condensador de vapor saturado -agua

TRANSFERECIA DE CALOR UNIVERSIDAD CESAR VALLEJO-TRUJILLO-PERÚ

CONDENSADOR DE

VAPOR SATURADO

HUMEDO, CON

AGUA.

RESUMEN.

AUTOR: ZUTA SAMAME JIMMY ING. MECANICA1


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

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

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

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. 20

5. Las Pantallas en los Cabezales. 21

6. Cabezales. 22

7. Uso de los intercambiadores de casco y tubos 22

8. Intercambiadores de múltiple pasó. 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



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

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

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).

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

´´CONOCER Y OBTENER LOS CÁLCULOS PARA EL DISEÑO 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.



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.

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

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.

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

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).


Diâmetro Exterior (mm)

Espesor (mm)

16 (5/8)

20 (3/4)

25 (1 )

30 (11/4)

38 (1½)

50 (2 )

1,2

-

-

-

-

-

1,6

1,6

1,6

16

-

-

2,0

2,0

2,0

2,0

2,0

2,0

-

2,6

2,6

2,6

2,6

2,6

-

-

3,2

3,2

3,2

3,2

http://plantasquimicas.iespana.es/Intercambiadores/tab2a.htm

http://plantasquimicas.iespana.es/Intercambiadores/i10.htm#Tabla_5.2_%23Tabla_5.2_


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.

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

exterior del tubo y la mínima distancia entre tubos (C) debe ser 0,25 pulgadas (6,4

mm).

Los valores de Pt recomendados son:


ARREGLO OD del tubo: pulg Pt: pulgTriangular

Cuadrangular

¾

1

¾

1

15/16

1 ¼

1

1 ¼


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 ºC (200 ºF).

b) Placa de cabeza flotante.- para diferencias de temperaturas mayores a 90 ºC (200 ºF), 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

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.



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 ODNo. De pasos 1 2 4 6 8 K1 0,319 0,249 0,175 0,0743 0,0365

2,142 2,207 2,285 2,499 2,675Arreglo cuadrado, Pt = 1,25 ODNo. De pasos 1 2 4 6 8


http://plantasquimicas.iespana.es/Intercambiadores/i11.htm#Tabla_5.3%23Tabla_5.3

http://plantasquimicas.iespana.es/Intercambiadores/i11.htm#fig5.8%23fig5.8


K1 0,215 0,156 0,158 0,0402 0,0331 2,207 2,291 2,263 2,617 2,643

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

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

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:

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.

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.

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 vaporesFluidos a presión Fluidos a baja presiónFluidos 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

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:

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



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:

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.

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

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 H H1

1/2 3

7/8

4

13/16

2

11/16

1/2 6 7/8 4 3/4 2 5/8

3/4 4

1/16

4

15/16

2

11/16

3/4 7

11/16

4

15/16

2 13/16

1 4

7/16

5 1/4 2 7/8 1 8

7/16

5 1/8 2 7/8

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.

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

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

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:

Tipo de Trampa Descarga de condensadoResistencia a cambios de

presiónCapacidad al sobrecalentamiento

Flotador libre Continua Excelente Si

Termodinámica Intermitente Mediana Si

Termostática

(Bimetal)

Intermitente Mediana Si, si es pequeña

Termostática

(Presión Balanceada)

Intermitente Buena No



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

Temperatura (ºC)

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:

Fluido

caliente:

fluido frio:

T1 =300 ºc t1 =100 ºc

T2 =200 ºc t2 =150 ºc

Cálculos de temperatura logarítmica para equicorriente:

∆ t 2=T 1−t 1=300−100=200

∆ t 1=T 2−t 2=200−150=50

T ln=∆ t 2−∆ t 1

ln∆ t2∆ t1

=200−50

ln20050

=108.2



Cálculos de temperatura logarítmica para contracorriente

∆ t 2=T 1−2=300−150=150

∆ t 1=T 2−t 1=200−100=100

T ln=∆ t 2−∆ t 1

ln∆ t2∆ t1

=150−100

ln150100

=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.



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:

mV=5.556Kgs; P ENTRADA

CONDENSADOR

=0.5 ; TVAPOR=81.35℃ y X=0.97

Donde:

mV = El flujo másico de vapor ( KgS ).P ENTRADA

CONDENSADOR= La Presión Absoluta a la entrada del Intercambiador

de calor.

