Tubos Concentricos.docx

INSTITUTO POLITÉCNICO NACIONAL

Escuela Superior de Ingeniería Química e Industrias Extractivas

Operaciones Unitarias

Laboratorio de Transferencia de Calor

Practica No. 2 TUBOS CONCÉNTRICOS

Integrantes: López Galindo Juan Francisco

Grupo: 2IM53

Horario: 13:00 – 15:00 pm

Fecha de Entrega: 28 de Marzo de 2019

TUBOS CONCÉNTRICOS

OBJETIVOS    

Determinar la eficiencia térmica del equipo. Analizar el comportamiento del intercambiador de calor a diferentes condiciones de operación. Aprender a operar el equipo de tubos concéntricos. Determinar el coeficiente global de transferencia de calor experimental, teórico y realizar análisis comparativo.

INTRODUCCIÓN Los intercambiadores de calor de tubos concéntricos o doble tubo son los más sencillos que existen. Estan constituidos por dos tubos concéntricos de diámetros diferentes. Uno de los fluidos fluye por el interior del tubo de menor diámetro y el otro fluido fluye por el espacio anular entre los dos tubos. Hay dos posibles configuraciones en cuanto a la dirección de los fluidos: a contracorriente y en paralelo. A contracorriente los dos fluidos entran por los extremos opuestos y fluyen en sentidos opuestos; en cambio en paralelo entran por el mismo extremo y fluyen en el mismo sentido. A continuación, se pueden ver dos imágenes con las dos posibles configuraciones de los fluidos dentro de los tubos. Los intercambiadores de calor de tubos concéntricos o doble tubo pueden ser lisos o aleteados. Se utilizan tubos aleteados cuando el coeficiente de transferencia de calor de uno de los fluidos es mucho menor que el otro. Como resultado el área exterior se amplia, siendo ésta más grande que el área interior. El tubo con aletas transversales representado a continuación, se utiliza cuando la dirección del fluido es perpendicular al tubo.

En cambio, cuando la dirección del flujo de los fluidos es paralela al eje de los tubos, el tubo es con aletas longitudinales:

Una aplicación de un intercambiador de doble tubo es el que se utiliza para enfriar o calentar una solución de un tanque encamisado y con serpentín. El intercambiador de calor de tubos concéntricos es extremadamente útil, ya que se puede ensamblar en cualquier taller metalmecánico a partir de partes estándar, como las mencionadas en el listado anterior, pero además de estos componentes, es posible hacer un diseño más sencillo sustituyendo elementos como prensaestopas por arandelas soldadas o reemplazando las T de conexión por tubos soldados que conecten los tubos exteriores formando así la horquilla. En general este dispositivo tiene diferentes posibilidades de ensamble, dependiendo del proceso a realizar o de aspectos económicos que determinan la calidad final del intercambiador. En la siguiente Figura se puede observar el funcionamiento interno en un intercambiador de tubos concéntricos, donde el fluido caliente tiene color rojo y el fluido frio tiene color azul.

Los intercambiadores tubulares, pueden tener dos tipos de configuración de flujo: flujo en paralelo y flujo contracorriente, los cuales se describen a continuación.

- Flujo Paralelo Se presenta flujo en paralelo, cuando los dos fluidos se mueven en la misma dirección, entrando por el mismo extremo del intercambiador. En esta configuración de flujos, en las salidas del equipo, la temperatura final de los fluidos se aproxima la una de la otra, pero nunca el fluido frio alcanza la temperatura de salida del fluido caliente. Como se muestra en la gráfica de la siguiente figura, donde los perfiles de temperatura de los fluidos, indican el comportamiento de las temperaturas a lo largo del intercambiador con flujos paralelos.

- Flujo a Contracorriente Se presenta un flujo a contracorriente o contraflujo, cuando los dos fluidos entran al intercambiador por extremos opuestos moviéndose en direcciones contrarias. En contraste con el intercambiador de calor de flujo paralelo, en un intercambiador a contraflujo se puede presentar la temperatura más alta en el fluido frío y la más baja temperatura en el fluido caliente una vez realizada la transferencia de calor en la salida del equipo. Como observa en la siguiente fgura, el perfil de temperaturas de los fluidos, indican que el fluido frío sale a mayor temperatura que la salida del fluido caliente.

