Condensador De Vapor Saturado -agua

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

CONDENSADOR DE VAPOR SATURADO HUMEDO, CON AGUA.

RESUMEN. El vapor de agua es un servicio muy común en la industria, que se utiliza para proporcionar energía térmica a los procesos de transformación de materiales a productos, por lo que la eficiencia del sistema para generarlo, la distribución 1

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

adecuada y el control de su consumo, tendrán un gran impacto en la eficiencia total de la planta. Esta situación se refleja en los costos de producción del vapor y, en consecuencia, en la competitividad y sustento de la empresa. Este trabajo de investigación dedicado a los intercambiadores de calor quizás sea el más importante en un curso de transferencia de calor. Esta aseveración se realiza en virtud de que en este tema se integran todos los conocimientos adquiridos previamente, y lo que es más importante aún todo ese cúmulo de conocimientos serán utilizados en el diseño o selección de un dispositivo de mucha utilidad práctica como lo es el intercambiador de calor. En este capítulo nos concentraremos en describir fundamentalmente la metodología para el análisis y selección de intercambiadores de calor, desde el punto de vista térmico.

ABSTRACT. The vapor of water is a very common service in the industry that is used to provide thermal energy to the processes of transformation of materials to products, for that that the efficiency of the system to generate it, the appropriate distribution and the control of its consumption, they will have a great impact in the total efficiency of the

2

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

plant. This situation is reflected in the costs of production of the vapor and, in consequence, in the competitiveness and sustentabilidad of the company. This investigation work dedicated maybe to the intercambiadores of heat is the most important in a course of transfer of heat. This asseveration is carried out by virtue of that are integrated all the acquired knowledge previously in this topic, and what is more important that whole heap of knowledge will still be used in the design or selection of a device of a lot of practical utility as it is it the intercambiador of heat. In this chapter we will concentrate on describing the methodology fundamentally for the analysis and selection of intercambiadores of heat, from the thermal point of view.

ÍNDICE. 1. – INTRODUCCIÓN.

6

2.- ANTECEDENTES

7

3.- REALIDAD PROBLEMÁTICA

8

4.- OBJETIVOS.

4.1.

OBJETIVOS GENERALES

9

4.2.

OBJETIVOS ESPECÍFICO

9

5.- DESARROLLO. 5.1. INTERCAMBIADORES DE CALOR.

10 3

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

5.1.1. DEFINICION DE INTERCAMBIADORES DE CALOR

10

5.1.2. TIPOS DE INTERCAMBIADORES DE CALOR

11

5.2. EL INTERCAMBIADOR DE CASCO Y TUBOS

12

5.2.1. PARTES DEL INTERCAMBIADOR DE CASCO Y TUBOS

13

1.

El Haz de Tubos.

13

2.

La placa de tubos

16

3.

El Casco.

17

4.

Las Pantallas en el Casco.

5.

Las Pantallas en los Cabezales.

6.

Cabezales.

22

7.

Uso de los intercambiadores de casco y tubos

22

8.

Intercambiadores de múltiple pasó.

20 21

23

5.3. DISEÑO DE INTERCAMBIADORES DE CASCO Y TUBOS

23

5.4. Trampa de vapor

25

5.4.1. Función básica de la trampa de vapor

26

5.4.2. Tipos de Trampas para Vapor.

26

1. GRUPO MECANICO:

26

2. GRUPO TERMODINAMICO:

31

3. GRUPO TERMOSTATICO:

32

5.4.3 Variables de trampas de vapor.

37

5.4.4. Parámetros a tener en cuenta para la selección.

38

6.- RESULTADOS. 7.- CONCLUSIONES. 8.- RECOMENDACIONES. 9.- REFERENCIAS BIBLIOGRÁFICAS. ANEXOS

4

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

1. – INTRODUCCIÓN. El equipo para transferencia de calor es esencialmente usado en todas las industrias de proceso, y el ingeniero debe estar familiarizado con los diferentes tipos de equipo empleados para esta operación. Aún cuando pocos ingenieros están involucrados en la fabricación de intercambiadores de calor, muchos ingenieros están directamente comprometidos con la especificación y adquisición de equipos de transferencia de calor. Entonces son de gran importancia para estas personas las consideraciones de diseño de procesos, ya que deben decidir cual unidad de equipo es mejor para un proceso dado. Los modernos intercambiadores de calor van desde los intercambiadores simples de tubos concéntricos hasta complejos intercambiadores con cientos de metros cuadrados de área de calentamiento. Entre estos dos extremos se encuentran el intercambiador convencional de casco y tubos, intercambiadores con tubos de superficie extendida, intercambiadores de placas, hornos y muchas otras variedades de equipo. Una inteligente selección de equipos de transferencia de calor, requiere un entendimiento de las teorías básicas de la transferencia de calor y los métodos para cálculos de diseño, en adición los problemas relacionados al diseño mecánico, fabricación, y operación deben no ser descuidados. Una revisión de la teoría de transferencia de calor y métodos de cálculo para diseño son presentados 5

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

en esta obra, junto con un análisis de los factores generales que pueden ser considerados en la selección de equipo de transferencia de calor. La determinación apropiada de coeficientes de transferencia de calor

es

necesaria para cálculos de diseño en operaciones de transferencia de calor. Estos coeficientes muchas veces pueden estimarse sobre la base de pasadas experiencias, o ellos pueden calcularse a partir de ecuaciones teóricas o empíricas desarrolladas por otros profesionales comprometidos en esta rama. Muchas ecuaciones semiempíricas para la evaluación de coeficientes de transferencia de calor han sido publicadas. Cada una de estas ecuaciones tienen sus limitaciones y el ingeniero debe reconocer de facto que estas limitaciones existen.

2.- ANTECEDENTES. El mecanismo normal para la transferencia de calor en condensadores comerciales es la condensación tipo película. La condensación tipo gota proporciona altos coeficientes de transferencia de calor, pero es impracticable; y no es considerada como una propuesta práctica para el diseño de condensadores para propósitos generales. La ecuación básica para la condensación tipo película fue derivada por Nusselt (1916), y es su ecuación la base para diseño práctico de condensadores. En el modelo de Nusselt se asume flujo laminar y condensación tipo película, y la transferencia de calor se asume que se realiza enteramente por conducción a través de la película. En condensadores prácticos, el modelo de Nusselt será estrictamente aplicable solamente a bajas velocidades de liquido y vapor y donde el flujo de le película de condensado no es obstruido. Puede inducirse turbulencia en la película de líquido con altas velocidades del líquido. Y mediante altas velocidades del vapor. Esto generalmente incrementará la velocidad de transferencia de calor sobre los valores predecidos usando el modelo de Nusselt. La energía puede transportarse entre dos puntos en forma de calor, para lo cual se requiere que estos puntos estén a diferentes temperaturas. Los dos puntos pueden estar situados en distintas partes del mismo elemento o en cuerpos diferentes. El flujo de energía calorífica es siempre en la dirección del punto (o

6

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

cuerpo) de alta temperatura llamado también fuente hacia el punto (o cuerpo) de baja temperatura o receptor. El calor puede ser transferido desde una fuente hasta un receptor mediante conducción, convección, o radiación. En muchos casos, el intercambio ocurre por una combinación de dos o más de estos mecanismos. Cuando la velocidad de transferencia de calor permanece constante y no es afectada por el tiempo, el flujo de calor es denominado a estar en un estado estacionario; un estado no estacionario existe cuando la velocidad de transferencia de calor a cualquier punto varia con el tiempo. La mayoría de operaciones industriales en las cuales está involucrada la transferencia de calor son llevadas a cabo bajo condiciones de estado estacionario. Sin embargo las condiciones de estado no estacionario son encontradas en los procesos “batch”, enfriamiento y calentamiento de materiales tales como metales o vidrio y ciertos tipos de procesos de regeneración y activación.

3.- REALIDAD PROBLEMÁTICA. Los procesos industriales, en su mayoría involucran la transferencia de calor, ya sea mediante el contacto directo de las sustancias o a través de paredes que los separan. La transferencia de calor mediante el contacto directo de las sustancias entre otros equipos se realiza en los hornos en donde los gases calientes producto de la combustión de un combustible específico transfieren calor a los sólidos. Estas operaciones son comunes en el tratamiento de minerales y en la producción de harina de pescado mediante el secado directo. La transferencia de calor en forma indirecta, se efectúa cuando la sustancia caliente con la sustancia fría no están en contacto y existe una pared que los separa y a través de la cual se transfiere el calor, tal como en el secado indirecto de harina o en el suministro de calor para la ebullición en el fondo y la condensación en el tope de una columna de destilación. Cualesquiera que sea el caso de los vistos anteriormente, estos involucran dos tipos de procesos sin cambio de fase (transferencia de calor sensible) y con cambio de fase (transferencia de calor latente). 7

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Hoy en día en nuestro país se cuenta con muchas empresas que tienen procesos de calor y en estos, están muchas veces involucran el vapor es por la cual las empresas se mueven su producción y generan energías mediante este proceso. Los cuales pierden grandes cantidades de energía calorífica para eso se diseñan distintos tipos de intercambiadores los cuales evitaran en lo posible la perdida de esta energía ahorrándole anergia y grandes gastos de productividad a estas empresas. A la hora de seleccionar un intercambiador de calor existen varios factores que influyen, para realizar una adecuada selección. Entre ellos mencionaremos Flujo de calor Tamaño y peso Caída de presión Economía En este trabajo nos concentraremos en describir fundamentalmente la metodología para el análisis y selección de intercambiadores de calor, desde el punto de vista térmico. 4.- OBJETIVOS. 4.3.

OBJETIVOS GENERALES ´´CONOCERY OBTENER

LOS CÁLCULOS PARA ELDISEÑO DE UN

CONDENSADOR DE VAPOR SATURADO HÚMEDO – AGUA´´

4.2 .

OBJETIVOS ESPECÍFICO. 1. Conocer los tipos, funcionamiento de condensadores, y sus

accesorios. 2. Determinar de los cálculos del balance energético del

condensador de vapor saturado húmedo – agua. 3. Determinar los cálculos de un condensador de vapor saturado

húmedo – agua, identificando la superficie del intercambio, dimensiones y configuraciones de tubos y pérdidas de carga.

8

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

5.- DESARROLLO. 5.1. INTERCAMBIADORES DE CALOR 5.1.1. DEFINICION DE INTERCAMBIADORES DE CALOR Cualquier aparato diseñado para trasmitir la energía calorífica desde un medio (gas o liquido) hacia otro medio es denominado Intercambiador de calor. En el Intercambiador de calor, el calor es transferido desde el medio caliente hacia el medio frío por conducción y convección, y algunas veces por radiación en el caso de gases. Una condición para la transferencia de calor es que exista una gradiente de temperatura entre los dos medios. Los intercambiadores de calor donde dos fluidos están en contacto directo uno con el otro, se denominan intercambiadores “directos”. El área necesaria para la transferencia es proporcionada por las interfaces del liquido, por las gotas, o por las películas de liquido (ejemplo un “Scrubber”). Los intercambiadores de calor en los cuales los dos fluidos están separados uno del otro por una pared divisora a través de la cual se transporta el calor,. Se denominan intercambiadores indirectos”. La pared que los separa proporciona el área de transferencia de calor. Los intercambiadores en los cuales un fluido de proceso es calentado o enfriado para un servicio en la planta se denominan calentador o enfriador. Si la corriente de proceso es vaporizada, el intercambiador es denominado vaporizador si la corriente es completamente vaporizada, hervidor si se vaporiza parcialmente y si está asociada con una columna de destilación se denomina re-hervidor (“reboiler”), si se usa para concentrar una solución se denomina evaporador. Si el intercambiador se usa para condensar una corriente se denomina condensador que puede ser total si toda la corriente condensa o parcial si condensa parte de la corriente de proceso. Además, según las condiciones de operación los intercambiadores pueden ser con sobrecalentamiento en el caso de vaporizadores o con sub enfriamiento o sobre enfriamiento para los condensadores.