X = La Calidad del Vapor.



T V= Temperatura del vapor.

b) Para esto procedemos a emplear la fórmula de Cantidad de Calor Total aprendida en clase:

QTOTAL¿

=mV . (h2−h1 )−−−−−−−−−−−−(I)¿

Donde:

QTOTAL¿

¿ = 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 f ó rmula te ó rica sabemos que :

h1=hf+x (hg−h f )−−−−−−−−−−−−−( II )

Donde:

h1 = Entalpía Específica para una calidad determinada ( KJKg )h f = 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℃.



⟹ Entonces interpolando hemos obtenido los siguientes resultados:

h f a81.35 = 340.5773( KjKg )h fga81.35 = 2305.343( KjKg )

e) Ahora con los datos obtenidos, reemplazamos los datos en la Ecuación(II):

h1=hf+x (hg−h f )

h1=340.5773( KjKg )+(0.97 ) x2305.343 ( KjKg ) h1 = 2576.76098( KjKg )

f) Entonces la Entalpia “h2” a una temperatura de 81.35℃ . es igual a la Entalpia “ h f”:

⟹ h2=hf=340 .5773( KjKg )

g) Ahora con estos datos obtenidos, reemplazamos en la

Ecuación (I) para poder así hallar el QTOTAL¿

¿:

QTOTAL¿

=mV . (h2−h1 )¿


T(℃) h f (KJKg

) h fg(KJKg

)

80 334.91 2308.8

81.35 h f a81.35 h fga81.35

85 355.90 2296


QTOTAL

¿=5.556( Kj

Kg) x(340.5773−2576.7609)( KjKg)¿

QTOTAL¿

=−12424 .23652Kw ¿

2)CÁLCULO DEL FLUJO MÁSICO DEL AGUA QUE INGRESARA AL INTERCAMBIADOR DE CALOR.

a) Como datos requerido para el cálculo tenemos:

T ENTRADA DEL AGUA=30℃ ;T SALIDADEL AGUA=49℃ ; η INTERCAMBIADORDECALOR

=0.85

Donde:

T ENTRADA DEL AGUA=¿ Temperatura de Entrada del Agua al Intercambiador de Calor (℃).

T SALIDA DEL AGUA=¿ Temperatura de Salida del Agua al Intercambiador de Calor (℃).

η INTERCAMBIADORDECALOR

=¿ Eficiencia del Intercambiador de Calor.

b) Para esto procedemos a emplear la fórmula de Cantidad de Calor Útil aprendida en clase:

QUTIL=( mAGUA ) (CPAGUA ) ( ΔT AGUA )−−−−−−−(III )

Donde:

QUTIL = Cantidad deCalor Ú til del Intercambiador deCalor ( KJKg ). mAGUA= Flujo másico del Agua (Kg/s).



CPAGUA= Calor Específico del Agua (Kj/Kg.ºC).

ΔT AGUA= 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:

⟹ Entonces interpolando hemos obtenido el siguiente resultado:

CPa30=4 .180¿)

d) Ahora, con la fórmula teórica de Eficiencia podemos hallar el QUTIL:

n INTERCAMBIADORDECALOR

=QÚtil

QTotal¿

¿

⟹ Despejando el QÚ til tenemos:

QÚtil=nINTERCAMBIADORDECALOR

x QTOTAL

QÚtil = 0.85 x (−12424.23652 ) Kw .

QÚtil = -10560.60104 Kw.

e) Ahora con estos datos obtenidos, reemplazamos en la

Ecuación (III) para poder así hallar el mAGUA¿

¿:


T(℃) CP¿)

20 4.182

30 CPa30

40 4.178


QUTIL=( mAGUA ) (CPAGUA ) ( ΔT AGUA )

⟹ Despejando el mAGUA tenemos:

mAGUA=QUTIL

(CPAGUA ) x (ΔT ¿¿ AGUA)¿

mAGUA=−10560.60104

(4.180KJ

Kg .℃ ) 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.


mV=5.556Kgs

; PABSOLUTA=30 ; T V=400℃

Donde:

mV = Flujo másico del Vapor ( KgS ).PABSOLUTA=¿ La Presión Absoluta del Vapor.