EQUIPO  Un intercambiador de calor de tubos concéntricos de un horquillas, de acero galvanizado de ½ y 1 ¼ de diámetro nominal cedula 40 y una longitud de paso de 1.5 m por paso.  1 tanque atmosférico de 57cm de diámetro interior para el manejo de agua fría.  1 tanque atmosférico de 57cm de diámetro interior con indicador de nivel de vidrio para el manejo de agua caliente.  1 tanque atmosférico de 38.5 cm de diámetro con indicador de nivel de vidrio para la recepción del condensado frio.  1 enfriador de serpentín de acero inoxidable tipo A-304 para subenfriar el condensado  Una bomba centrifuga de 1HP Instrumentos  Un manómetro de caratula de 4 ½ in tipo Bourdon.  Un rotámetro con tubo de vidrio con una capacidad de 10.38 L/min, al 100% Válvulas y accesorios     

Una válvula reductora de presión Una trampa de vapor tipo cubeta invertida Un filtro para trampa de vapor Una válvula de cuatro vías 4 indicadores de temperatura

Instructivo de operación general del equipo 1. 2. 3. 4.

Verificar que todas las válvulas del sistema estén cerradas Abrir válvula de alimentación general del agua Alimentar el tanque de agua fría Abrir las válvulas desde la alimentación del agua a la bomba y la de recirculación de agua al tanque 5. Energétizar el tablero de control 6. Accionar el botón de la bomba 7. Abrir la válvula de alimentación de agua al intercambiador de calor 8. Abrir la válvula de descarga de agua caliente al tanque de agua caliente 9. Abrir la válvula de alimentación de agua al rotámetro y fijar el gasto de operación 10. Abrir la válvula de alimentación al enfriador del condensado 11. Abrir línea de vapor desde la descarga a válvula general Abrir la válvula general de vapor al equipo 12. Abrir la válvula de purga de vapor (purgar el equipo)

13. Abrir la válvula de alimentación de vapor al intercambiador de calor 14. Abrir la válvula de descarga de vapor al enfriador 15. Ajustar la válvula reductora de presión a las condiciones de operación del equipo (0.5 a 1.2 kg/cm2) observando la presión del manómetro. 16. Se opera el equipo hasta obtener régimen permanente, registrando las temperaturas de los indicadores ubicados en el tablero de control hasta que permanezcan constantes. 17. Tomarlos datos experimentales de presión , temperaturas, gastos de agua y vapor en determinado tiempo 18. Cambiar las condiciones de operación ( se puede cambiar la presión de vapor o gasto de agua o ambos)se opera el equipo y e busca establecer el régimen permanente 19. Se obtienen los nuevos datos experimentales 20. Para finalizar la operación se cierra la válvula de alimentación de vapor 21. Se deja funcionando el intercambiador de calor hasta que este se enfrié (aprox. 3-5min) 22. Se apaga la bomba y se cierra la válvula del rotámetro 23. Se cierra la válvula de alimentación del agua 24. Se cierran todas las válvulas que hayan sido ocupadas 25. Y se desenergiza el equipo del tablero de control.

TABLA DE DATOS EXPERIMENTALES

corrid a

Rotám 𝑷𝒗𝒂𝒑𝒐𝒓 𝑻𝒗𝒂𝒑𝒐𝒓 𝑻𝒄𝒐𝒏𝒅 𝑻𝒄𝒐𝒏𝒅.𝒇𝒓𝒊𝒐 𝑻𝒂𝒈𝒖𝒂𝒇 𝑻𝒂𝒈𝒖𝒂𝑪𝒂𝒍𝒊𝒆𝒏𝒕𝒆 ∆𝒛𝒄𝒐𝒏𝒅 etro

θ

%

Kg/c m2

˚C

˚C

˚C

˚C

˚C

ml

min

A

99 %

0.75

109

109

29

26

42

380

1.20

B

90 %

0.75

110

110

30

44

700

3

C

90%

0.90

113

114

30

45

660

3

27 27

SECUENCIA DE CÁLCULOS 1. Calculo del gasto volumétrico 𝜋 2 ∆𝑧 𝑚3 [=] 𝐺𝑣𝑎 = 𝑑𝑖 4 𝜃 ℎ a) 𝐺𝑣𝑎 =

𝜋 0.078 𝑚3 0.6052 = 0.6794 4 0.033 ℎ

𝐺𝑣𝑎 =

𝜋 0.072 𝑚3 0.6052 = 0.6215 4 0.033 ℎ

𝐺𝑣𝑎 =

𝜋 0.072 𝑚3 0.6052 = 0.6215 4 0.033 ℎ

b)

c)