9

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Cuando se usan intercambiadores calentados por gases de combustión se denominan intercambiadores al fuego. Son posibles cuatro configuraciones de condensadores: 1) Horizontal, con la condensación en el casco, y el medio de

enfriamiento en el lado de los tubos. 2) Horizontal con la condensación en los tubos. 3) Vertical, con la condensación en el casco. 4) Vertical con la condensación en los tubos.

Los tipos de condensadores más usados son horizontal con la condensación en el lado del caco y vertical con la condensación en el lado de los tubos. Un intercambiador horizontal con la condensación en el lado de los tubos es raramente usado como un condensador de un fluido de proceso, pero es el arreglo usual para calentadores y vaporizadores usando como medio de calentamiento vapor condensando en el lado de los tubos. 5.1.2. TIPOS DE INTERCAMBIADORES DE CALOR Los intercambiadores de calor de acuerdo a su construcción pueden dividirse en tres grandes grupos: Intercambiadores compactos.- los que están hechos en base a placas o laminas “planas” paralelas. Intercambiadores tubulares.- los que están hechos en base a tubos. Intercambiadores misceláneos.- los que tienen diferentes configuraciones según el requerimiento específico. De todos estos tres grupos, los que predominan en la industria son los intercambiadores compactos y los intercambiadores tubulares. Aunque hace pocos años casi todos los intercambiadores de calor eran del tipo tubular (doble tubo y de casco y tubos), actualmente estos están siendo remplazados

por

los

denominados

intercambiadores

compactos

(intercambiador de placas, de espiral y laminar) y para procesos específicos se usan los intercambiadores que pueden considerarse dentro de los misceláneos (chaqueta, espiral calentador de aire, enfriador por goteo, líneas trazadoras, etc.) 5.2. EL INTERCAMBIADOR DE CASCO Y TUBOS 10

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

El intercambiador de casco y tubos, es hasta ahora entre los equipos de transferencia de calor el más comúnmente usado en la industria química. Las ventajas de este tipo de intercambiador son Su configuración proporciona grandes áreas de transferencia en pequeños espacios Soportan altas presiones y altas temperaturas de operación Procedimientos de diseño y técnicas de fabricación bien establecidas Esta unidad consta de una envoltura cilíndrica denominada casco el cual envuelve a un conjunto de tubos denominado “haz” de tubos. Un fluido circula por el interior de los tubos (lado de los tubos), y otro por el exterior de los mismos (lado del casco).

5.2.1. PARTES DEL INTERCAMBIADOR DE CASCO Y TUBOS 1. El Haz de Tubos.

Es un conjunto de tubos que se albergan dentro del casco y en sus extremos están soportados en la placa de tubos, la cual puede ser placa fija o con cabeza flotante. El empleo de uno u otro tipo de placa depende de la diferencia de temperatura que se registre en los extremos durante la operación. Por lo general se usan tubos lisos y de manera especial con superficie extendida.

11

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Dimensiones.- se usan tubos con diámetro en el rango de 16 mm (5/8”) a 50 mm (2”). Los diámetros pequeños 16 a 25 mm (5/8” a 1”) son preferidos para la mayoría de servicios, obteniéndose así intercambiadores más compactos. Los tubos grandes son fáciles de limpiar por métodos mecánicos y se deben seleccionar para fluidos que formen incrustaciones. El espesor de los tubos (calibre) es seleccionado para soportar la presión interna y dar una adecuada tolerancia a la corrosión. Diámetros estándar y espesores para tubos de acero son dados en la Tabla 5.2 y en la Tabla 2 del apéndice se dan dimensiones BWG para tubos usados en este tipo de intercambiadores, los más comunes son los del 10 al 20 BWG. Las longitudes preferidas para intercambiadores son de 1,83 m (6 pies); 2,44 m (8 pies); 3,66 m (12 pies); 4,88 m (16 pies) y 6,1 m, (20 pies). Para un área dada, el uso de tubos largos reducirá el diámetro del intercambiador. Tabla 5.2 Dimensiones estándar para tubos de acero Diâmetro (mm)

Exterior Espesor (mm)

(5/8 )

1,2 1,6 2,0 -

3

20 ( /4 )

-

1,6 2,0 2,6 -

25 (1

-

1,6 2,0 2,6 3,2

16

) 1

30 (1 /4 )

-

-

16

2,0 2,6 3,2

38 (1½ )

-

-

2,0 2,6 3,2

50 (2

-

-

2,0 2,6 3,2

)

Arreglo o disposición de los tubos en el haz.- Los tubos en un intercambiador son usualmente dispuestos en forma de un triángulo equilátero (triangular) o de un cuadrado (cuadrangular).

12

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

El arreglo triangular permite albergar un mayor número de tubos dentro del casco y da mayores coeficientes de película, se emplea con fluidos limpios y cuando la limpieza se realiza con medios químicos. El arreglo cuadrangular se emplea cuando se quiere albergar un menor número de tubos y cuando la limpieza debe hacerse con medios mecánicos, se emplea con fluidos con tendencia a formar incrustaciones, este arreglo produce bajas caídas de presión en el lado del casco.

ARREGLO

OD del tubo: pulg

Pt: pulg

Triangular

¾

15/16

1

1¼

Cuadrangular

¾

1

1

1¼ La distancia

recomendada entre centros de tubos (Pt) es de 1,25 veces el diámetro

13

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

exterior del tubo y la mínima distancia entre tubos (C) debe ser 0,25 pulgadas (6,4 mm). Los valores de Pt recomendados son:

2.

La placa de tubos Es una plancha metálica perforada según el arreglo, sirve de sostén a los tubos en sus extremos Tipos: a) Placa fija.- va fija al casco y se usa para diferencias de temperatura en los extremos de hasta 90 ¼C (200 ¼F). b) Placa de cabeza flotante.- para diferencias de temperaturas mayores a 90 ¼C (200 ¼F), para evitar que los esfuerzos térmicos produzcan fracturas. c) Placa de tubos en U.- se usan tubos en U para la evaporación (calderín) y en este caso la placa que sostiene a los tubos en el extremo donde se produce el retorno se denomina placa de tubos en U

Fig. Haz de tubos en "U" y Placa extrema

14

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Fig. Intercambiador con tubos en U 3.

El Casco. Es la envoltura cilíndrica que cubre el haz de tubos. Sus principales características son el diámetro y el espesor. Diámetro.- El casco se construye con tuberías de acero (o de otro material) de pared estándar hasta de 24” de diámetro. La “British Standard” (BS 3274) cubre intercambiadores con diámetro de casco desde 150 mm (6”) hasta 1067 mm (42”). La TEMA “Tubular Exchanger

Manufacturers Association”,

tiene

intercambiadores

estándares de hasta 1520 mm (60”) de diámetro de casco. Espesor.- Para cascos de hasta 610 mm (24”) de diámetro, se usa la tolerancia dada para tuberías NPS, y usualmente se usan espesores de 10 mm (3/8”) y se construyen a partir de tuberías de dimensiones estándar, sobre los 610 mm (24 pulg) se construyen a

partir de

placas roladas. Para fluidos muy corrosivos o cuando la presión en el lado del casco excede a 2,07 MPa (300 psig) se sugieren los métodos para el cálculo de espesores de tanques y recipientes a presión.

15

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Fig. Espaciado entre el casco – haz de tubos El diámetro del casco se debe seleccionar de tal manera que se pueda obtener cierto espacio “luz” entre el diámetro del haz de tubos Db y el diámetro interior del casco Ds. Este espacio dependerá del tipo de intercambiador y las tolerancias de los fabricantes. Valores típicos son dados en la Fig. El diámetro del haz de tubos depende del número de tubos, y de la distribución. Un estimado del diámetro del haz de tubos Db se puede obtener de la ecuación 5.3b, la cual es una ecuación empírica basada en distribuciones estándar de tubos. Las constantes para usarlas en esta ecuación, para arreglos triangular y cuadrado son dadas en la Tabla 5.3.

Tabla 5.3 Constantes para uso en ecuación 5.3 Arreglo triangular, Pt = 1,25 OD No. 6

De

pasos 8

K1 0,0365

1 0,319

2 0,249

2,142

2,207

4 0,175

0,0743

2,285

2,499

2,675 Arreglo cuadrado, Pt = 1,25 OD No. 6

De

K1 0,0331

pasos 8

1 0,215 2,207

2 0,156

0,158

0,0402

2,291

2,263

2,617

2,643

16

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

4

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

La longitud del casco es la misma que la de los tubos que protege. El casco se extiende hacia los cabezales anterior y posterior, y posee sus propios acoplamientos. Los cascos pueden ser de 1, 2 o más pasos. Paso. Se denomina así a las veces que el fluido cruza el eje transversal del casco. Los cascos pueden ser de un paso y si se colocan desviadores longitudinales sólidos, pueden ser de dos o más pasos. A mayor número de pasos se obtiene mayor eficiencia térmica, pero su construcción se hace más compleja y aumentan las pérdidas de presión por fricción. Los pasos múltiples en el lado del casco se encuentran solamente en grandes instalaciones; su uso depende de factores tales como costo, facilidad de limpieza, diferencia de temperatura, corrosión, presión de operación, caída de presión y riesgos.

4.

Las Pantallas en el Casco. Son dispositivos mecánicos, a manera de compuertas transversales, que se insertan a lo largo del casco de un intercambiador. Con las pantallas, se produce incremento de la velocidad de fluido que pasa 17

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

por el casco, aumentando su coeficiente de película pero aumentando también la caída de presión. Tipos: a) Pantalla Segmentada al 15, 25, 35, y 45 % (más común al 25 %)

b)

Pantalla de disco

Fig. Pantalla de disco c) Pantalla perforada

18

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Fig. Pantalla perforada 5.

Las Pantallas en los Cabezales. En los cabezales también se insertan pantallas longitudinales que permiten dirigir el flujo por el lado de los tubos. Con

la

instalación

de

estas

pantallas

se

consiguen

los

intercambiadores de múltiple paso. Tratándose de que se mantenga en el casco un solo paso con las pantallas en los cabezales se puede obtener el intercambiador 1-2 (4,6,8, n pasos). Si se usa 2 pasos en el casco se puede conseguir los intercambiadores 2-4 (8,12,16, n pasos); y, así sucesivamente. La limitación radica en la complejidad de la construcción y en el costo de la operación. A medida que aumentan los pasos la velocidad del fluido aumenta, también aumenta la caída de presión. Por ello las series de intercambiadores de múltiple paso se limitan a 6-n. 6.