T V=¿ Temperatura Del Vapor.



b) Para esto procedemos a emplear la fórmula de Cantidad de Calor de la Caldera aprendida en clase:

QCALDERA¿

=mV . (ha−ha ´)−−−−−−−−−−−−(IV )¿

Donde:

QCALDERA¿

¿ = Cantidad de Calor Total de la Caldera (Kw ).

mV = Flujo másico del Vapor ( KgS ).ha = Entalpía del Liquido Saturado Seco ( KJKg ).ha´ = Entalpía del Vapor Saturado ( KJKg ).

c) Entonces por f ó rmula te ó rica sabemos que :

ha=h2+νf a (Pa−P2 )−−−a81 .35℃−−−(V )

Donde:

ha´ = Entalpía del Vapor Saturado ( KJKg ).h2 = Entalpía del Líquido Saturado ( KJKg ).



νf a = Volumen especifico del Vapor Saturado ( m3

Kg ).Pa = Presion del Vapor Saturado Seco ¿

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:

⟹ Entonces interpolando hemos obtenido el siguiente resultado:

ν f=0 .001030 ( m3

Kg)

e) Procedemos a convertir las Presiones en KPa:

Pa = 30 bar x 0 .1 MPa

1 ¿ ¿ x

1000KPa1 MPa

= 3000KPa

P2 = 0.5 bar x 0 .1 MPa

1 ¿ ¿ x 1000KPa

1 MPa = 55KPa

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

ha=h2+ν f a (Pa−P2 )

ha=340.5773KJKg

+0 .001030m3

Kg(3000−55 ) KPa

ha=343. 610KJKg


T(℃)ν f (

m3

Kg)

80 0.001029

81.35 ν f

85 0.001033


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 la

Ecuación (IV) para poder así hallar el QCALDERA¿

¿:

QCALDERA¿

=mV . (ha−ha ´)¿

QCALDERA

¿=5 .556 Kg

s.(343.610 KJ

Kg−3230.9 KJ

Kg )¿

QCALDERA¿

¿ = 16041.78 Kw

DIAGRAMA DE h-S: “DIAGRAMA DE MOLLIER”



4)CALCULO DEL DIAMETRO DE LA TUBERIA POR DONDE INGRESARA EL VAPOR SUTURADO SECO.


Pv = 0.5 bar

Donde:

PV = Presion del Vapor Saturado Seco ¿.

b) Deseamos encontrar:

Número de Schedule: 1000 xPS ………………… (1)

Donde:

P = Presión de trabajo (PSI).

S = Esfuerzo de trabajo (PSI).

c) De información del cuaderno sacamos el siguiente dato:

f servivio por segurirdad= 1.35 a 2

⟹ Entonces asumimos:

f servivio por segurirdad= 2

d) Con los datos obtenidos hallamos la Presión de trabajo “P” en (PSI):

P = f x Pv

Donde:

PV = Presión del Vapor Saturado Seco ¿.

f servivio 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:

T VAPOR=81.35℃

Material

Especificación ASTM

Fatigas admisibles en Kg/cm2, hasta las siguientes temperaturas, 0C

65° 232° 316° 399° 427° 482° 538° 566° 593°

Acero sin

costura:

Grado A, al Si

A - 106 840 840 840 749 630 350

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 * 14.75PSI12390PSI

Número de Schedule = 1.1904

g) Entonces utilizamos la siguiente fórmula para poder hallar la Superficie Total:



mV=ρV . ST .V v ------ (1)

Donde:

mV = Flujo másico del Vapor ( KgS ).ρV=Densidad del vapor ( Kgm3 ) .ST=Superficie total(m2).

V V=Velocidad(m/s).

h) De la tabla de “tuberías Normalizadas a un vapor de baja Presión” tenemos:

SERVICIOVELOCIDADES DEL FLUIDO

ft/min m/s

Líneas de salida de vapor y de baja presión.

6000 - 15000 30.5 – 76.2

⟹ Entonces asumimos una Velocidad de:

V V= 30.5 m/s

i) Ahora tenemos que hallar el Flujo Volumétrico del Vapor

dot {V ¿ con la siguiente fórmula:V V=mV .υV ……………… (2)

Donde:

V V = 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 81.35 0C, Interpolaremos y 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 υf a81.35 υGa81.35

91.78 0.001037 2.217


υf a81.35 = 0.001030 (m3/Kg).