2. Calculo del gasto masa de agua 𝐺𝑚𝑎 = 𝐺𝑣𝑎 𝜌𝑎 [=]

𝐾𝑔 ℎ

a) 𝑚3 𝑘𝑔 𝑘𝑔 𝐺𝑚𝑎 = 0.67733 (997.56 ⁄𝑚3 ) = 677.657 ⁄ℎ ℎ

b) 𝐺𝑚𝑎 = 0.6215

𝑚3 𝑘𝑔 𝑘𝑔 (997.07 ⁄𝑚3 ) = 619.679 ⁄ℎ ℎ

𝐺𝑚𝑎 = 0.6215

𝑚3 𝑘𝑔 𝑘𝑔 (997.07 ⁄𝑚3 ) = 619.679 ⁄ℎ ℎ

c)

3. Calculo del gasto volumétrico del condensado 𝜋 𝑚3 2 ∆𝑧 [=] 𝐺𝑣𝑣𝑐 = 𝑑𝑡𝑎𝑛 4 𝜃 ℎ a) 𝑉 380𝑚𝑙 1𝑚3 𝑚3 𝐺𝑣𝑣𝑐1 = = ∗ = 0.017 𝜃 0.022ℎ 1000000 ℎ b) 𝐺𝑣𝑣𝑐1 =

𝑉 700𝑚𝑙 1𝑚3 𝑚3 = ∗ = 0.014 𝜃 0.05ℎ 1000000 ℎ

𝐺𝑣𝑣𝑐1 =

𝑉 660𝑚𝑙 1𝑚3 𝑚3 = ∗ = 0.0132 𝜃 0.05ℎ 1000000 ℎ

c)

4. Calculo del gasto masa del condensado 𝐺𝑚𝑣𝑐 = 𝐺𝑣𝑣𝑐 𝜌𝑎 [=]

𝐾𝑔 ℎ

a) 𝐺𝑚𝑣𝑐1

𝑚3 𝑘𝑔 𝑘𝑔 = 0.017 ∗ 996.02 ⁄𝑚3 = 16.9323 ⁄ℎ ℎ

b) 𝐺𝑚𝑣𝑐2 = 0.014

𝑚3 𝑘𝑔 𝑘𝑔 ∗ 995.71 ⁄𝑚3 = 13.9399 ⁄ℎ ℎ

c) 𝐺𝑚𝑣𝑐2 = 0.0132

𝑚3 𝑘𝑔 𝑘𝑔 ∗ 995.71 ⁄𝑚3 = 13.1434 ⁄ℎ ℎ

5. Calculo del calor ganado o absorbido por el agua (Qa) 𝐾𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑐𝑎𝑙 𝑄𝑎 = 𝐺𝑚𝑎 ∗ 𝐶𝑝(𝑡2 − 𝑡1 )[=] 𝐶𝑝𝑎𝑔𝑢𝑎 = 0.999 ℎ 𝐾𝑔°𝐶

𝑎) 𝑄𝑎1 = 677.657

𝑘𝑔 𝑘𝑐𝑎𝑙 𝐾𝑐𝑎𝑙 (42 − 26)°𝐶 = 9904.95 ∗ 0.999 ℎ 𝐾𝑔°𝐶 ℎ

𝑏) 𝑄𝑎 2 = 619.679

𝑘𝑔 𝑘𝑐𝑎𝑙 𝐾𝑐𝑎𝑙 (44 − 27)°𝐶 = 10542 ∗ 0.999 ℎ 𝐾𝑔°𝐶 ℎ

c) 𝑄𝑎 2 = 619.679

𝑘𝑔 𝑘𝑐𝑎𝑙 𝐾𝑐𝑎𝑙 (45 − 27)°𝐶 = 11143.1 ∗ 0.999 ℎ 𝐾𝑔°𝐶 ℎ

6. Calculo del calor cedido por el vapor (Qv) (si la condensación es isotérmica)

𝑄𝑣 = 𝐺𝑚𝑣𝑐 𝜆[=]

𝐾𝑐𝑎𝑙 ℎ

𝜆 = 531.583

𝑘𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑔

𝑎) 𝑄𝑣1 = 16.9393

𝑘𝑔 𝑘𝑐𝑎𝑙 𝐾𝑐𝑎𝑙 ∗ 531.583 = 9004.64 ℎ 𝑘𝑔 ℎ

𝑄𝑣2 = 13.9394

𝑘𝑔 𝑘𝑐𝑎𝑙 𝐾𝑐𝑎𝑙 ∗ 531.583 = 7409.95 ℎ 𝑘𝑔 ℎ

𝑄𝑣2 = 13.1434

𝑘𝑔 𝑘𝑐𝑎𝑙 𝐾𝑐𝑎𝑙 ∗ 531.583 = 6986.81 ℎ 𝑘𝑔 ℎ

𝑏)

c)