Cabezales. Son los receptáculos del fluido que circula por el lado de los tubos. Estos sirven para dirigir el curso de este fluido en el lado de los tubos. Aquí se insertan los acoplamientos para el fluido de este lado. Como se dijo anteriormente, estos cabezales pueden ser de placa fija o de cabeza flotante.

7.

Uso de los intercambiadores de casco y tubos Este tipo de unidad es la más usada en la industria. Cubre todas las operaciones de transferencia de calor y sus aplicaciones generales, son las siguientes: 19

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

En el intercambio de calor sensible líquido-líquido se usan las unidades 1-n, ya sea para calentamiento-enfriamiento. La unidad 1-2 suele usarse como reactor de lecho fijo. Para el calentamiento-enfriamiento líquido-gas se usan las unidades de múltiple paso con tubos de superficie extendida. En una operación ebullición-vaporización de un sistema de destilación, se usan los “reboilers” o calderines. Estos equipos suministran calor al fondo de las columnas de destilación. Sus versiones más populares son el calderín y el termosifón. La condensación de un vapor saturado emplea unidades 1-n en posición horizontal. Los intercambiadores verticales se emplean para producir condensación con subenfriamiento, o cuando se condensa vapor cuyo condensado es corrosivo.

8.

Intercambiadores de múltiple paso.La TEMA cubre intercambiadores estándar de las series: Serie 1 – 2; 4; 6; 8... Serie 2 – 4;

8;

12,

16...

Serie 3 – 6;

12;

18;

24...

Serie 4 – 8;

16;

24;

32...

A mayor número de pasos, aumentan las velocidades lineales de flujo, por lo que se incrementan los coeficientes de película y por lo tanto el coeficiente total, disminuyendo el área necesaria para la transferencia de calor (disminuye el tamaño). Al aumentar la velocidad disminuye la formación de incrustaciones. A mayor número de pasos los rendimientos térmicos también son mayores. Como desventaja se tiene que a mayor número de pasos y al aumentar la velocidad, aumenta la caída de presión por lo que el costo de bombeo aumenta. Así mismo a mayor número de pasos el costo debido a la geometría de la unidad aumenta.

20

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

La selección adecuada de un intercambiador por lo tanto puede hacerse mediante un análisis de optimización del proceso y encontrar el costo total de operación mínimo. 5.3. DISEÑO DE INTERCAMBIADORES DE CASCO Y TUBOS Cuando los requerimientos de área para la transferencia de calor exceden los 10 m2 se recomienda un intercambiador de casco y tubos en lugar de un intercambiador de doble tubo. Curso de los fluidos.- el primer paso es seleccionar cual fluido va por el lado del casco y el que va por el lado de los tubos. Cuando no ocurre cambio de fase, los siguientes factores determinan el curso de los fluidos. Corrosión. El fluido más corrosivo deberá ser enviado por el lado de los tubos. Esto reduce el costo de por el uso de aleaciones costosas o materiales de recubrimiento. Incrustaciones. El fluido que tiene una mayor tendencia a formar incrustaciones en las superficies deberá enviarse por los tubos. Esto permite un mejor control sobre la velocidad de diseño del fluido, y las altas velocidades permitidas por el lado de los tubos reduce la formación de incrustaciones. También, los tubos son más fáciles de limpiar. Temperaturas de los fluidos. Si las temperaturas son lo suficientemente altas para requerir el uso de aleaciones resistentes a temperaturas altas, el fluido caliente por el lado de los tubos reduce el costo total. A temperaturas moderadas, el envío del fluido caliente por el lado de los tubos reduce las temperaturas en el casco, y por lo tanto se reduce la necesidad de protección para evitar las pérdidas de calor, o por razones de seguridad Presiones de operación. Las corrientes a alta presión deberán ser enviadas por el lado de los tubos. Altas presiones en el lado de los tubos son más económicas que altas presiones en el lado del casco. Caída de presión. Para la misma caída de presión, se obtienen altos coeficientes de transferencia en el lado de los tubos antes que en el lado del casco, y el fluido con la menor caída de presión permisible deberá enviarse por el lado de los tubos.

21

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Viscosidad. Generalmente, se obtendrá un coeficiente de transferencia de calor alto, enviando el material más viscoso por el lado del casco, debido a que el flujo es turbulento. El Número de Reynolds crítico para flujo turbulento en el lado del casco es alrededor de 200. Si no se puede conseguir flujo turbulento en el lado del casco, mejor es enviar al fluido por el lado de los tubos, así el coeficiente de transferencia en el lado de los tubos se puede estimar con mayor exactitud. Velocidades de flujo de las corrientes. Enviar el fluido con menor velocidad por el lado del casco, esto normalmente da el costo de diseño más económico. La siguiente tabla muestra el orden de prioridad para la selección del curso de los fluidos. Lado de los tubos

Lado del casco

Los líquidos

Los gases o vapores

Fluidos a presión

Fluidos a baja presión

Fluidos con mayor r

Fluidos con menor r

5.4. Trampa de vapor Una trampa de vapor es una válvula automática cuya misión es descargar condensado sin permitir que escape vapor vivo. También quitan el aire y los no-condensables de la fase vapor permitiendo que éste alcance su destino y haga su trabajo lo más eficientemente y económicamente posible. La cantidad de condensado que tiene que manejar un purgador puede variar considerablemente. Puede que tenga que descargar condensado a la misma temperatura del vapor, es decir, tan pronto se haya formado en el espacio del vapor, o que tenga que descargar por debajo de la temperatura de vapor, desprendiendo algo de su “calor sensible” en el proceso. Las presiones a las que tiene que bajar los purgadores pueden variar entre vacío y más de cien bares. Para ajustarse a esta variedad de condiciones hay muchos tipos diferentes, cada uno con sus ventajas e inconvenientes. La experiencia nos muestra que los purgadores funcionan con mayor 22

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

eficacia cuando se igualan sus características con las de la aplicación. Es fundamental que se seleccione el purgador correcto para llevar a cabo una función determinada bajo unas condiciones determinadas. Puede que al principio las condiciones no sean muy obvias. Puede haber variaciones de presión de trabajo, suministro o contrapresión. Pueden estar sujetas a temperaturas extremas o incluso a golpes de ariete. Pueden ser sensibles a la corrosión o a la suciedad. Cualesquiera que sean las condiciones, es importante hacer una selección correcta del purgador para tener un sistema más eficaz. Las trampas también son diseñadas para mantener el rendimiento energético del vapor realizando tareas como calefacción o mantener el calor en el proceso. Una vez que el calor haya sido transferido y se convierta en agua caliente, ésta es quitada por la trampa del lado vapor y devuelta a la caldera por la línea de retorno de condensado o descargado a la atmósfera (una práctica derrochadora). 5.4.1. Función básica de la trampa de vapor Eliminación de condensado: El condensado debe pasar siempre, rápido y completamente a través de la trampa para vapor para obtener un mejor aprovechamiento de la energía térmica del vapor. Eliminación de aire y otros gases no condensables: El aire y los gases disminuyen el coeficiente de transferencia de calor. Además, se debe tener presente que el O2 y el CO2 causan corrosión. Prevención de pérdidas de vapor: No deben permitir el paso de vapor sino hasta que éste ceda la mayor parte de energía que contiene, también las pérdidas de vapor deben ser mínimas mientras la trampa libera vapor condensado, aire y gases no condensables. 5.4.2. Tipos de Trampas para Vapor. GRUPO MECANICO. GRUPO TERMODINAMICO. GRUPO TERMOSTATICO.

1. GRUPO MECANICO: 23

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Las trampas de vapor del tipo mecánico trabajan con la diferencia de densidad entre el vapor y el condensado. Estas trampas trabajan mediante un flotador, el cual hace de válvula, en la que, cuando se acumula condensado ésta se abre descargándolo. Cuando está cerrada, comienza nuevamente el ciclo llenándose de vapor para luego comenzar nuevamente. Entre las trampas de este tipo tenemos: a) Trampa de flotador libre: Este tipo de trampa consta de una esfera hueca (flotador), en la que al ingresar el flujo de vapor, ésta se mantiene apoyada en un asiento. Cuando el vapor comienza a condensar, el nivel de agua hace subir a la esfera dejando libre el orificio de drenaje. Una vez que el condensado disminuye, la esfera, que hace de válvula, retorna paulatinamente a su posición (en el asiento), tapando el orificio de salida causando así la mínima perdida de vapor. Luego, el nuevo ciclo hará lo mismo, así que entonces el drenado es continuo. Figuras de: a) Esfera hueca, b) Orificio de drenaje y c) Trampa de flotador libre.

a)

b)

c)

Debido a que estas trampas no poseen partes mecánicas es muy poco probable que falle, lo que nos dice que el mantenimiento es prácticamente cero. De las figuras se puede apreciar que la esfera flotadora es bastante grande en 24

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

comparación con el orificio de drenaje, lo cual hace que sea difícil tener un buen asiento. b) Trampa de flotador y palanca: Este es un tipo muy parecido al mencionado anteriormente, donde entra el vapor al cuerpo de la trampa y al comenzar a condensar hace subir una esfera flotante; la diferencia con el anterior es que ahora la esfera está conectada a una palanca, la que a su vez está conectada con la válvula de salida o drenaje. Así, cuando el nivel del condensado empieza a subir también lo hace la válvula de salida, la que gradualmente descargará el condensado. Al igual que la trampa de flotador libre ésta mantiene una descarga continua del condensado. Una vez terminada la descarga, el flotador baja y nuevamente se acomoda sobre un asiento, impidiendo así el escape del vapor. Uno de los inconvenientes de la trampa de flotador y palanca, al igual que la trampa de flotador libre es que en ambas el aire que se mantiene dentro de la trampa no puede salir por la válvula de drenaje, por esto a veces se instala una válvula de escape del aire y gases no condensables en la parte superior de la trampa. Entre algunas ventajas de este tipo de trampa tenemos que él drenado puede ir del mínimo al máximo de condensado con igual eficiencia sin verse afectado por los grandes cambios de presión. Existe una variedad de ésta trampa, en vez de llevar una válvula manual que descargue el aire y gas no condensable posee una válvula automática (eliminador termostático de aire), la cual posee un elemento termostático que se dilata o contrae según la temperatura del fluido; se dilata y cierra el orificio de salida cuando el vapor llega, y se contrae y abre una vez que se ha producido el condensado. Luego cuando tenga aire nuevamente, éste se ira a la parte superior y automáticamente se descargará. c) Trampas de balde:

25

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

A diferencia de las trampas vistas anteriormente, este tipo de trampa no posee la esfera flotadora, sino que es un balde el que hace de válvula. Este tipo de trampa tiene 2 variantes que son: Trampa de balde abierto y trampa de balde invertido. Trampa de balde abierta: Se llama así ya que el tipo de balde está dentro del cuerpo de la trampa, con su parte abierta hacia arriba. Este balde flotará con el condensado cuando permanezca vacío, pero caerá por su peso cuando esté lleno de condensado. Una vez que entra el flujo de condensado, éste poco a poco irá llenando el espacio bajo el balde, con esto el balde comenzará a subir y la válvula se cerrará. Como aumenta el nivel de condensado éste comenzará a llenar el interior del balde, que debido al peso, tenderá a bajar, abriendo la válvula. Así mismo la presión ejercida por el vapor empujará el condensado por la guía de la varilla de la válvula, descargando el condensado hasta que nuevamente el balde pueda flotar. Este es un tipo de trampa que no genera mayores problemas de mantenimiento debido a que posee un mecanismo simple pero a causa de que posee un ciclo intermitente de descarga es más probable que sufra los efectos de la corrosión. Además como no posee un sistema de descarga de aire y gases no condensables, solo podemos hacerlo manualmente o bien con un sistema termostático. Estas trampas son pesadas y de gran tamaño en relación con su capacidad de descarga, esto es debido a que por el hecho de trabajar en función de la presión ejercida sobre el agua dependen de la sección que posea el balde. Trampa de balde invertido: Como su nombre lo dice, éste tipo de trampa posee en su interior un balde cuya abertura está hacia abajo, o sea, de balde invertido. El sistema de funcionamiento resulta simple. Vemos que el vapor que entra mantiene al balde flotando, si se puede decir así, y mientras flote, éste mantendrá cerrada la válvula de salida.

