


kg/m3

lb/pie 3

Densidad líquido pesado a condiciones de operación Viscosidad de la fase continua.

kg/m3

lb/pie 3

mPa.s

lb/pie/s

Tiempo de residencia de operación del líquido pesado Velocidad de flujo de líquido liviano dentro del recipiente Velocidad de flujo de líquido pesado dentro del recipiente Volumen de operación de líquido liviano, entre el NAL y el NBL Volumen de líquido liviano por tiempo de respuesta del operador Volumen de operación de líquido pesado, entre el NAI y el NBI Velocidad terminal de decantación (flotación) Velocidad terminal de decantación (flotación) Velocidad de flotación de la fase líquida liviana Velocidad de decantación de la fase líquida pesada Longitud horizontal recorrida por las gotas de la fase líquida discontinua, al separarse en tambores con compartimiento separados Densidad (a condiciones de operación), de la corriente más pesada de líquido liviano alimentada al tambor separador con compartimientos separados. Densidad de la fase pesada.


PDVSA


.Menú Principal

Indice manual

Indice volumen


FECHA

0

AGO.95


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁ ÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁ ÁÁÁÁÁÁ Factores que dependen de las unidades usadas En En unidades unidades SI inglesas

F1 F8 F11 F12 F15 F24 F25

7

= = = = = = =

Sub Sub Sub Sub Sub Sub Sub

sección 4.2.1, Ec. (1) sección 5.1, 5.3, 5.5 Sección 4.3.15, Ec.(4) Sección 4.2.1, Ec.(2) Sección 4.4.1, Ec.(3) sección 5.1, 5.3, 5.5 sección 5.3, Ec (87)

1000 1 67025.7 0.545 x 10–3 1 1000 1

1 12 5.384 18.4663 123.871 1 12

APENDICE

Figura 1. Identificación de niveles y dimensiones en un tambor separador vapor–líquido–líquido con bota decantadora (una sola entrada). Figura 2. Identificación de niveles y dimensiones en un tambor separador vapor–líquido–líquido con dos fases líquidas en el cuerpo principal (una sola entrada). Figura 3. Identificación de niveles y dimensiones en un tambor separador vapor–líquido–líquido con compartimientos separados.

VOLUMEN DE EMERGENCIA O TIEMPO DE RESPUESTA DEL OPERADOR

VOLUMEN DE OPERACION O TIEMPO DE RESIDENCIA DE OPERACION


230 mm. (9”) FONDO

NBL

BOTA (D ) B

DIAMETRO

NBI

NAI

100mm (4”)

MIN


MIN

Indice volumen

LONGITUD DEL SEPARADOR (L)

(9”)

(14”min.)

NAL

NAAL



230 mm.

360 mm. min

NBBL

(ALARMA)


(14”)

(ALARMA)


(12”) (1)

DIAMETRO O 300 mm.

MIN 20%

TOPE

SALIDA DE VAPOR

Indice manual

VOLUMEN DE OPERACION O TIEMPO DE RESIDENCIA DE OPERACION

360 mm. min.

ESPACIO PARA FLUJO DE VAPOR

ENTRADA DE ALIMENTACION

LONGITUD EFECTIVA DE SEPARACION ( LEFF)

.Menú Principal

DIAMETRO (D)

PDVSA

(ALARMA)

MIN


REVISION FECHA

0 AGO.95

Página 59

Indice norma

Fig 1. IDENTIFICACION DE NIVELES Y DIMENSIONES EN UN TAMBOR SEPARADOR VAPOR–LIQUIDO–LIQUIDO CON BOTA DECANTADORA (UNA SOLA ENTRADA)




Indice volumen


FECHA

0

AGO.95


NOTAS: 1. Si se instala una malla separadora de gotas, la distancia mínima entre NAAL y el fondo de la malla deberá ser 300 mm (12”).

130 mm.

DE RESIDENCIA DE OPERACION

VOLUMEN DE OPERACION O TIEMPO

UBICACAION DE LA BOQUILLA DE RETIRO DE LA FASE LIQUIDA LIVIANA

9” O 230 mm. ENTRE NBBL Y NAI


VOLUMEN DE OPERACION O TIEMPO DE RESIDENCIA DE OPERACION (ALARMA)

FONDO

(ALARMA)

(ALARMA) NAI

NBBL

NBL



9”

NBI

BOQUILLA


LONGITUD DEL SEPARADOR (L)

(9”)

(14”)

(4”)

(5”)

(14”)

(ALARMA)


NAL

NAAL

MIN

MIN

Indice manual

230 mm.