υGa81 .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 .1409m3 /Kg

m) Entonces con estos nuevos datos obtenidos reemplazamos en la Ecuación (2):

V V=mV .υV

V V=(5.556Kgs ) x (3.1531808

m3

Kg ) V V = 17.45 m3/s

n) Ahora procedemos a hallar la Densidad del vapor (ρV), y utilizamos la siguiente fórmula:

ρV=mV

V V

…………………… (4)

Donde:

ρV = Densidad del vapor ( Kgm3 ).V V = Flujo Volumétrico del Vapor (m3/s).

mV = Flujo másico del Vapor ( KgS )o) Entonces con los datos encontrados reemplazamos en la

ecuación (4):

ρV=mV

V V

ρV=5.556

Kgs

17.45m3/ s

ρV = 0 .32Kg /m3

p) Ahora procedemos a despejar La Superficie total(ST) de las Ecuación (1):

mV=ρV . ST .V v



Despejando:

ST=mV

ρV∗V v

…………… (5)

q)Luego reemplazamos los datos encontrados en la Ecuación (5):

ST=mV

ρV∗V v

ST=5.556

Kgs

(0.32Kg

m3 )∗(30.5ms)

ST = 0.5693m2.

r) Ahora hallaremos el Diámetro Nominal de la tubería por donde ingresara el Vapor Saturado Seco con la siguiente ecuación:

ST=π∗Dn

2

4 …………… (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∗Dn

2

4

Despejando:

Dn=√ 4 . ST

π ……………………… (7)



t) Luego reemplazamos los datos hallados en la Ecuación (7):

Dn=√ 4 . STπ

Dn=√ 4 .(0.5693m2)π

¿ 0 .85138m.

u) Convertimos el Diámetro nominal (Dn) en Pulgadas:

Dn=¿ 34 pulg.

5)CALCULO DEL DIAMETRO DE LA TUBERIA DEL AGUA DE ENFRIAMIENTO.


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):

T m=T3+T 4

2

T m=30+49

2

T m = 39.5℃

c) Ahora hallamos Flujo Volumétrico de Agua “V A” con la siguiente ecuación:



V A=mA

ρm

…………………………… (1)

Donde:

V A = 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:

⟹

Entonces interpolando hemos obtenido los siguientes resultados:

ρm = 992.44 Kg /m3.

e) Ahora con los datos obtenidos anteriormente reemplazamos en la Ecuación (1):

V A=mA

ρm

V A=132.97 Kg / s

992. 44 Kg /m3

V A=¿ 0.135 m3/s


T (0C)ρAgua (

Kg

m3)

20 998.2

39.5 ρm

40 992.3


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

V A=η∗ST∗V A……………………… (2)

Donde:

V A = Flujo Volumétrico del Agua (m3/s).

η = Numero de Tubos; hemos tomado 40 Tubos.

ST = Superfie Total m2.

V A = Velocidad del Agua (m/s).

g) Ahora despejamos la Superficie Total “ST” de la Ecuación (2)y reemplazamos los datos obtenidos:

ST=V A

η∗V A

ST=0.135m3/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∗Dn

2

4 …………… (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∗Dn

2

4

Despejando:

Dn=√ 4 . ST

π ……………………… (4)



j) Luego reemplazamos los datos hallados en la Ecuación (7):

Dn=√ 4 . ST

π

Dn=√ 4 .(0.00223333m3)π

¿ 0 .0533m.

k) Convertimos el Diámetro nominal (Dn) en Pulgadas:

Dn=¿ 2 pulg .

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



m) Hallamos de la tabla a Dn=2; De cedula 10 – Acero Inoxidable, los siguientes datos:

Dext = 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 “V A”:

V A=η∗ST∗V A…………………(5)

o) Ahora procedemos a despejar la Velocidad del Agua “V A” de la Ecuación 5:

V A=V A

η∗ST

V A=0.134m3/s

( 40 )∗π∗(0.05476 m)4

V A = 1.42 m/s.

6)CALCULO DEL h int ENTRE LA ENTRADA Y SALIDA DEL AGUA POR LOS TUBOS DEL CONDENSADOR.


V A = 1.42 m/s; T media

Agua = 39.5℃

Donde:


T mediaAgua

= Temperatura Media del agua. (℃)



b) Primero hallamos el Numero de Reynolds “Re” para saber si nuestro flujo es laminar o turbulento:

Re = V A∗D∫¿

V¿ ………………… (1)

Donde:

Re = Numero de Reynolds


D∫¿ ¿ = 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 “T mediaAgua

” y luego Interpolamos para

encontrar los parámetros siguientes:

Pr = Prandell.