26

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Cuando comienza a condensar, el interior de la trampa se va llenando del condensado, el que mandará al fondo al balde, causando que la válvula se abra, lo que junto con la presión ejercida por el vapor dentro del balde, descargara el exceso de condensado. Figuras de Trampas de balde invertido:

Como se ve en la figura el orificio de escape de aire, C, es pequeño lo que hace que el aire salga lentamente, tampoco puede ser grande porque ocasionará perdidas de vapor. Por este motivo es que puede ser una desventaja ya que al mantener mayor tiempo el aire este, como ya sabemos corroerá la trampa. En este tipo de trampa como en la de balde abierto, se debe mantener condensado en el fondo, ya que éste hace de sello. Si éste sello se pierde, podría ser a causa de una perdida de presión del vapor, ocasionará el paso del vapor libremente por la válvula. 2. GRUPO TERMODINAMICO: Este tipo de trampas de vapor opera con el principio de diferencia entre flujo de vapor sobre la superficie comparado con el flujo del condensado. Al entrar el vapor este viene con una velocidad mayor y el disco que usan como válvula se cierra, y éste disco se abre al presentarse la baja velocidad del condensado. Su funcionamiento es relativamente simple, ya que en su interior solo poseen una sola pieza en movimiento, un disco flotante. Figura de:

a) Trampa termodinámica en corte, b) disco 27

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

En el comienzo, la presión del condensado y o aire levanta el disco de su asiento. El flujo es radial debajo del disco, hacia la salida. La descarga prosigue hasta que el condensado se acerca a la temperatura del vapor Un chorro de vapor flash reduce la presión debajo del disco y al mismo tiempo por re compresión, origina presión en la cámara de control encima del disco, esto empuja a este ultimo contra su asiento, asegurando un cierre perfecto, sin pérdida de vapor. Luego, al acumularse condensado, se reduce el calor en la cámara de control, conforme se va condensando el vapor bloqueado en la cámara la presión se reduce. El disco es levantado por la presión de entrada y se descarga el condensado. Estas trampas tienen una gran cantidad de descarga en comparación con su tamaño, ya que son ligeras, simples y compactas. Además debido a que la única parte en movimiento es el disco, es posible hacer un mantenimiento fácil. Figura: Trampa Termodinámica marca Armstrong modelo A3N y AF3N con sus respectivas medidas (en pulgadas). Modelo A3N

Modelo AF3N

Tamaño L

H

H1

Tamaño L

1/2

3

4

2

1/2

6 7/8 4 3/4 2 5/8

7/8

13/16 11/16

3/4

7

4

4

3/4

2

4

11/16 15/16 28

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

H

H1 2 13/16

TRANSFERECIA DE CALOR

1/16 15/16 11/16 1

4

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

1

8

5 1/4 2 7/8

5 1/8

2 7/8

7/16

7/16

3. GRUPO TERMOSTATICO: Estas trampas operan mediante un sensor de temperatura, el que identifica la temperatura del vapor y del condensado. Como el vapor se condensa adquiere una temperatura menor a la del vapor, cuando ésta temperatura del condensado llega a un valor especifico, la trampa abrirá para drenar el condensado. Entre algunas de este tipo tenemos: Trampa de presión balanceada: Este tipo de trampa posee un termostato que en su interior está lleno de una mezcla de alcohol, que siente la temperatura del condensado y el vapor. Cuando el cuerpo de la trampa está lleno de condensado, la mezcla está a una temperatura baja, en comparación con el vapor, debido a esto el alcohol no ejerce presión dentro del tubo corrugado en el que se encuentra, dejando salir el condensado a través por el canal de salida. Una vez que el vapor entra al cuerpo de la trampa es tal la temperatura de éste, que la mezcla de alcohol comienza a hervir, causando un aumento en la presión del interior del elemento. Esta presión es superior a la que se encuentra en el cuerpo de la trampa con lo que tendremos una expansión del elemento termostático, causando el cierre de la válvula. 29

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Una vez que la válvula a cerrado, el vapor no puede escapar. Entonces éste vapor nuevamente se condensará y también se enfriará, con lo que también enfriará la mezcla de alcohol en el elemento. Como se ha visto, cuando mayor es la presión ejercida por el vapor, mayor será la presión en el elemento termostático que cause el cierre. Figura: Trampa de presión balanceada. A: elemento termostático. B: válvula. C: asiento. Las

trampas

termostáticas

de

presión

balanceada son de pequeño tamaño, con una gran capacidad de descarga. Además, para variaciones de presión se ajusta automáticamente dentro del rango de trabajo para el que se halla elegido. En la mayoría de este tipo de trampas no se puede trabajar con vapor sobrecalentado debido a que el exceso en la temperatura en el interior del elemento origina una presión tan alta que no puede ser balanceada por la presión a su alrededor. Trampa tipo bimetálico: El funcionamiento de esta trampa es simple, al igual que las anteriores, pero antes de entrar en lo que es el funcionamiento tal de la trampa, veremos lo que es llamado bimetal. El llamado bimetal es la unión de dos láminas delgadas de metales distintos, los que al haber una variación de temperatura se dilatan cantidades distintas. Entonces el funcionamiento de las trampas bimetálicas es el siguiente: la trampa está abierta en su totalidad en el arranque, donde descargará el aire y el condensado que se encuentre al interior del cuerpo ya que la temperatura de éste es menor que la del condensado. Una vez que comience a venir vapor, la placa bimetálica, donde uno de sus extremos permanece fijo y al otro se le une una válvula, reaccionará al cambio de 30

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

temperatura, dilatándose, para así cerrar el orificio de salida por medio de la válvula.

Figura: Diferentes modelos de Trampas Termostáticas marca Armstrong.

En este punto debemos decir que este tipo de trampa solo se4 curva a una temperatura ya designada por la elección de las placas que forman el bimetal, independientemente de las presiones del vapor y por lo tanto, de su temperatura. Por otro lado, la presión de vapor dentro de la trampa actúa para mantener cerrada la válvula, por lo que para que el bimetal regrese a su posición de

31

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

descarga es necesario que el condensado se enfríe considerablemente, lo que a fin de cuentas es una reacción lenta frente a los cambios de temperatura. Estas trampas son ligeras, de pequeños tamaños, y con gran capacidad de descarga. Además son resistentes a fluidos corrosivos, presiones de vapor elevadas y vapor sobrecalentado. Figura: Trampa Termostática marca Armstrong Modelo RT3A Tamaño

L

H

H1

1/2

3 1/8

3 11/16

1 3/8

3/4

3 7/16

3 13/16

1 5/8

Tabla de diferencias entre las distintas Trampas de Vapor: Resistencia a cambios de

Tipo de Trampa

Descarga de condensado

Flotador libre

Continua

Excelente

Si

Termodinámica

Intermitente

Mediana

Si

Intermitente

Mediana

Si, si es pequeña

Intermitente

Buena

No

presión

Capacidad al sobrecalentamiento

Termostática (Bimetal) Termostática (Presión Balanceada)

5.4.3 Variables de trampas de vapor. Las variables para realizar el diagnóstico energético en las trampas de vapor son: Condiciones térmicas del vapor 32

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Temperatura (¼C) Presión (kg/cm2) Flujo (ton/h) Temperatura del condensado (ton/h) Parámetros de la trampa Tipo Localización Diámetro del orificio 5.4.4. Parámetros a tener en cuenta para la selección. 1.- Caudal de condensado (kg/hr) 2.- Presión nominal de vapor 3.- Diferencial de presión (P2 - P1) 4.- Tipo de conexión (Roscada, soldada, bridada) 5.- Material. Se recomienda que los colectores de condensado de la línea de vapor tengan un diámetro que no sea inferior a 1/3 del diámetro de la línea.

PARAMETROS A TENER EN CUENTA PARA EL DISEÑO DEL INTERCAMBIADOR

Se eligió un condensador de carcasa y tubos. De flujo contracorrientes de acuerdo a los cálculos siguientes: El elección de el flujo contracorriente en más efectivo que el flujo en Corrientes paralelas a igual de todos los otros factores para esto analizamos con breve cálculos y comparamos la variación de de temperatura logarítmica. Teniendo las siguientes condiciones de temperaturas: 33

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Fluido

fluido frio:

caliente: T1 =300 ¼c

t1 =100 ¼c

T2 =200 ¼c

t2 =150 ¼c

Cálculos de temperatura logarítmica para equicorriente: ∆t2=T1-t1=300-100=200 ∆t1=T2-t2=200-150=50 Tln=∆t2-∆t1ln∆t2∆t1 =200-50ln20050 =108.2

Cálculos de temperatura logarítmica para contracorriente ∆t2=T1-2=300-150=150 ∆t1=T2-t1=200-100=100 Tln=∆t2-∆t1ln∆t2∆t1 =150-100ln150100 =123.3

➢ Al ser mayor el cálculo en la temperatura logarítmica en flujo contracorriente Definiendo el tipo de condensador Para la selección del condensador será por medio del proceso que se dará en el intercambiador ya que se condensara eso nos dice que abra un cambio de fase.