7. Calculo de la eficiencia térmica del equipo 𝜂=

𝑄𝑎 ∗ 100 𝑄𝑣

a) 𝐾𝑐𝑎𝑙 ℎ ∗ 100 = 109.998% 𝜂1 = 𝐾𝑐𝑎𝑙 9004.64 ℎ 9904.95

𝑏) 𝐾𝑐𝑎𝑙 ℎ ∗ 100 = 142.268% 𝜂2 = 𝐾𝑐𝑎𝑙 7409.95 ℎ 10542

c) 𝐾𝑐𝑎𝑙 ℎ ∗ 100 = 159.488% 𝜂3 = 𝐾𝑐𝑎𝑙 6986.81 ℎ 11143.1

8. Calculo del coeficiente global de transferencia de calor experimental 𝑄

𝑘𝑐𝑎𝑙

𝑈𝑒𝑥𝑝 = 𝐴Δ𝑇𝑎 [=] 𝑚2 ℎ°𝐶 𝑀𝐿

𝑎)

𝑈𝑒𝑥𝑝1

𝐾𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑐𝑎𝑙 ℎ = = 662.795 2 2 (0.2𝑚 ) ∗ 74.7147 °𝐶 𝑚 ℎ°𝐶 9904.1

b)

𝑈𝑒𝑥𝑝2

𝐾𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑐𝑎𝑙 ℎ = = 710.611 2 2 (0.2𝑚 ) ∗ 74.1756°𝐶 𝑚 ℎ°𝐶 10542

c)

𝑈𝑒𝑥𝑝3

𝐾𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑐𝑎𝑙 ℎ = = 726.9 (0.2𝑚2 ) ∗ 76.6481°𝐶 𝑚2 ℎ°𝐶 11143.1

9. Calculo de la media logarítmica de la diferencia de temperatura

Δ𝑇𝑀𝐿 =

Δ𝑇1 − Δ𝑇2 Δ𝑇 𝑙𝑛 Δ𝑇1 2

a) Donde: Δ𝑇1 = 𝑒𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎𝑠 = 𝑇𝑣 − 𝑡𝑓𝑟í𝑎 = (109 − 26)º𝐶 = 83º𝐶 Δ𝑇2 = 𝑠𝑎𝑙𝑖𝑑𝑎𝑠 = 𝑇𝑐𝑜𝑛𝑑 − 𝑡𝑐𝑎𝑙𝑖𝑒𝑛𝑡𝑒 = (109 − 42)º𝐶 = 67º𝐶 Δ𝑇𝑀𝐿1 =

(83 − 67)°𝐶 = 74.7147 °𝐶 83º𝐶 ln (67º𝐶 )

b) Donde: Δ𝑇1 = 𝑒𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎𝑠 = 𝑇𝑣 − 𝑡𝑓𝑟í𝑎 = (110 − 27)º𝐶 = 83º𝐶 Δ𝑇2 = 𝑠𝑎𝑙𝑖𝑑𝑎𝑠 = 𝑇𝑐𝑜𝑛𝑑 − 𝑡𝑐𝑎𝑙𝑖𝑒𝑛𝑡𝑒 = (110 − 44)º𝐶 = 66º𝐶

Δ𝑇𝑀𝐿2 =

(83 − 66)°𝐶 = 74.1756 °𝐶 83º𝐶 ln ( ) 66º𝐶

c) Donde: Δ𝑇1 = 𝑒𝑛𝑡𝑟𝑎𝑑𝑎𝑠 = 𝑇𝑣 − 𝑡𝑓𝑟í𝑎 = (113 − 27)º𝐶 = 86º𝐶 Δ𝑇2 = 𝑠𝑎𝑙𝑖𝑑𝑎𝑠 = 𝑇𝑐𝑜𝑛𝑑 − 𝑡𝑐𝑎𝑙𝑖𝑒𝑛𝑡𝑒 = (113 − 45)º𝐶 = 68º𝐶

Δ𝑇𝑀𝐿3 =

(86 − 68)°𝐶 = 76.6481 °𝐶 86º𝐶 ln (68º𝐶 )