KA = Conductividad Térmica (W/m℃)


Pr = 4.407

V = 0.667 x 10-6 m2/s

KA = 0.6321 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


d) Entonces ahora reemplazamos los datos hallados en la Ecuación (1):

Re = V A∗D∫¿

V¿

Re = (1.42

ms )∗(0.05476m)

(0.667 x10−6m2s

)

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.

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

Nu = 470.8

f) Entonces con los Valores encontrados reemplazamos en esta Ecuación y hallaremos hint :

hint = Nu∗K A

D∫¿¿

hint = (470.8 )∗(0.6321

wm℃

)

0.05476m

hint = 5434.49 W/m2℃



7)CALCULO DEL h ext EN EL CONDENSADOR CON EL METODO DE KUTATELEZE.


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”:

T m=T Sat+T p

2

T m=81.35+40.5

2

T m=60.925℃

c) Ahora hallamos Nu con la siguiente Ecuación:

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.


Ku = Conductividad Térmica (W/m℃).

Cp = Calor Especifico (KJ/Kg℃)

rl-v = KJ/Kg℃.



T (℃) Pr V (m2/s) Kv(W/m℃) Cp.(J/Kg℃)

60 3.02 0.478 0.658 4.181

60.925 Pr V Kv Cp.

80 2.22 0.364 0.673 4.194


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:

Ga = g∗Dext

3

V 2

Ga = (9.81

ms)∗(0.0603)3

(0.4727 x 10−6ms)

2

Ga = 4550.2509

f) Ahora hallamos Kv con la siguiente fórmula:



Ku = r l−v

Cp∗Tp

Ku = 2304.09(KJ /Kg℃).¿¿

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 con la siguiente fórmula:

hext = Nu∗K A

D∫¿¿

hext = (571.97 )∗(0.6587

wm℃

)

0.0603m

hext = 6248.037 W/m2℃

8)CALCULO DEL KG.


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.



b) Hallando KG con la siguiente Ecuación:

KG =

11

hext+

1

h∫¿+∑ δK Acero

¿

KG = 1

16248.037W /m℃

+1

5434.49W /m℃+

2.77 x10−3m.19W /m℃

KG = 2041.443 W/m℃

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

KG = 1

16248.037W /m℃

+1

5434.49W /m℃+

2x 10−3m .3.3W /m℃

KG = 912.48 W/m℃

d) Graficas del intercambiador de flujo en cruz:



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

T = √(49℃−30℃)2 = 19℃

f) Hallando la ∆T m para el flujo cruzado con la siguiente fórmula:

∆T m=T

lon∆T max+∆Tmin+T∆T max+∆Tmin−T

∆T m=19℃

lon51.35+32.35+1951.35+32.35−19

∆T m = 41.12℃

g) Ahora hallaremos la Superficie del Intercambiador de Calor “SI.C”, sin incrustación:

QÚtil=KG∗S I . C∗∆Tm

Despejando: SI.C

SI.C = QÚ til

KG∗∆T m



SI.C = 10560.60104 x 103w

(2041.443Wmc )∗(41.12℃)

SI.C = 125.80 m2

h) Hallando la longitud “ L ” de los tubos:

SI.C = η∗N º∗π∗Dext∗L

Donde:

η = Numero de Tubos.

N º = Numero de pasos.

L = Longitud de los Tubos.

Despejando: L

L = S I .C

η∗N º∗Dext∗π

L = 125.80m 2

40∗4∗(60.3 x10−3m)∗π

L = 4.15 m

i) Ahora calculamos el Diámetro del intercambiador de calor con la siguiente ecuación:

S I .C=η∗π∗D I .C

2

4

Despejando:

D I .C=√ 4 . S I .C

η∗π

D I .C=√ 4∗(125.80m2)40∗π

D I .C=¿ 2 m



j) Entonces ahora calcularemos la Superficie del Intercambiador “S I .C” con Incrustación:

QÚtil=KG∗S I . C∗∆Tm

Despejando: SI.C

SI.C = QÚ til

KG∗∆T m

SI.C = 10560.60104 x 103w

(912.48Wmc )∗(41.12℃)

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

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

9.1) INTERCAMBIADOR DE CALOR VERTICAL:

a) Hallando su hc: Dext = 60.3 x 10-3 m.