34

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

RESULTADOS. 1) CÁLCULO DE LA CANTIDAD DE CALOR TOTAL DEL VAPOR PRODUCIDA

POR EL INTERCAMBIADOR DE CALOR.

a) Como datos requeridos para el cálculo tenemos:

35

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

mV=5.556Kgs ; PENTRADACONDENSADOR=0.5bar ; TVAPOR=81.35℃ y X=0.97

Donde: mV = El flujo másico de vapor KgS. PENTRADACONDENSADOR= La Presión Absoluta a la entrada del

Intercambiador de calor. X = La Calidad del Vapor. TV = Temperatura del vapor.

b) Para esto procedemos a emplear la fórmula de Cantidad de Calor Total aprendida en clase: Q TOTAL = mV .h2- h1------------(I)

Donde: Q TOTAL =

Cantidad de Calor Total de Vapor Kw.

mV = Flujo másico del Vapor KgS. h1

= Entalpía del Vapor Saturado Seco KJKg.

h2

= Entalpía del Líquido Saturado KJKg. c) Entonces por fórmula teórica sabemos que: h1=hf+xhg- hf-------------(II)

Donde: h1 = Entalpía Específica para una calidad determinada KJKg hf = Entalpía del Líquido Saturado KJKg X = Calidad del vapor hg = Entalpía del Vapor Saturado Seco KJKg

d) A continuación Interpolaremos para hallar las Entalpias a una temperatura de 81.35℃. 36

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

T(℃) 80 81.35 85

⟹

hf(KJKg)

hfg(KJKg)

334.91

2308.8

hfa 81.35

hfga 81.35

355.90

2296

Entonces interpolando hemos obtenido los siguientes resultados:

hfa 81.35 = 340.5773KjKg hfga 81.35 = 2305.343KjKg

e) Ahora con los datos obtenidos, reemplazamos los datos en

la Ecuación(II): h1=hf+xhg- hf h1=340.5773KjKg+ 0.97 x 2305.343KjKg h1 = 2576.76098 KjKg

f) Entonces la Entalpia “h2” a una temperatura de 81.35℃.es igual a la Entalpia “ hf”: ⟹ h2= hf=340.5773 KjKg

g) Ahora

con estos datos obtenidos, reemplazamos Ecuación (I) para poder así hallar el Q TOTAL : Q TOTAL = mV .h2- h1

Q TOTAL = 5.556 KjKg x (340.5773-2576.7609)KjKg Q TOTAL = -12424.23652 Kw

37

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

en

la

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

2) CÁLCULO

DEL FLUJO MÁSICO INTERCAMBIADOR DE CALOR.

DEL

AGUA

QUE

INGRESARA

AL

a)Como datos requerido para el cálculo tenemos: TENTRADA DEL AGUA=30℃ ; TSALIDA DEL AGUA=49℃ ; η INTERCAMBIADORDE CALOR=0.85

Donde: TENTRADA DEL AGUA= Temperatura de Entrada del Agua al Intercambiador de Calor (℃). TSALIDA DEL AGUA = Temperatura de Salida del Agua al Intercambiador de Calor (℃). η INTERCAMBIADORDE CALOR = Eficiencia del Intercambiador de

Calor.

b)Para esto procedemos a emplear la fórmula de Cantidad de Calor Útil aprendida en clase: QUTIL= mAGUACPAGUAΔTAGUA-------(III)

Donde: QUTIL = Cantidad de Calor Útil del Intercambiador de CalorKJKg. mAGUA = Flujo másico del Agua (Kg/s). CPAGUA = Calor Específico del Agua (Kj/Kg.ºC). ΔTAGUA = Diferencia de temperaturas del Agua (℃).

c)A continuación hallaremos el Flujo Másico de Agua a 30ºC. Para esto necesitaremos el Calor Específico(Cp)del Agua a 30ºC y lo calculamos por medio de Tabla:

38

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

T(℃)

CP(KJKg . ℃)

20

4.182

30

CPa 30

40

4.178

⟹

Entonces interpolando hemos obtenido el siguiente resultado: CPa 30=4.180 (KJKg . ℃) d)Ahora, con la fórmula teórica de Eficiencia podemos hallar el QUTIL: nINTERCAMBIADOR DE CALOR=QÚtilQTotal ⟹ Despejando el QÚtil tenemos: QÚtil=nINTERCAMBIADOR DE CALORx QTOTAL QÚtil = 0.85 x -12424.23652 Kw .

Kw.

QÚtil = -10560.60104 e)Ahora

con estos datos obtenidos, reemplazamos Ecuación (III) para poder así hallar el m AGUA :

en

la

QUTIL= mAGUACPAGUAΔTAGUA ⟹ Despejando el mAGUA tenemos: mAGUA= QUTILCPAGUA x (ΔTAGUA) mAGUA= -10560.601044.180 KJKg . ℃ x(30℃-49℃) mAGUA= 132.97 Kg/s

3) CÁLCULO DE LA CANTIDAD DE CALOR TOTAL DEL VAPOR PRODUCIDA POR LA CALDERA: DIAGRAMA T-S. 39

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

a) Como datos requeridos para el cálculo tenemos: mV=5.556Kgs ; PABSOLUTA=30 bar ; TV=400℃

Donde: mV = Flujo másico del Vapor KgS. PABSOLUTA= La Presión Absoluta del Vapor. TV= Temperatura Del Vapor.

b) Para esto procedemos a emplear la fórmula de Cantidad de Calor de la Caldera aprendida en clase: Q CALDERA = mV .ha- ha´------------(IV)

Donde: Q CALDERA =

Cantidad de Calor Total de la Caldera Kw.

mV = Flujo másico del Vapor KgS. 40

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

ha

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

= Entalpía del Liquido Saturado Seco KJKg.

ha´

= Entalpía del Vapor Saturado KJKg.

c) Entonces por fórmula teórica sabemos que: ha=h2+νfaPa- P2---a 81.35℃---(V)

Donde: ha´ = Entalpía del Vapor Saturado KJKg. h2 = Entalpía del Líquido Saturado KJKg. νfa = Volumen especifico del Vapor Saturado m3Kg. Pa = Presion del Vapor Saturado Seco bar. P2 = Presión del Vapor del Líquido Saturado (bar).

d) A continuación hallaremos el Volumen especifico del Vapor Saturado a 81.35ºC y lo calculamos por medio de Tablas: T(℃)

νf(m3Kg )

80

0.001029

81.35 85

0.001033

νf

⟹ Entonces interpolando hemos obtenido el siguiente

resultado: νf=0.001030 (m3Kg )

e) Procedemos a convertir las Presiones en KPa: Pa = 30 bar x 0.1 MPa1 bar x 1000 KPa1 MPa = 3000KPa 41

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

P2 = 0.5 bar x 0.1 MPa1 bar

x

1000 KPa1 MPa = 55KPa

f) Ahora

con estos datos obtenidos, reemplazamos Ecuación (V) para poder así hallar el ha´:

en

la

ha=h2+νfaPa- P2 ha=340.5773KJKg+0.001030 m3Kg3000- 55 KPa ha=343.610 KJKg g) Entonces ahora hallamos la entalpia del Vapor Saturado Seco (ha´). Luego a una temperatura de 30bar (3MPa) y 400℃ por tabla de vapor sobrecalentado tenemos el (ha´):

P = 3MPa ha´

⟹ ha´

= 3230.9 KJKg

T = 400℃ h) Ahora

con estos datos obtenidos, reemplazamos en Ecuación (IV) para poder así hallar el Q CALDERA : Q CALDERA = mV .ha- ha´

Q CALDERA = 5.556Kgs.343.610 KJKg - 3230.9 KJKg Q CALDERA = 16041.78 Kw

DIAGRAMA DE h-S: “DIAGRAMA DE MOLLIER”

42

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

la

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

4) CALCULO DEL DIAMETRO DE LA TUBERIA POR DONDE INGRESARA EL

VAPOR SUTURADO SECO. a) Como datos requeridos para el cálculo tenemos: Pv = 0.5 bar Donde: PV = Presion del Vapor Saturado Seco bar.

b) Deseamos encontrar: Número de Schedule: 1000 x PS ………………… (1) Donde: P = Presión de trabajo (PSI). S = Esfuerzo de trabajo (PSI).

c) De información del cuaderno sacamos el siguiente dato: fservivio por segurirdad = 1.35 a 2

⟹ Entonces asumimos:

fservivio por segurirdad= 2

d) Con los datos obtenidos hallamos la Presión de trabajo

“P” en (PSI):

P = f x Pv 43

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Donde: PV = Presión del Vapor Saturado Seco bar. fservivio por segurirdad .

P = f x Pv = 2 x 0.5 = 1 ⟹

Convirtiendo el resultado a PSI: P = 1 * 14.75 PSI = 14.75 PSI e) De la siguiente tabla hallamos el Esfuerzo de trabajo

“S” en (PSI)

a una temperatura:

TVAPOR=81.35℃

Fatigas admisibles en Kg/cm2, hasta las Material Especificación siguientes temperaturas, 0C 65° 232° 316° 399° 427° 482° 538° 566° 593° ASTM Acero sin costura: Grado A - 106 840 840 840 749 630 350 A, al Si ESFUERZOS ADMISIBLES EN TUBERÍAS DE NORMALIZACIÓN AMERICANA EN FUNCIÓN DE LA TEMPERATURA. ⟹ De la tabla elegimos el Esfuerzo de Trabajo “S” y después

los convertimos a (PSI): S = 840 Kg/cm2 x 14.75 = 12390 PSI f) De

los datos encontrados reemplazamos en la Ecuación (1): Número de Schedule: 1000* PS Número de Schedule: 1000 * 14.75 PSI12390 PSI Número de Schedule = 1.1904 g) Entonces

utilizamos la siguiente hallar la Superficie Total: mV= ρV . ST . Vv

Donde: 44

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

fórmula

------ (1)

para

poder

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

mV = Flujo másico del Vapor KgS. ρV=Densidad del vapor Kgm3 . ST=Superficie total(m2). VV=Velocidad (m/s). h) De la tabla de “tuberías Normalizadas a un vapor de baja

Presión” tenemos: SERVICIO Líneas de salida de vapor y de baja presión.