10. Calculo del área de transferencia de calor 𝐴 = 𝜋𝑑𝑒𝑥 𝐿[=]𝑚2 𝐷𝑜𝑛𝑑𝑒: 𝐿 = 3𝑚 𝑦 𝑑𝑒𝑥 = 0.0213𝑚 𝑎) 𝐴1 = 𝜋 ∗ (0.0213)𝑚 ∗ (3𝑚) = 0.2𝑚2 b) 𝐴2 = 𝜋 ∗ (0.0213)𝑚 ∗ (3𝑚) = 0.2𝑚2

c) 𝐴3 = 𝜋 ∗ (0.0213)𝑚 ∗ (3𝑚) = 0.2𝑚2

11. Coeficiente de Película Interior 𝑘 𝑑𝑖 𝑣𝜌 0.8 𝐶𝑝𝜇 0.33 ℎ𝑖 = 0.0225 ( ) ( ) 𝑑𝑖 𝜇 𝑘 𝐷𝑜𝑛𝑑𝑒: 𝑘 = 0.534

𝑘𝑐𝑎𝑙 ℎ ∗ 𝑚°𝐶

Nota2: Para este cálculo las propiedades físicas se evalúan a temperatura media ™ del agua 𝑡𝑚 =

𝑡1 + 𝑡2 2

a) 𝑡𝑚1 =

𝑡1 ∗ 𝑡2 26 + 42 = = 34°𝐶 2 2

𝑚 𝐾𝑔 0.8 𝐾𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑔 0.4 (0.01579𝑚)(3469.59 )(993.6 3 ) (0.998)(2.6694 ) ℎ ℎ𝑚℃ ( 𝑚 ) ( 𝑚ℎ ) ℎ𝑖1 = 0.0225 𝑘𝑔 0.01579𝑚 0534 2.6694 𝑚ℎ 0.534

𝑘𝑐𝑎𝑙

ℎ𝑖1 = 4056.11 ℎ𝑚2 °𝐶 b) 𝑡𝑚2 =

𝑡1 ∗ 𝑡2 27 + 44 = = 35.5°𝐶 2 2

𝑚 𝐾𝑔 0.8 𝐾𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑔 0.4 (0.01579𝑚)(3173.85 )(992.9 3 ) (0.998)(2.6594 ) ℎ ℎ𝑚℃ ( 𝑚 ) ( 𝑚ℎ ) ℎ𝑖2 = 0.0225 𝑘𝑔 0.01579𝑚 0534 2.6594 𝑚ℎ 0.534

ℎ𝑖2 = 3741.74

𝑘𝑐𝑎𝑙 ℎ𝑚2 °𝐶

c) 𝑡𝑚2 =

𝑡1 ∗ 𝑡2 27 + 44 = = 36°𝐶 2 2

𝑚 𝐾𝑔 0.8 𝐾𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑔 0.4 (0.01579𝑚)(3173.85 )(992.6 3 ) (0.998)(2.77 ) ℎ ℎ𝑚℃ ( 𝑚 ) ( 𝑚ℎ ) ℎ𝑖2 = 0.0225 𝑘𝑔 0.01579𝑚 0534 2,77 𝑚ℎ 0.534

ℎ𝑖3 = 3718.61

𝑘𝑐𝑎𝑙 ℎ𝑚2 °𝐶

12. Calculo de la velocidad de flujo del agua 𝐺𝑣𝑎 𝑣= 𝐴𝑓𝑙𝑢𝑗𝑜 a) 𝑚3 𝐺𝑣𝑎1 𝑚 ℎ 𝑣1 = 𝜋 = 𝜋 = 3469.54 ℎ ( 4 𝑑𝑖2 ) ( 4 (0.0158𝑚)2 ) 0.6794

b) 𝑚3 0.6215 𝐺𝑣𝑎2 𝑚 ℎ 𝑣2 = 𝜋 = 𝜋 = 3173.85 ℎ ( 4 𝑑𝑖2 ) (4 (0.0158𝑚)2 ) c) 𝑚3 𝐺𝑣𝑎2 𝑚 ℎ 𝑣3 = 𝜋 = 𝜋 = 3173.85 ℎ ( 4 𝑑𝑖2 ) (4 (0.0158𝑚)2 ) 0.6215