hc = 1.13 * 4√ rl− v∗g∗ρL2∗K L

3

ηl∗Dext∗(T Sat−T p) ……………(1)


T m=T Sat+T p

2

T m=81.35+40.5

2

T m=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)


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 * 4√ rl−v∗g∗ρ L2∗KL

3

ηl∗L∗(T Sat−T p)

hc = 1.13 * 4√ 2304.09∗9.81∗982.672∗0.65873

464.62x 10−6∗4 .15∗(81.35℃−40.5℃)

hc = 3573.43 W/m2℃

e) Encontrando la masa de los Condensadores en Tipo vertical, utilizamos la siguiente fórmula:

SC = π∗D ext∗L


T (℃) ρL(Kg /m3) ηl(N.s/m2) Kl(W/m℃)

60 983.2 470 0.658

60.925 ρL ηl Kv

80 971.8 353.7 0.673


SC = π∗0.0603∗4.15

SC = 0.7862 m2

f) Hallando el Calor total del Condensador Vertical:

QVERTICAL¿

=hc∗S (TSat−T P)¿

QVERTICAL

¿=3573.43

Wm℃∗0.7862m2 (81.35℃−49℃ ) ¿

QVERTICAL¿

=90935.95W ¿

g) Entonces ahora hallamos el flujo Másico del Condensador Vertical.

˙masacondensadorvertical

=QVERTICAL

¿

rl−v

¿


= 909335.95 w

2304.09∗103 JKg /s


= 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 * 4√ rl− v∗g∗ρL2∗K L

3

ηl∗Dext∗(T Sat−T p) ……………(1)


T m=T Sat+T p

2

T m=81.35+40.5

2

T m=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)


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 = 0.725 * 4√ rl− v∗g∗ρL2∗K L

3

ηl∗Dext∗(T Sat−T p)

hc = 0.725 * 4√ 2304.09∗9.81∗982.672∗0.65873

464.62x 10−6∗0 .0603∗(81.35℃−40.5℃)

hc = 6603.55 W/m2℃


T (℃) ρL(Kg /m3) ηl(N.s/m2) Kl(W/m℃)

60 983.2 470 0.658

60.925 ρL ηl Kv

80 971.8 353.7 0.673


e) Encontrando la masa de los Condensadores en Tipo vertical, utilizamos la siguiente fórmula:

SC = π∗D ext∗L

SC = π∗0.0603m∗4.15m

SC = 0.7862 m2

f) Hallando el Calor total del Condensador Horizontal:

QHorizontal¿

=hc∗S (T Sat−TP )¿

QHorizontal

¿=6603.55

Wm℃∗0.7862m2 ( 81.35℃−49℃ )¿

QHorizontal=167946 .7645W

g) Entonces ahora hallamos el flujo Másico del Condensador Horizontal.

˙masacondensadorHorizontal

=QHorizontal

¿

rl−v

¿


= 167946.7645w

2304.09∗103 JKgºc


= 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 Diseño un Condensador Horizontal”.



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 δ aleta= 2 mm = 0.002 m

Laleta= 3 cm. T P = 81.35℃ – 1.5 ℃= 79.85℃ = 352.85ºk T ∞ = 22℃ Vviento = 3.5 m/s Kaluminio = 238.51 W/mºk



c) Hallando el Qsin aletas con la siguiente fórmula:

Qsin aletas = h * Ssin aletas * (Tp - T ∞)………………… (1)

d) Primero calculamos el “h” de la siguiente manera:

h = 11.9 + 6.96√V viento

h = 11.9 + 6.96√3.5m /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

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∗m

e∗L

e−1.3863)

………….. (3)

h) Primero hallamosme



me=√ 2∗hK∗δ aleta

me=√ 2∗24 .92W /m2℃(238 .51W /mº k )∗(0 .002m)

me = 10.22

i) Segundo hallamos Le:

Le=Laleta+δ aleta

2……………………… (4)

j) Tenemos que :

La=Da−Dext

2

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+δ aleta

2

Le=0.03+ 0.0022

Le = 0.031 m.

l) Tercero hallamos r:

r = DaDext

r = 2.008462.00246



r = 1.003 m.

m)Luego de haber hallado las incógnitas nos vamos a la Ecuación (3) y reemplazamos:

∅=me∗Le∗re(0.13∗m

e∗L

e−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 %



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∗Sa

ST

∗(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∗δ aleta

Sb = (π∗2.00246∗4.15 )−(250 ) ( 4.15 )∗(π∗2.00246∗0.002)

Sb = 13.0536 m2

d) Ahora hallamos Sa :

Sa=2∗π

4(D a

2−Dext2 ¿¿ )+(π∗Da∗δaleta)¿

Sa=2∗π

4(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∗Sa

ST

∗(1−naleta)

nG=1−(250∗4.15∗0.0504)

13.0536∗(1−0.967)

nG = 0.867

nG=87 %

g) Entonces hallamos el Qcon aletas :

Qcon aletas = h * nG* Scon aletas * (Tp - T ∞)

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

Qcon aletas = 81672.06 w

h) Calculando la Eficacia:

E=Q conaletasQ sinaletas

E=81672.06 w37636.84 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 se asumió a 3.5 m/s,

recomendado.

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:

P ENTRADACONDENSADOR

= 0.5 bar;T VAPOR=81.35℃ = 81.35ºc; mV=5.556Kgs

T ENTRADA DEL AGUA=30℃; T SALIDA DEL AGUA=49℃; D I .C=¿ 2 m

b) Primero hallamos la Temperatura Media de entre la dos Temperaturas del agua:

T m=T ENTRADA DEL AGUA+T SALIDA DEL AGUA

2

T m=30℃+49℃

2

T m=39.5℃

c) Después hallamos las temperaturas medias entre la Temperatura del Vapor y la Temperatura del Agua.

T m=T Sat+Tm Agua

2

T m=81.35℃+39.5℃

2

T m=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:

ρ v = Densidad del Vapor Kg /m3.



ρ v = 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:


T (℃) V (m2/s) ρ v.(Kg /m3)

60 0.478 983.2

60.42 V Cp.

80 0.364 971.8


∆ P=ξ∗V e

2∗L¿ .∗ρv

2∗Dinteriorcoraza

………………………. (1)

g) Calculo de la Velocidad del fluido V e:

V e=mV

ρv∗S ………………………….. (2)

h) Primero debemos de calcular las Superficie S:

S=S interiorcoraza

−N S tubo

S= π∗22

4−40∗0.06032

4

S=¿ 3.10532 m2

i) Ahora este dato lo reemplazamos en la Ecuación (2):

V e=mV

ρv∗S

V e=5.556

Kgs

982.96Kg

m3 ∗3.10532m2

V e=¿ 0.00182 m/s

j)Calculo del Numero de Reynolds para

establecer fórmula para ξ:

Re = V A∗Dh

V ………………… (4)



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

Dh=4S

Pmojado

Dh=4S

N∗π∗Dexteriortubos

Dh=4(3.10523)

40∗π∗0.0603

Dh=¿ 1.63918 m

l) Ahora con los datos obtenidos reemplazo en la Ecuación (4):

Re = V A∗Dh

V

Re = 0.00182∗1.63918

(0.4756 x10−6)

Re = 6272.74 ------------ 2300¿ ℜ<100000

m) Entonces hallamos ξ:

ξ = 0.31644√ℜ

ξ = 0.31644√6272.74

ξ = 0.03555



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


ρ fluido= 970.89 (Kg /m3)

o) Entonces ya teniendo todos los valores, reemplazo en la Ecuación (1):

∆ P=ξ∗V e

2∗L¿ .∗ρv

2∗Dinteriorcoraza

∆ P=0.03555∗(1.8866 x10−3)2∗( 4.15 )∗(970.89)

2∗(2)

∆ P = 0.00013


T (℃) ρ fluido.(Kg /m3)

80 971.8

81.35 ρ fluido

100 958.4


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.



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.



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#TopOfPage

http://www.geocities.com/MadisonAvenue/6883/trabajos/6intercambiadores/intercambiadores98.htm

http://www.herramientasingenieria.com/Psicometria_y_Refrigeracion.htm

[email protected] http://www.herramientasingenieria.com/ "Catálogos en línea Armstrong", http:

//www.armstrong-intl.com/products/traps, sitio en Internet de donde se obtuvieron fotografías e información técnica acerca de los tamaños y funcionamiento de las trampas.


http://www.herramientasingenieria.com/

mailto:[email protected]







http://www.quiminet.com.mx/

http://plantasquimicas.iespana.es/Intercambiadores/i22.htm

http://www.nortran.com.mx/web/termaltech.htm


ANEXOS

TABLAS TERMODINAMICAS



Numero de Schedule = 1000 (P/S) P : Presión de trabajo (psig) S : Esfuerzo de trabajo (psig)

SERVICIO

VELOCIDAD DEL FLUIDOft/min m/s

Tubos de caldera y turbina 6000 -12000 30.5 - 60.9Colectores de vapor 6000 - 8000 30.5 - 40.6Líneas ramales de vapor 6000 -15000 30,5 - 76.2Líneas de alimentación de agua 250 - 850 1.3 - 4.3Líneas de salida de vapor y de baja presión 6000 -15000 30,5 - 76.2Líneas de purga de vapor 4000 - 6000 20.3 - 30.5Líneas principales de servicio de agua 120 - 3000 0.61 - 1.52Líneas de gas natural (a campo traviesa) 100 - 150 0.51 - 0.76Líneas de petróleo crudo 50 - 350 0.25 - 1.78Líneas de aire comprimido 1500 - 2000 7.5 -10.2Tubos de vapor de recalentado 2000 - 5000 10.2 - 25.4Tubos economizadores (agua) 150 - 300 0.76 - 1.52

Arreglando la fórmula de Barlow para hallar el espesor de pared:

t= p∗D2S

=2000∗8 ,6252∗35000

=0 ,246``

Diámetro

Nominal Dn

Schedule Diámetro

Espesor

de Pared- t -

Diámetro

Inside Area

Pipe Weight

Water Weight



Exterior- Dext -(mm)

(mm) Interior- d - (mm)

(cm2) (kg/m) (kg/m)(pulg)

(mm)

3 80 5S 88.9 2.108 84.684 56.324 4.5 5.632

10S 3.048 82.804 53.851 6.436 5.385

Std 40 5.486 77.928 47.696 11.255 4.770

XS 80 7.62 73.66 42.614 15.233 4.261

160 11.1 66.7 34.942 21.240 3.494

XXS 15.24 58.42 26.805 27.610 2.680

3 1/2 90 5S 101.6 2.108 97.384 74.485 5.158 7.448

10S 40 3.048 95.504 71.636 7.388 7.164

Std 80 5.74 90.12 63.787 13.533 6.379

XS 8.077 85.446 57.342 18.579 5.734

XXS 16.154 69.292 37.710 33.949 3.771

4 100 5S 114.3 2.108 110.084

95.179 5.817 9.518

10S 3.048 108.204

91.955 8.340 9.196

Std 40 6.02 102.26 82.130 16.033 8.213

XS 80 8.56 97.18 74.173 22.262 7.417

120 11.1 92.1 66.621 28.175 6.662

160 13.487 87.326 59.893 33.442 5.989

XXS 17.12 80.06 50.341 40.920 5.034

5 125 5S 141.3 2.769 135.762

144.76 9.435 14.476

10S 3.404 134.492

142.06 11.545 14.206

Std 40 6.553 128.194

129.07 21.718 12.907

XS 80 9.525 122.25 117.38 30.871 11.738

120 12.7 115.9 105.50 40.170 10.550

160 15.875 109.55 94.254 48.973 9.426

XXS 19.05 103.2 83.647 57.280 8.365



6 150 5S 168.275

2.769 162.737

208.00 11.272 20.800

10S 3.404 161.467

204.77 13.804 20.477

Std 40 7.112 154.051

186.39 28.191 18.639

XS 80 10.973 146.329

168.17 42.454 16.817

120 14.275 139.725

153.33 54.070 15.333

160 18.237 131.801

136.44 67.300 13.644

XXS 21.946 124.383

121.51 78.985 12.151

8 200 5S 219.075

2.769 213.537

358.13 14.732 35.813

10S 3.759 211.557

351.52 19.907 35.152

20 6.35 206.375

334.51 33.224 33.451

30 7.036 205.003

330.07 36.694 33.007

Std 40 8.179 202.717

322.75 42.425 32.275

60 10.312 198.451

309.31 52.949 30.931

XS 80 12.7 193.675

294.60 64.464 29.460

100 15.062 188.951

280.41 75.578 28.041

120 18.237 182.601

261.88 90.086 26.188

140 20.625 177.825

248.36 100.671

24.836

160 23.012 173.051

235.20 110.970

23.520


condensador de vapor saturado -agua

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