VELOCIDADES DEL FLUIDO ft/min m/s 6000 - 15000 30.5 – 76.2

⟹ Entonces asumimos una Velocidad de: VV = 30.5 m/s i) Ahora tenemos que hallar el Flujo Volumétrico del Vapor "V" con la siguiente fórmula: VV=mV . υV ……………… (2)

Donde: VV = Flujo Volumétrico del Vapor (m3/s). mV = Flujo másico del Vapor KgS. υV

= Volumen especifico del vapor (m3/Kg).

j) Entonces ahora hallamos el Volumen Específico del Vapor con la siguiente fórmula: υv= υf+ x(υg- υf) ……………(3) Donde: υv = Volumen especifico del vapor (m3/Kg). υf = Volumen especifico del Liquido Saturado (m3/Kg). υg = Volumen especifico del Vapor Saturado (m3/Kg). x

= La Calidad del Vapor. k) Ahora utilizado la tabla de termodinámica y teniendo la

temperatura

del

vapor

a 45

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

81.35

0

C,

Interpolaremos

y

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

hallaremos los Volúmenes Específicos del Liquido Saturado y del Vapor Saturado: T (0C) υf(m3/Kg) υG(m3/Kg) 81.33 0.001030 3.240 81.35 υfa 81.35 υGa 81.35 91.78 0.001037 2.217

⟹

Entonces interpolando resultados:

hemos

obtenido

los

siguientes

υfa 81.35 = 0.001030 (m3/Kg). υGa 81.35 = 3.23804 (m3/Kg).

l) Entonces con los Volúmenes Específicos obtenidos de la

Interpolación, reemplazamos en la Ecuación (3): υv= υf+ x(υg- υf) υv=0.00103+0.97(3.23804-0.00103) υv=3.1409 m3/Kg m) Entonces con estos nuevos datos obtenidos reemplazamos

en la Ecuación (2): VV=mV . υV VV=5.556Kgsx 3.1531808m3Kg VV = 17.45 m3/s n) Ahora procedemos a hallar la Densidad del vapor (ρV), y

utilizamos la siguiente fórmula: ρV= mVVV …………………… (4)

Donde: ρV = Densidad del vapor Kgm3. 46

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

VV = Flujo Volumétrico del Vapor (m3/s). mV = Flujo másico del Vapor KgS o) Entonces con los datos encontrados reemplazamos en la

ecuación (4):

ρV= mVVV ρV= 5.556Kgs17.45 m3/s ρV

=

0.32 Kg/m3

p) Ahora procedemos

a despejar La Superficie total(ST) de

las Ecuación (1): mV= ρV . ST . Vv

✔ Despejando: ST= mVρV* Vv

…………… (5)

q) Luego reemplazamos los datos encontrados en la Ecuación

(5): ST= mVρV* Vv ST= 5.556Kgs0.32Kgm3*(30.5ms) ST = 0.5693 m2.

r) Ahora hallaremos el Diámetro Nominal de la tubería por donde ingresara el Vapor Saturado Seco con la siguiente ecuación: ST= π* Dn24 …………… (6) Donde: ST=Superficie total(m2). Dn = Diámetro Nominal de la tubería por donde ingresara el

Vapor Saturado Seco (m). s) Entonces de la Ecuación (6) despejamos el Diámetro nominal (Dn): ST= π* Dn24

Despejando: Dn= 4 . STπ

……………………… (7) 47

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

t) Luego

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

reemplazamos los datos hallados en la Ecuación

(7):

Dn= 4 . STπ Dn= 4 .(0.5693m2)π = 0.85138 m. u) Convertimos el Diámetro nominal (Dn) en Pulgadas: Dn= 34 pulg.

5) CALCULO DEL ENFRIAMIENTO.

DIAMETRO

DE

LA

TUBERIA

DEL

AGUA

DE

a) Como datos requeridos para el cálculo tenemos: mA= 132.97 Kg/s; VAGUA = 1.5 m/s; T3 = 30℃; T4 = 49℃

Donde: mA = Flujo másico del Agua (Kg/s).

VAGUA = Velocidad del Agua (m/s). T3 = Temperatura de Entrada del Agua al Intercambiador de Calor (℃). T4 = Temperatura de Salida del Agua al Intercambiador de Calor (℃). b) Hallando la

Temperatura del Agua (Tm):

Tm= T3+ T42 Tm= 30+49 2 Tm = 39.5℃ c) Ahora

hallamos Flujo Volumétrico de Agua “VA” con la siguiente ecuación: VA= mAρm …………………………… (1) 48

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Donde: VA = Flujo Volumétrico del Agua (m3/s). mA = Flujo másico del Agua (Kg/s). ρm = Densidad Media del Agua a Temperatura Media Kg/m3.

d) Entonces

de la tabla de las propiedades del Agua Interpolamos para encontrar la Densidad Media del Agua a Temperatura Media: T (0C)

⟹

ρAgua (Kgm3)

20

998.2

39.5

ρm

40

992.3

Entonces interpolando resultados:

hemos

obtenido

los

siguientes

ρm = 992.44 Kg/m3. e) Ahora con los datos obtenidos anteriormente reemplazamos

en la Ecuación (1): VA= mAρm VA= 132.97 Kg/s992.44 Kg/m3 VA= 0.135 m3/s

f) Entonces ahora despejaremos la Superficie Total “ST” de

la siguiente Ecuación: 49

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

VA= η*ST* VA……………………… (2)

Donde: VA = Flujo Volumétrico del Agua (m3/s). η = Numero de Tubos; hemos tomado 40 Tubos. ST = Superfie Total m2. VA = Velocidad del Agua (m/s). g) Ahora despejamos la Superficie Total “ST” de la Ecuación

(2)y reemplazamos los datos obtenidos:

ST= VA η* VA ST= 0.135 m3/s 40*(1.5ms) ST= 0.00223333 m2

h) Entonces ahora hallaremos el Diámetro Nominal “Dn” del

Tubo por donde fluirá el Agua con la siguiente Ecuación: ST= π* Dn24 …………… (3) Donde: ST=Superficie total(m2). Dn = Diámetro Nominal de la tubería por donde ingresara el

Agua (m). i) Entonces de la Ecuación (3) despejamos el Diámetro nominal (Dn): ST= π* Dn24

Despejando: Dn= 4 . STπ

j) Luego

……………………… (4)

reemplazamos los datos hallados en la Ecuación

(7):

Dn= 4 . STπ Dn= 4 .(0.00223333m3)π = 0.0533m. k) Convertimos el Diámetro nominal (Dn) en Pulgadas: Dn= 2 pulg. 50

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

l) De tablas de Tuberías Comercial de la Norma ASME B36.10 Y B36.19:

m) Hallamos de

Dext

la tabla a Dn= 2"; De cedula 10 – Acero Inoxidable, los siguientes datos: = 60.3 mm.

Dint = 54.76 mm. δ = 2.77 mm.

n) Entonces

con los nuevos Diámetros encontrados en las Tablas de las Tuberías Normalizadas trabajamos y encontramos la nueva Velocidad del Agua “VA”: VA= η*ST* VA…………………(5)

51

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

o) Ahora procedemos a despejar la Velocidad del Agua “VA”

de la Ecuación 5:

VA= VA η* ST VA= 0.134 m3/s 40* π* (0.05476 m)4 VA

= 1.42 m/s.

6) CALCULO DEL

hint ENTRE LA ENTRADA Y SALIDA DEL AGUA POR LOS

TUBOS DEL CONDENSADOR.

a) Como datos requeridos para el cálculo tenemos: VA = 1.42 m/s; TmediaAgua = 39.5℃

Donde: VA = Velocidad del Agua (m/s). TmediaAgua = Temperatura Media del agua. (℃)

b) Primero hallamos el Numero de Reynolds “Re” para saber si nuestro flujo es laminar o turbulento: Re = VA*DintV ………………… (1) Donde: Re = Numero de Reynolds VA = Velocidad del Agua (m/s). Dint = Diámetro Interior de la Entrada del Agua (m). V = Viscosidad cinemática (m2/s).

c) Entonces utilizamos la tabla de las propiedades del Agua a Temperatura Media “TmediaAgua” y luego Interpolamos

para encontrar los parámetros siguientes: Pr = Prandell. V = Viscosidad cinemática (m2/s). 52

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

KA = Conductividad Térmica (W/m℃)

⟹

T (℃ )

V (m2/s)

Pr

KA (W/m℃)

20

1.006

7.02

0.597

39.5

V

Pr

KA

40

0.658

4.34

0.633

Entonces interpolando resultados:

hemos

obtenido

los

siguientes

Pr = 4.407 V = 0.667 x 10-6 m2/s

KA = 0.6321 W/m℃

d) Entonces

ahora reemplazamos los datos hallados en la Ecuación (1): Re = VA*DintV

Re = 1.42ms*(0.05476 m)(0.667 x 10-6m2s)

Re = 116632.9684 ------------- Turbulento

e) Ahora encontraremos “Nu” con la formula de Mac Adams.:

Nu = 0.023 * Re0.8 * Prn Donde:

n = 0.4 ---------- Porque se Calienta. 53

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Nu = 0.023 * (116632.9684)0.8 * (4.407)0.4

Nu = 470.8

f) Entonces

con los Valores encontrados esta Ecuación y hallaremos hint :

hint =

reemplazamos

hint =

Nu*KADint 470.8*(0.6321wm℃) 0.05476 m

hint = 5434.49 W/m2℃

7) CALCULO DEL

hext

EN EL CONDENSADOR CON EL METODO DE

KUTATELEZE. a) Como datos requeridos para el cálculo tenemos: TSat = 81.35℃ ; TP = 40.5℃ ; Dext = 0.0603 m

Donde: TSat = Temperatura de Saturación. TP = 39.5 --- Se asume 1℃ mas a la Pared.

b) Primero hallamos la Temperatura Media “Tm”: Tm= TSat+ Tp2 Tm= 81.35+ 40.52 Tm= 60.925 ℃

c) Ahora hallamos Nu con la siguiente Ecuación: 54

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

en

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Nu = 0.725 * (Ga * Pr * Ku)1/4………… (1) d) Entonces

utilizamos la tabla de las propiedades del Vapor Saturado Seco a Temperatura Media “Tm” y luego Interpolamos para encontrar los parámetros siguientes: Pr = Prandell. V = Viscosidad cinemática (m2/s).

Ku = Conductividad Térmica (W/m℃). Cp = Calor Especifico (KJ/Kg℃)

rl-v = KJ/Kg℃.

T (℃ ) 60 60.925 80

⟹

Pr 3.02 Pr 2.22

Entonces interpolando resultados:

V (m2/s)

0.478 V

0.364

hemos

Kv(W/m℃) 0.658 Kv 0.673

obtenido

los

Pr =2.983 V = 0.4727 x 10-6 (m2/s).

Ku = 0.6587 (W/m℃). Cp = 4.1816 (KJ/Kg℃)

rl-v = 2304.09 (KJ/Kg℃). e) Ahora hallamos Ga con la siguiente fórmula: 55

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

Cp.(J/Kg℃) 4.181 Cp. 4.194

siguientes

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Ga = g* Dext3V2 Ga = (9.81ms)* (0.0603)3(0.4727 x 10-6ms)2

Ga = 4550.2509 f) Ahora hallamos

Kv con la siguiente fórmula: Ku = rl-vCp*Tp

Ku =

2304.09 (KJ/Kg℃).(4.1816 KJKg℃*(40.5℃ )

Ku = 13.61 W/m℃.

g) Entonces con los datos ya obtenidos, reemplazamos en la Ecuación (1):

Nu = 0.725 * (Ga * Pr * Ku)1/4 Nu = 0.725 * (4550.2509 * 2.983 * 13.16)1/4

Nu = 571.97 h) Ahora hallamos

hext =

hext con la siguiente fórmula: hext =

Nu*KADint 571.97*(0.6587wm℃) 0.0603 m

hext = 6248.037 W/m2℃

8) CALCULO DEL KG. a) Como datos requeridos para el cálculo tenemos:

hext = 6248.037 W/m2℃; hint = 5434.49 W/m2℃; KAcero = 19 W/m℃; δ = 2.77x10-3 m; Dext = 60.3 x 10-3 m. 56

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

b) Hallando KG con la siguiente Ecuación:

KG = KG =

11hext+ 1hint+ δKAcero

116248.037 W/m℃+ 15434.49 W/m℃+2.77x10-3 m.19 W/m℃

KG = 2041.443 W/m℃

c) Si existe incrustación : δ = 2 mm y K = 3.3 W/m℃;

hallamos KG:

KG =

116248.037 W/m℃+ 15434.49 W/m℃+2x10-3 m.3.3 W/m℃

KG = 912.48 W/m℃ d) Graficas del intercambiador de flujo en cruz:

57

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

e) Hallando la T para el flujo cruzado con la siguiente

fórmula: T = (49℃-30℃)2 = 19℃ f) Hallando la ∆Tm para el flujo cruzado con la siguiente

fórmula:

∆Tm= Tlon∆Tmax+ ∆Tmin+ T∆Tmax+ ∆Tmin- T ∆Tm= 19℃lon51.35 + 32.35 + 1951.35 + 32.35- 19 ∆Tm

= 41.12℃

g) Ahora

hallaremos la Superficie Calor “SI.C”, sin incrustación:

del

Intercambiador

QÚtil=KG*SI.C* ∆Tm

Despejando: SI.C

SI.C = SI.C =

QÚtilKG * ∆Tm

10560.60104 x103w 2041.443Wmc *( 41.12℃)

SI.C = 125.80 m2 h) Hallando la longitud “L” de los tubos: 58

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

de

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

SI.C = η*Nº* π*Dext*L Donde: η = Numero de Tubos. Nº = Numero de pasos. L = Longitud de los Tubos.