360 mm. min.

100 mm.

360 mm. min.

(12”) (1)

O 300 mm.

DIAMETRO

MIN 20%

TOPE

SALIDA DE VAPOR

.Menú Principal


ESPACIO PARA FLUJO DE VAPOR

ENTRADA DE ALIMENTACION

L LONGITUD EFECTIVA DE SEPARACION ( EFF)

PDVSA

DIAMETRO (D)

MIN


SEPARACION FISICA SEPARADORES LIQUIDO–LIQUIDO–VAPOR PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO Indice volumen

REVISION FECHA

0 AGO.95

Página 61

Indice norma

Fig 2. IDENTIFICACION DE NIVELES Y DIMENSIONES EN UN TAMBOR SEPARADOR VAPOR–LIQUIDO–LIQUIDO CON DOS FASES LIQUIDAS EN EL CUERPO PRINCIPAL (UNA SOLA ENTRADA)




Indice volumen


FECHA

0

AGO.95


NOTAS: 1. Si se instala una malla separadora de gotas, la distancia mínima entre NAAL y el fondo de la malla deberá ser 300 mm (12”).

PLACA DE CHOQUE

( o300mm)

(12”)min.

h OW

h OW

3D a 4D

A D 2

D 12

150 mm (6”)

D 12 (Min.)

BOQUILLA DE SALIDA DEL LIQUIDO LIVIANO

h WB

BOQUILLA DE SALIDA DEL LIQUIDO PESADO

Min. (4)

COMPARTIMIENTO DE LIQUIDO PESADO (VERTEDERO)

VERTEDERO

ROMPE VORTICE TIPO REJILLA

Indice volumen

BOQUILLA DE SALIDA DEL LIQUIDO LIVIANO

o

D 3

D (min.) 8

a

COMPARTIMIENTO DE LIQUIDO LIVIANO

BALDE o

REBOSADERO DEL BALDE

Min. (4)


COMPARTIMIENTO PARA EL LIQUIDO LIVIANO

SECCION A–A

1.5 a 2.5 D

h OB

(12”)min.

300 mm. o 20% D

A

Indice manual

20% D

DRENAJE

PLACA DIFUSORA

CAPA DE LIQUIDO LIVIANO

ESPACIO DE VAPOR

(o 150mm (6”)min)

COMPARTIMIENTO DE DECANTACION

D 12

600 mm. (2 pie)

.Menú Principal

Min. (4)

100mm (4”)

(6”)min.

150 mm

Min. (4)

SALIDA DE VAPOR

PDVSA

D

BOQUILLA DE ENTRADA


REVISION FECHA

0 AGO.95

Página 63

Indice norma

Fig 3. IDENTIFICACION DE NIVELES Y DIMENSIONES EN UN TAMBOR SEPARADOR VAPOR–LIQUIDO–LIQUIDO CON COMPARTIMIENTOS SEPARADOS




Indice volumen


FECHA

0

AGO.95


NOTAS: 1. Colocar una boca de inspección en cada extremo del tambor. Evaluar la necesidad de tener instrumentos de nivel en el compartimiento de decantación, ó ”trycocks” solamente. 2. Las placas deberán estar niveladas, y la tolerancia en las alturas de las placas no excederá los 3 mm (1/8 pulg.). 3. Ver PDVSA–MID–0603.1.101. 4. La distancia mínima, considerando refuerzos y requerimientos de fabricación, se presentan en PDVSA–MID–0603.1.101 y PDVSA–MID–10603.2.002. 5. La placa difusora debe extenderse de pared a pared. 6. Instale rompe vórtices directamente encima de la boquilla de salida del líquido liviano, adyacente a la pared del tambor. 7. Si se instala una malla separadora de gotas, la distancia mínima entre NAAL y el fondo de la malla deberá ser 300 mm (12”).

Manual de Procesos Pdvsa

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