13. Calculo de la Tf a) 𝑇𝑓1 = 𝑇𝑣 − 0.75∆𝑇𝑓 = 109°𝐶 − 0.75 ∗ (37.5°𝐶) = 80.875°𝐶 ∆𝑇𝑓1 = 𝑇𝑣 − 𝑇𝑠𝑢𝑝 = 109°𝐶 − 71.5°𝐶 = 37.5°𝐶 𝑇𝑠𝑢𝑝1 =

𝑇1 + 𝑇2 + 𝑡1 + 𝑡2 109°𝐶 + 109°𝐶 + 26°𝐶 + 42°𝐶 = = 71.5 °𝐶 4 4

b)

𝑇𝑓2 = 𝑇𝑣 − 0.75∆𝑇𝑓 = 110 − 0.75 ∗ (37.25°𝐶) = 82.0625°𝐶 ∆𝑇𝑓2 = 𝑇𝑣 − 𝑇𝑠𝑢𝑝 = 110°𝐶 − 72.75°𝐶 = 37.25°𝐶 𝑇𝑠𝑢𝑝2 =

𝑇1 + 𝑇2 + 𝑡1 + 𝑡2 110°𝐶 + 110°𝐶 + 27°𝐶 + 44°𝐶 = = 72.75°𝐶 4 4

c) 𝑇𝑓3 = 𝑇𝑣 − 0.75∆𝑇𝑓 = 113 − 0.75 ∗ (38.25°𝐶) = 84.3125°𝐶 ∆𝑇𝑓3 = 𝑇𝑣 − 𝑇𝑠𝑢𝑝 = 113°𝐶 − 74.75°𝐶 = 38.25°𝐶 𝑇𝑠𝑢𝑝3 =

𝑇1 + 𝑇2 + 𝑡1 + 𝑡2 113°𝐶 + 114°𝐶 + 27°𝐶 + 45°𝐶 = = 74.75°𝐶 4 4

14. Coeficiente de Película Exterior 1

𝜌2 𝑘 3 𝜆𝑔 4 ℎ𝑒 = 0.725 ( ) 𝑑𝑒 𝜇Δ𝑇𝑓 a) 1

ℎ𝑒1

4 𝑘𝑔 2 𝐾𝑐𝑎𝑙 3 𝐾𝑐𝑎𝑙 970.6 3 ∗ 0.58 ∗ 550.849 ∗ 1.27𝑥108 𝑘𝑐𝑎𝑙 ℎ𝑚℃ 𝐾𝑔 𝑚 = 0.725 = 6440.2 𝐾𝑔 ℎ𝑚2 °𝐶 0.0422𝑚 ∗ 1.305 ∗ 37.5℃ 𝑚ℎ ( )

b) 1

ℎ𝑒2

4 𝑘𝑔 2 𝐾𝑐𝑎𝑙 3 𝐾𝑐𝑎𝑙 970.08 3 ∗ 0.587 ∗ 550.132 ∗ 1.27𝑥108 𝑘𝑐𝑎𝑙 ℎ𝑚℃ 𝐾𝑔 𝑚 = 0.725 = 6505.43 𝐾𝑔 ℎ𝑚2 °𝐶 0.0422𝑚 ∗ 1.305 ∗ 37.25℃ 𝑚ℎ ( )

c) 1

ℎ𝑒3

4 𝑘𝑔 2 𝐾𝑐𝑎𝑙 3 𝐾𝑐𝑎𝑙 969 3 ∗ 0.56 ∗ 548.765 ∗ 1.27𝑥108 𝑘𝑐𝑎𝑙 ℎ𝑚℃ 𝐾𝑔 𝑚 = 0.725 = 6230.89 𝐾𝑔 ℎ𝑚2 °𝐶 0.0422𝑚 ∗ 1.305 ∗ 38.25℃ 𝑚ℎ ( )

15. Calculo del coeficiente global de transferencia de calor teórico 1 𝑘𝑐𝑎𝑙 [=] 𝑈𝑡𝑒𝑜 = 𝑑𝑒𝑥𝑡 𝑒𝑑𝑒𝑥𝑡 1 ℎ𝑚2 °𝐶 + + ℎ𝑖 𝑑𝑖 𝑘𝑑𝑚 ℎ𝑒

a) 𝑑𝑚 1 =

𝑑𝑖 + 𝑑𝑒𝑥𝑡 0.0422 + 0.01579 = = 0.02889𝑚 2 2

𝑈𝑡𝑒𝑜 1 =

1 0.0422𝑚 0.0422𝑚 ∗ 0.01045𝑚 1 + 𝑘𝑐𝑎𝑙 + 38 ∗ 0.02899𝑚 𝑘𝑐𝑎𝑙 0.01579𝑚 ∗ 4056.11 6440.2 2 ℎ𝑚 °𝐶 ℎ𝑚2 °𝐶 𝑈𝑡𝑒𝑜1 = 823.393

𝑘𝑐𝑎𝑙 ℎ𝑚2 °𝐶

b) 𝑈𝑡𝑒𝑜 2 =

1 0.0422𝑚 0.0422𝑚 ∗ 0.01045𝑚 1 + 𝑘𝑐𝑎𝑙 + 38 ∗ 0.02899𝑚 𝑘𝑐𝑎𝑙 0.01579𝑚 ∗ 3741.74 6505.43 ℎ𝑚2 °𝐶 ℎ𝑚2 °𝐶 𝑈𝑡𝑒𝑜2 = 788.464

𝑘𝑐𝑎𝑙 ℎ𝑚2 °𝐶

c) 𝑈𝑡𝑒𝑜 3 =

1 0.0422𝑚 0.0422𝑚 ∗ 0.01045𝑚 1 + 𝑘𝑐𝑎𝑙 + 38 ∗ 0.02899𝑚 𝑘𝑐𝑎𝑙 0.01579𝑚 ∗ 3718.61 6230.89 2 ℎ𝑚 °𝐶 ℎ𝑚2 °𝐶 𝑈𝑡𝑒𝑜3 = 781.553

𝑘𝑐𝑎𝑙 ℎ𝑚2 °𝐶

16. Calculo de la desviación porcentual %D de los coeficientes Uteo y Uexp

%𝐷 = a)

𝑈𝑡𝑒𝑜 − 𝑈𝑒𝑥𝑝 ∗ 100 𝑈𝑡𝑒𝑜

823.393 %𝐷1 =

𝑘𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑐𝑎𝑙 − 662.795 2 2 ℎ𝑚 °𝐶 𝑚 ℎ°𝐶 ∗ 100 = 19.5 % 𝑘𝑐𝑎𝑙 823.393 ℎ𝑚2 °𝐶

b)

788.464 %𝐷2 =

𝑘𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑐𝑎𝑙 − 710.611 2 ℎ𝑚2 °𝐶 𝑚 ℎ°𝐶 ∗ 100 = 9.87 % 𝑘𝑐𝑎𝑙 788.464 ℎ𝑚2 °𝐶

c) 781.553 %𝐷2 =

𝑘𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑐𝑎𝑙 − 726.9 2 ℎ𝑚2 °𝐶 𝑚 ℎ°𝐶 ∗ 100 = 6.99 % 𝑘𝑐𝑎𝑙 781.553 ℎ𝑚2 °𝐶

15) Calculo de factor de incrustación. 𝑅𝐷 =

𝑈𝑡𝑒𝑜 − 𝑈𝑒𝑥𝑝 ∗ 100 𝑈𝑡𝑒𝑜 ∗ 𝑈𝑒𝑥𝑝

a) 𝑘𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑐𝑎𝑙 − 662.795 2 ℎ𝑚2 °𝐶 𝑚 ℎ°𝐶 ∗ 100 = 0.023% 𝑘𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑐𝑎𝑙 823.393 ∗ 662.795 2 2 ℎ𝑚 °𝐶 𝑚 ℎ°𝐶

823.393 𝑅𝐷1 =

b) 𝑘𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑐𝑎𝑙 − 710.611 2 2 ℎ𝑚 °𝐶 𝑚 ℎ°𝐶 ∗ 100 = 0.013 % 𝑘𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑐𝑎𝑙 788.464 ∗ 710.611 2 ℎ𝑚2 °𝐶 𝑚 ℎ°𝐶

788.464 𝑅𝐷2 =

c) 𝑘𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑐𝑎𝑙 − 726.9 2 2 ℎ𝑚 °𝐶 𝑚 ℎ°𝐶 ∗ 100 = 0.0096% %𝐷2 = 𝑘𝑐𝑎𝑙 𝑘𝑐𝑎𝑙 781.553 ∗ 726.9 2 ℎ𝑚2 °𝐶 𝑚 ℎ°𝐶 781.553

TABLAS DE RESULTADOS. 𝑸𝒗

𝜼

𝑼𝒆𝒙𝒑

𝚫𝑻𝑴𝑳

A

𝒉𝒊

V

Tm

𝒌𝒈⁄ 𝒌𝒄𝒂𝒍⁄ 𝒉 𝒉

𝒌𝒄𝒂𝒍⁄ 𝒉

%

𝒌𝒄𝒂𝒍 𝒎𝟐 𝒉°𝑪

˚C

𝒎𝟐

𝒌𝒄𝒂𝒍 𝒎𝟐 𝒉°𝑪

𝒎 𝒉

˚C

0.017

19.9

9904.9

9004.64

109.9

662.7

74.71

0.2

4056.11

3469.54

34

619.6

0.014

13.9

10542

7409.95

142.2

710.6

74.17

0.2

3741.74

3173.85

35.5

619.6

0.013

13.1

11143

6986.81

159.4

726.9

76.64

0.2

3718.64

3173.85

36

Lectur a del Rotám etro

𝑮𝒗𝒂

𝑮𝒎𝒂

𝑮𝒗𝒗𝒄

%

𝒎𝟑 𝒉

𝒌𝒈⁄ 𝒉

𝒎𝟑 𝒉

99 %

0.679

677.6

90 %

0.621

90%

0.621

Lectura del Rotámetro

𝒉𝒆

𝑸𝒂

𝑼𝒕𝒆𝒐

%𝑫 RD

99%

𝒌𝒄𝒂𝒍 𝒎𝟐 𝒉°𝑪 6440.2

90 % 90%

%

Tf

𝑮𝒎𝒗𝒄

80.87

𝒌𝒄𝒂𝒍 𝒎𝟐 𝒉°𝑪 823.39

19.5

0.023

6505.43

82.06

788.464

9.87

0.013

6230.89

84.31

781.553

6.99

0.0096

°C

%

%

ANÁLISIS DE RESULTADOS.

OBSERVACIONES 







Se tiene que regular constantemente los parámetros de flujo y presión en el rotámetro y manómetro puesto que con el paso del tiempo van a variar y eso trae erros a los cálculos debido a que lo estudiado en esta práctica es en régimen permanente donde tanto la presión como el gasto volumétrico deben de ser lo más constantes posible. Se trabajo a tres diferentes medias del % de rotámetro con diferente presión realizando solo una toma de datos para cada corrida por lo cual los cálculos saldrán con alteraciones fuera del 100%. Una de las tres experimentaciones fue a 1.20 min y las dos restantes a 3 min debido a que en 1.20 min el nivel de condensado era muy poco y aproximadamente en 3 minutos ya se tenía un nivel considerable. Se trabajo con un diámetro de 60.5 cm en el tanque de depósito del agua fría y no los 57 cm de diámetro que viene en el manual esto conlleva a que los gastos saldrán mayores.

CONCLUSIONES 

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El intercambiador de tubos concéntricos esta formado por tubos de diferentes diámetros, es decir uno dentro de otro, por el espacio entre ambos tubos circulará un fluido y por dentro del tubo interior circulará otro fluido amos con diferentes temperaturas entonces en esta área se llevará la transferencia de calor. De las eficiencias térmicas los tres resultados fueron mayor al 100%, se podría decir que es debido a las incrustaciones de sales, pero este se puede deber a que para los cálculos se tomó el diámetro real el tanque y no el teórico en el manual lo cual aumento el gasto volumétrico del agua por lo cual aumentará significativamente el calor ganado por el agua. Otro factor es que al momento de realizar las tres corridas en cada una solo se toma una lectura y aunque a condiciones de presión y temperatura se trabajó a régimen permanente con una solo lectura no se determina si el resultado es correcto. Con los coeficientes globales de película teórico y practico se obtuvo una diferencia significativa esto se debe a que la ecuación para el teórico estamos considerando una transferencia de calor en una superficie sin incrustaciones.

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Para los coeficientes de película serán beneficiados con el aumento del Reynols. La ventaja de un intercambiador de calor de tubos concéntricos e que se puede utilizar en un proceso continuo.

Bibliografía    

https://repository.usta.edu.co/bitstream/handle/11634/2863/Guillenedinson2 015.pdf?sequence=1&isAllowed=y Diseño y fabricación de un intercambiador de calor de tubos concéntricos para los Laboratorios de Termofluidos de la Universidad Santo Tomás. https://www.ingenieriaquimica.net/foros/2-dudas-tecnicas/16113intercambiador-de-calor-de-tubos-concentricos. Intercambiadores de calor. Recuperado el 14/09/2016 de: https://lopezva.files.wordpress.com/2011/10/intercambiadoreslmtd.pdf