Despejando: L L = SI.Cη * Nº * Dext* π L = 125.80 m240 * 4 *(60.3 x 10-3m) * π

L = 4.15 m i) Ahora calculamos el Diámetro del intercambiador de calor

con la siguiente ecuación: SI.C= η*π* DI.C24

Despejando: DI.C= 4 . SI.Cη*π DI.C= 4 * (125.80 m2)40 * π DI.C=

2 m

j) Entonces

ahora calcularemos la Intercambiador “SI.C” con Incrustación:

Superficie

QÚtil=KG*SI.C* ∆Tm

Despejando: SI.C

SI.C = SI.C =

QÚtilKG * ∆Tm

10560.60104 x103w 912.48Wmc *( 41.12℃)

SI.C = 281.46 m2 ------- Con Incrustación.

59

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

del

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

9) CALCULO PARA SABER EL TIPO DE UTILISAR: HORIZONTAL O VERTICAL.

INTERCAMBIADOR

VAMOS

A

9.1) INTERCAMBIADOR DE CALOR VERTICAL: a) Hallando su

hc = 1.13 *

hc: Dext = 60.3 x 10-3 m.

4rl-v * g * ρL2 * KL3 ηl * Dext * (TSat - Tp)

………

……(1) b) Primero hallamos la Temperatura Media “Tm”: Tm= TSat+ Tp2 Tm= 81.35+ 40.52 Tm= 60.925 ℃ c) Entonces utilizamos la tabla de las propiedades del

Vapor Saturado Seco a Temperatura Media “Tm” y luego Interpolamos para encontrar los parámetros siguientes: Kl = Conductividad Térmica (W/m℃).

rl-v = KJ/Kg℃. ρL = Densidad del Vapor Kg/m3. ηl = Viscosidad Dinámica (Kg/ms)

T (℃ ) 60 60.925 80

ρL (Kg/m3)

ηl(N.s/m2)

983.2

470

ρL

ηl

971.8

353.7

60

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

Kl(W/m℃) 0.658 Kv 0.673

TRANSFERECIA DE CALOR

⟹

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Entonces interpolando resultados:

hemos

obtenido

los

siguientes

Kl = 0.6587 (W/m℃). ρL = 982.67Kg/m3. ηl = 464.62x10-6(N.s/m2)

rl-v = 2304.09 (KJ/Kg℃). d) Entonces ya encontrados los parámetros , reemplazamos

en la Ecuación (1):

hc = 1.13 *

4rl-v * g * ρL2 * KL3 ηl * L * (TSat - Tp)

hc = 1.13 *

42304.09 * 9.81 * 982.672 * 0.6587 3 464.62x10-6 * 4.15 * (81.35℃ - 40.5 ℃ )

hc = 3573.43 W/m2℃ e) Encontrando

la masa de los Condensadores vertical, utilizamos la siguiente fórmula:

en

Tipo

SC = π* Dext*L SC = π* 0.0603 *4.15

SC = 0.7862 m2 f) Hallando el Calor total del Condensador Vertical: Q VERTICAL = hc* S TSat- TP Q VERTICAL = 3573.43Wm℃* 0.7862 m2 81.35℃- 49℃ Q VERTICAL =90935.95 W

g) Entonces ahora hallamos Condensador Vertical.

el

flujo

masacondensadorvertical= Q VERTICAL rl-v masacondensadorvertical = 909335.95 w2304.09 *103JKg/s 61

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

Másico

del

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

masacondensadorvertical = 0.0395 Kg/s. ------------- 142.2 Kg/h

9.2) INTERCAMBIADOR DE CALOR HORIZONTAL: a) Hallando su

hc: Dext = 60.3 x 10-3 m.

hc = 0.725 *

4rl-v * g * ρL2 * KL3 ηl * Dext * (TSat - Tp)

……

………(1) b) Primero hallamos la Temperatura Media “Tm”: Tm= TSat+ Tp2 Tm= 81.35+ 40.52 Tm= 60.925 ℃ c) Entonces utilizamos la tabla de las propiedades del

Vapor Saturado Seco a Temperatura Media “Tm” y luego Interpolamos para encontrar los parámetros siguientes: Kl = Conductividad Térmica (W/m℃).

rl-v = KJ/Kg℃. ρL = Densidad del Vapor Kg/m3. ηl = Viscosidad Dinámica (Kg/ms)

T (℃ ) 60 60.925 80

ρL (Kg/m3)

ηl(N.s/m2)

983.2

470

ρL

ηl

971.8

353.7

62

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

Kl(W/m℃) 0.658 Kv 0.673

TRANSFERECIA DE CALOR

⟹

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Entonces interpolando resultados:

hemos

obtenido

los

siguientes

Kl = 0.6587 (W/m℃). ρL = 982.67Kg/m3. ηl = 464.62x10-6(N.s/m2)

rl-v = 2304.09 (KJ/Kg℃). d) Entonces

ya encontrados los reemplazamos en la Ecuación (1):

hc = 0.725 *

parámetros

,

4rl-v * g * ρL2 * KL3 ηl * Dext * (TSat - Tp)

hc = 0.725 *

42304.09 * 9.81 * 982.672 * 0.6587 3 464.62x10-6 * 0.0603 * (81.35℃ - 40.5 ℃ )

hc = 6603.55 W/m2℃

e) Encontrando la masa de los Condensadores en Tipo

vertical, utilizamos la siguiente fórmula: SC = π* Dext*L SC = π* 0.0603 m *4.15 m

SC = 0.7862 m2

f) Hallando el Calor total del Condensador Horizontal: Q Horizontal = hc* S TSat- TP Q Horizontal = 6603.55Wm℃* 0.7862 m2 81.35℃- 49℃ QHorizontal=167946.7645 W

g) Entonces ahora hallamos Condensador Horizontal.

el

masacondensadorHorizontal= Q Horizontal rl-v 63

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

flujo

Másico

del

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

masacondensadorHorizontal = 167946.7645 w2304.09 *103JKgºc masacondensadorHorizontal = 0.0729Kg/s ------------- 262.44 Kg/h



Por ser mayor el hc del condensado y el flujo másico es mayor para el caso Horizontal: ➢ “Elegimos para el Condensador Horizontal”.

Diseño

un

10) CALCULO DE ALETAS DEL CONDENSADOR: ALETAS EXTERIORES.

a) Datos requeríos para el cálculo:

✔ Plancha: 1/16 pulg. = 2.46 mm = Aluminio ✔ Dext = 2.00246 m ✔ δ = 2.46 mm = 0.00246 m ✔ Dint = 2 m b) Para hacer el cálculo de las aletas necesitamos lo siguientes datos lo cual hemos sacado del siguiente grafico: ✔ Dext = 2.002463 m 64

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

✔ ✔ ✔ ✔ ✔ ✔

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

δaleta= 2 mm = 0.002 m Laleta= 3 cm. TP = 81.35℃ – 1.5 ℃ = 79.85℃ = 352.85ºk T∞ = 22℃

Vviento = 3.5 m/s Kaluminio = 238.51 W/mºk

c) Hallando el Qsin Qsin

aletas

aletas

con la siguiente fórmula:

= h * Ssin

d) Primero calculamos el

aletas

* (Tp -

T∞)…………………

“h” de la siguiente manera:

h = 11.9 + 6.96Vviento h = 11.9 + 6.963.5 m/s h = 24.92 W/m2℃

e) Este dato lo reemplazamos en la Ecuación (1) Qsin

aletas

= h * Ssin

aletas

* (Tp -

T∞)

Qsin

aletas

=

24.92 W/m2℃ * (π*2.00246*4.15) * (79.85 -22)

Qsin

aletas

=

37636.84 w 65

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

(1)

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

f) Ahora calculamos el Rendimiento individual de la aleta: naleta=Tanh ∅∅

………………… (2)

g) Entonces de la Ecuación de Sharh , tenemos la siguiente fórmula: ∅= me* Le* re(0.13* me* Le-1.3863)…………..

(3)

h) Primero hallamos me me= 2*hK* δaleta me= 2* 24.92 W/m2℃(238.51 W/mºk)* (0.002 m) me = 10.22

i) Segundo hallamos Le: Le= Laleta+δaleta2 ……………………… (4)

j) Tenemos que : La= Da- Dext2

Despejando: Da Da = 2La + Dext Da = 2(0.03)m+ (2.00246)m = 2.00846 m.

k) Entonces el dato hallado lo reemplazamos en la Ecuación (4): Le= Laleta+δaleta2 Le= 0.03+0.0022 Le = 0.031 m. l) Tercero hallamos

r: r =

r =

DaDext

2.008462.00246

r = 1.003 m. 66

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

m)Luego de haber hallado las incógnitas nos vamos a la Ecuación (3) y reemplazamos: ∅= me* Le* re(0.13* me* Le-1.3863) ∅=10.22*(0.031)* (1.003)e(0.13* 10.22* 0.031-1.3863) ∅=0.317 n) Obtenido el ∅ , reemplazamos en la Ecuación (2): naleta=Tanh ∅∅ naleta=Tanh (0.317)0.317 naleta=

0.967

naleta=97%

67

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

11)CALCULO PARA EL GRUPO DE ALETAS. a) Primero tenemos que hallar la Eficiencia del grupo de aletas y lo hacemos de la siguiente manera: nG=1- N* SaST*(1- naleta)…………………………. (1)

Donde: N = Numero de Aletas = 250 Aletas por cada metro.

b) Primero hallamos la Superficie Total “ST”: ST=sb+N* Sa ……………………………… (2) c) Ahora tenemos que hallar

Sb =

Sb:

Ssin aleta - N* π* Dext* δaleta

Sb = π*2.00246*4.15-2504.15*(π*2.00246 * 0.002) Sb = 13.0536 m2 d) Ahora hallamos Sa : Sa=2* π4 (Da2- Dext2 )+( π* Da* δaleta) Sa=2* π4 (2.008462- 2.002462)+( π* 2.00846* 0.002) Sa= 0.0504 m2 e) Con los datos obtenidos, reemplazamos en la Ecuación

(2): ST=sb+N* Sa ST=13.0536 +(250*4.15*0.0504) ST=65.3436

m2

f) Entonces al haber encontrado los datos que requeríamos,

los reemplazamos en la Ecuación (1): nG=1- N* SaST*(1- naleta) 68

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

nG=1- (250* 4.15*0.0504)13.0536*(1- 0.967) nG

= 0.867

nG=87% g) Entonces hallamos el Qcon Qcon Qcon

= h *

nG

:

* Scon

aletas

* (Tp -

T∞)

= (24.92)(0.867)(65.3436)(79.85ºc – 22ºc)

aletas

Qcon

aletas

aletas

aletas

= 81672.06 w

h) Calculando la Eficacia: E = Qcon aletasQsin aletas E = 81672.06 w 37636.84 w

E = 3

 OBSERVACIONES: ✔ El número de Aletas es de 250 por cada metro, que en total seria 1000 aletas, que estarían separados a 4 mm cada una. ✔ Se tomo así el numero de aletas para disipar más calor ya que es nuestro objetivo es nuestro proyecto. ✔ La

velocidad

del

viento

recomendado. 69

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

se

asumió

a

3.5

m/s,

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

✔ Se escogió la Aleta del material de Aluminio porque es recomendable ya que disipa mejor el calor. ✔ Las Aletas seleccionadas fueron del tipo anulares, recomendada. ✔ Las aletas van air ubicadas en el exterior de la coraza del Condensador.

12)CALCULO DE LA CAIDA DE PRESION: a) Tenemos los siguientes datos: PENTRADACONDENSADOR= 0.5 bar; TVAPOR=81.35℃= 81.35ºc; mV=5.556Kgs TENTRADA DEL AGUA=30℃; TSALIDA DEL AGUA=49℃; DI.C= 2 m

b) Primero hallamos la Temperatura Media de entre la dos

Temperaturas del agua: Tm= TENTRADA DEL AGUA+ TSALIDA DEL AGUA 2 Tm= 30℃+ 49℃2

70

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Tm= 39.5 ℃

c) Después hallamos las temperaturas medias entre la Temperatura del Vapor y la Temperatura del Agua. Tm= TSat+ Tm Agua 2 Tm= 81.35℃+ 39.5℃2 Tm= 60.42

d) Entonces utilizamos la tabla de las propiedades del

Vapor Saturado Seco a Temperatura Media “Tm” y luego Interpolamos para encontrar los parámetros siguientes: ρv = Densidad del Vapor Kg/m3. V = Viscosidad cinemática (m2/s).

T (℃ )

V (m2/s)

60

0.478

983.2

60.42

V

Cp.

80

0.364

971.8

71

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

ρv.( Kg/m3)

TRANSFERECIA DE CALOR

⟹

Entonces interpolando resultados:

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

hemos

obtenido

los

siguientes

ρv = 982.96 Kg/m3. V = 0.4756 x 10-6 m2/s.

e) Del cálculo anterior tenemos: ✔ Diámetro de carcasa = 2 m ✔ Dext de los tubos = 60.3 mm ✔ NTubos = 40 ✔ LTubos = 4.15 m

f) Vamos a utilizar la siguiente fórmula: ∆P= ξ* Ve2* Lequiv.*ρv 2* Dinteriorcoraza……………………….

g) Calculo de la Velocidad del fluido Ve Ve = mVρv*S

(1)

:

………………………….. (2)

h) Primero debemos de calcular las Superficie S : S= Sinteriorcoraza- N Stubo S= π* 224-40*0.060324 S=

3.10532 m2

i) Ahora este dato lo reemplazamos en la Ecuación (2): Ve = mVρv*S Ve = 5.556Kgs982.96Kgm3*3.10532 m2 Ve =

0.00182 m/s

72

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

j)

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Calculo del Numero de Reynolds para establecer fórmula para

Re =

VA*DhV

:

ξ

………………… (4)

k) Hallamos

el Diámetro Hidráulico para después reemplazarla en la fórmula del Numero de Reynolds:

Dh= 4SPmojado Dh= 4SN*π* Dexteriortubos Dh= 4(3.10523)40*π* 0.0603 Dh= 1.63918 m

l) Ahora

con los Ecuación (4):

datos

obtenidos

Re = VA*DhV Re = 0.00182*1.63918(0.4756 x10-6) Re = 6272.74 ------------ 2300>Re<100000

:

m) Entonces hallamos ξ

ξ ξ

=

ξ

= 0.03555

=

0.316446272.74

73

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

0.31644Re

reemplazo

en

la

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

n) DE Tabla del vapor Saturado Seco a Temperatura Media, Interpolo para encontrar los parámetros siguientes:

⟹

T (℃ )

ρfluido.( Kg/m3)

80

971.8

81.35

ρfluido

100

958.4

Entonces interpolando resultados:

hemos

obtenido

los

siguientes

ρfluido= 970.89 ( Kg/m3)

o) Entonces ya teniendo todos los valores, reemplazo en la Ecuación (1): ∆P= ξ* Ve2* Lequiv.*ρv 2* Dinteriorcoraza ∆P= 0.03555* (1.8866x10-3)2*4.15*(970.89) 2*(2) ∆P

= 0.00013

74

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

CONCLUSIONES. ✔

Se debe tener en cuenta bien en el diseño del área del condensador ya que eso es un ahorro de material y económico para el diseño.

✔

Se debe tomar en cuenta una buena elección de una trampa ya que es parte importante de un condensador.

✔

Es mas recomendable el uso de un intercambiador horizontal ya que este tipo nos proporciona un buen intercambio de coeficiente de convección (h) y el área (m2) es más reducida lo que nos conviene para ahorro de material.

75

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

RECOMENDACIONES. Para el diseño de debe tener en cuenta el materia del condensador de acuerdo a normas internacionales. Realizar cálculos de incrustaciones para determinar el tiempo de mantenimiento de todo el sistema del condensador.

76

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

REFERENCIAS BIBLIOGRÁFICAS. ✔ http://www.nortran.com.mx/web/termaltech.htm ✔ http://plantasquimicas.iespana.es/Intercambiadores/i22.htm ✔ ✔ ✔ ✔ ✔ ✔ ✔

44444444444 www.quiminet.com.mx http://www.nacobre.com.mx/CI_Condensador%20122.asp#TopOfPag e http://www.geocities.com/MadisonAvenue/6883/trabajos/6intercambia dores/intercambiadores98.htm http://www.herramientasingenieria.com/Psicometria_y_Refrigeracion.ht m [email protected] http://www.herramientasingenieria.com/ "Catálogos en línea Armstrong", http: //www.armstrongintl.com/products/traps, sitio en Internet de donde se obtuvieron fotografías e información técnica acerca de los tamaños y funcionamiento de las trampas.

ANEXOS TABLAS TERMODINAMICAS

77

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

78

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

Numero de Schedule = 1000 (P/S) • P : Presión de trabajo (psig) • S : Esfuerzo de trabajo (psig) VELOCIDAD DEL FLUIDO SERVICIO

ft/min

m/s

Tubos de caldera y turbina

6000 -12000

30.5 - 60.9

Colectores de vapor

6000 - 8000

30.5 - 40.6

Líneas ramales de vapor

6000 -15000

30,5 - 76.2

Líneas de alimentación de agua

250 - 850

1.3 - 4.3

Líneas de salida de vapor y de baja presión

6000 -15000

30,5 - 76.2

Líneas de purga de vapor

4000 - 6000

20.3 - 30.5

Líneas principales de servicio de agua

120 - 3000

0.61 - 1.52

Líneas de gas natural (a campo traviesa)

100 - 150

0.51 - 0.76

Líneas de petróleo crudo

50 - 350

0.25 - 1.78

Líneas de aire comprimido

1500 - 2000

7.5 -10.2

Tubos de vapor de recalentado

2000 - 5000

10.2 - 25.4

Tubos economizadores (agua)

150 - 300

0.76 - 1.52

79

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

Arreglando

t=

la

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

fórmula

de

Barlow

para

hallar

el

espesor

de

pared:

p* D 2000* 8,625 = = 0,246`` 2S 2* 35000 Diámetro

Schedule

Nominal Dn (pulg ( ) mm) 3

3 1/2

4

5

6

8

80

90

100

125

150

200

5S 10S Std XS XXS 5S 10S Std XS XXS 5S 10S Std XS

XXS 5S 10S Std XS

XXS 5S 10S Std XS

Exterior - Dext (mm) 88.9 40 80 160 101.6 40 80

114.3 40 80 120 160 141.3 40 80 120 160 168.275 40 80 120 160

XXS 5S 10S

Std XS

Diámetr o

219.075 20 30 40 60 80 100 120 140 160

Espesor

Pipe Weight (kg/m)

Water Weight (kg/m)

2.108 3.048 5.486 7.62 11.1 15.24 2.108 3.048 5.74 8.077 16.154 2.108 3.048 6.02 8.56 11.1 13.487 17.12 2.769 3.404 6.553 9.525 12.7 15.875 19.05 2.769 3.404 7.112 10.973 14.275 18.237 21.946 2.769 3.759 6.35 7.036 8.179 10.312 12.7 15.062 18.237 20.625

Interior -d(mm) 84.684 82.804 77.928 73.66 66.7 58.42 97.384 95.504 90.12 85.446 69.292 110.084 108.204 102.26 97.18 92.1 87.326 80.06 135.762 134.492 128.194 122.25 115.9 109.55 103.2 162.737 161.467 154.051 146.329 139.725 131.801 124.383 213.537 211.557 206.375 205.003 202.717 198.451 193.675 188.951 182.601 177.825

Inside Area (cm2)

56.324 53.851 47.696 42.614 34.942 26.805 74.485 71.636 63.787 57.342 37.710 95.179 91.955 82.130 74.173 66.621 59.893 50.341 144.76 142.06 129.07 117.38 105.50 94.254 83.647 208.00 204.77 186.39 168.17 153.33 136.44 121.51 358.13 351.52 334.51 330.07 322.75 309.31 294.60 280.41 261.88 248.36

5.632 5.385 4.770 4.261 3.494 2.680 7.448 7.164 6.379 5.734 3.771 9.518 9.196 8.213 7.417 6.662 5.989 5.034 14.476 14.206 12.907 11.738 10.550 9.426 8.365 20.800 20.477 18.639 16.817 15.333 13.644 12.151 35.813 35.152 33.451 33.007 32.275 30.931 29.460 28.041 26.188 24.836

23.012

173.051

235.20

4.5 6.436 11.255 15.233 21.240 27.610 5.158 7.388 13.533 18.579 33.949 5.817 8.340 16.033 22.262 28.175 33.442 40.920 9.435 11.545 21.718 30.871 40.170 48.973 57.280 11.272 13.804 28.191 42.454 54.070 67.300 78.985 14.732 19.907 33.224 36.694 42.425 52.949 64.464 75.578 90.086 100.67 1 110.97 0

de Pared -t(mm)

80

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

Diámetr o

23.520

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

81

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA

TRANSFERECIA DE CALOR

UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

82

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA