UNIVERSIDAD ALFONSO X EL SABIO

ESCUELA POLITÉCNICA SUPERIOR

INGENIERÍA INDUSTRIAL

PROYECTO FIN DE CARRERA

Herramienta para el diseño de Intercambiadores de Calor

de Carcasa y Tubo

Sergio Blanco García

Junio 2014

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UNIVERSIDAD ALFONSO X EL SABIO ESCUELA POLITÉCNICA SUPERIOR

INGENIERÍA INDUSTRIAL

Herramienta para el diseño de Intercambiadores de Carcasa y Tubos

ALUMNO: SERGIO BLANCO GARCÍA N.P.: 57077

DIRECTOR DEL PROYECTO: PEDRO RINCÓN ÁREVALO CÓDIGO DEL PROYECTO: 012

FECHA DE PRESENTACIÓN: 25/06/14 BREVE DESCRIPCIÓN:

Este proyecto presenta una herramienta para el diseño de Intercambiadores de Calor de Carcasa y Tubo con aplicación en la empresa J. de Jonge Flowsystem.

La herramienta consta de 3 partes principales: Un amplio fundamento en la teoría de transferencia de calor y mecánica de líquidos aplicados a Intercambiadores de Calor, un programa desarrollado en Excel que acota las dimensiones previas del equipo y

Solidworks, software que permite modelar las dimensiones calculadas por el programa de Excel y simular los procesos que ocurren dentro del Intercambiador con

un módulo de dinámica de fluidos computacional.

De esta manera se obtendrán las dimensiones generales y más importantes del Intercambiador.

FIRMA DEL DIRECTOR FIRMA DEL ALUMNO

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Índice:

Introducción. ................................................................................................. 4

Objetivo. ....................................................................................................... 6

Componentes. ............................................................................................... 8

Estado de la técnica. ...................................................................................... 9

Síntesis del proyecto. ................................................................................... 14

Evaluación inicial. ........................................................................................ 18

1. Evaluación termohidráulica. .................................................................... 18

2. Evaluación de materiales. ....................................................................... 33

Cálculos termohidráulicos. ............................................................................ 40

1. Introducción. ......................................................................................... 40

2. Fluidos de proceso. ................................................................................ 47

3. Nuevo producto y base de datos. ............................................................... 50

4. Inputs. .................................................................................................. 54

5. Tubos. ................................................................................................... 56

Caída de presión. ................................................................................ 61

Transferencia de calor. ........................................................................ 66

6. Carcasa. ................................................................................................ 68

Dimensiones de la carcasa. .................................................................. 73

Método ESDU 83038. .......................................................................... 79

7. Cálculos finales del Intercambiador. ........................................................ 90

8. Boquillas. ............................................................................................... 93

9. Ficha técnica. ......................................................................................... 95

10. Cálculos adicionales. .............................................................................. 96

Optimización. ............................................................................................. 101

1. Modelización y simulación de fluidos. ..................................................... 101

2. Optimización del Intercambiador. ........................................................... 109

Conclusiones. ............................................................................................. 119

Nomenclatura. ............................................................................................ 123

Bibliografía. ................................................................................................ 126

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Introducción.

Este proyecto se ha comenzado a fraguar el 2 de Septiembre del 2013, escasamente 2 meses después de comenzar mis prácticas en la empresa J. de Jonge Flowsystem B.V.

Entre los 5 proyectos diferentes que la empresa me propuso, todos ellos relacionados con su departamento de Intercambiadores de Calor, el descrito en estas páginas fue el elegido. J. de Jonge Flowsystem busca dar un paso hacia adelante en su departamento Heat Exchanger Service B.V. desarrollando la ingeniería de los Intercambiadores de Calor que desde 1996 lleva construyendo en el puerto de Rotterdam. Con el objetivo de fabricar un equipo en el que todo su proceso de diseño y fabricación, incluyendo el conocimiento que se aplica a ello, se lleve a cabo dentro de la empresa, sin necesidad de recurrir a terceros.

Mi papel y consecuentemente el de mi proyecto es el de suplir una de las compañías externas contratadas por la empresa para el desarrollo de una de las dos partes en las que consiste la ingeniería de los Intercambiadores: el diseño termohidráulico.

El conocimiento adquirido y expuesto en este proyecto se ha construido a base de horas de lectura comprensiva de la gran parte de las fuentes más importantes que los expertos y asociaciones más destacados en este campo han desarrollado a lo largo de los 80 últimos años. Con ello he conseguido adquirir conocimientos profundos de la materia y desarrollar mi propio método de diseño de Intercambiadores de Calor de Carcasa y Tubos.

El proyecto es una combinación de diferentes partes de la Ingeniería de las que caben destacar : la aplicación de teoría de mecánica de fluidos, termohidráulica, física y química, el desarrollo de un código de programación en Visual Basic aplicada a hojas Excel y la utilización de Solidworks, programa asistido por computadora para modelado mecánico y simulación de procesos reales utilizando el método de los elementos finitos (MEF en castellano o FEM en inglés) que es un método numérico general para la aproximación de soluciones de ecuaciones diferenciales parciales muy utilizado en diversos problemas de ingeniería y física.

Por otra parte, es preciso señalar que este proyecto hubiese sido muy complicado de llevar a cabo si no hubiese contado con los informes sobre casos reales de intercambiadores de calor que la empresa ha construido durante los últimos años, estos me han valido para desarrollar y verificar mis cálculos y para adaptar mi método a casos reales.

A la hora de diseñar, la experiencia del ingeniero adquiere un papel principal. Muchas veces se opta por diseños diferentes a los marcados por la teoría debido a razones derivadas de las experiencias pasadas que el cliente ha tenido con intercambiadores, el funcionamiento de la planta, la función que el equipo va a realizar en conjunto con otros elementos, etc. Este proyecto está basado en casos reales, pero no se ha enfrentado nunca a uno de ellos en la práctica.

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Figure 1. Haz tubular en U en aleación 625 para altas presiones, cabeza con geometría de canal en acero al cabono.

Figure 2. Intercambiador de Calor de Carcasa y Tubos de titanio hecho por Titan Metal

Fabricators (1.07 m de diámetro exterior/7.3 m de largo/25 toneladas/1282 tubos)

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Objetivo.

El objetivo del proyecto es desarrollar una herramienta para J. de Jonge Flowsystem que proporcionará a la empresa los conocimientos en profundidad necesarios para realizar el diseño termohidráulico de los Intercambiadores de Calor de Carcasa y Tubos desde las especificaciones y requisitos del cliente hasta la obtención de la configuración y dimensionado del modelo final. Posteriormente, se deberá realizar un estudio mecánico del equipo, con el cual se comprobará si cumple con las especificaciones y normativas exigidas para comenzar a operar.

De aquí en adelante:

Cliente: Institución o persona a la que va destinado el Intercambiador.

Ingeniero: Encargado de evaluar, configurar y dimensionar el Intercambiador.

Fabricante: Encargado de fabricar el Intercambiador.

A lo largo del proceso del diseño se va a tener siempre presente los siguientes aspectos:

El Intercambiador debe ajustarse a los requisitos del proceso, debe llevar a cabo el cambio de temperaturas deseado dentro de los límites de presión y estas condiciones deben mantenerse hasta el siguiente apagón (”shutdown”) de la planta, momento en el que se realizará la revisión y el mantenimiento de los equipos.

El Intercambiador debe soportar las condiciones del entorno de la planta. Esto incluye los esfuerzos mecánicos de la instalación, encendidos, apagados, operación normal, emergencias y mantenimiento, además de esfuerzos termales inducidos por la diferencia de temperaturas. También debe ser resistente a la corrosión, uno de los factores principales para la elección de los materiales.

El diseño deberá ser enfocado para conseguir la máxima durabilidad del equipo.

La configuración y las dimensiones del Intercambiador deben permitir su mantenimiento, facilitando la limpieza de tubos y carcasa si es preciso, así como cualquier tipo de reparación o recambio de tubos o cualquier otro componente que puede ser vulnerable a la corrosión, erosión o vibración.

También se debe de tener en cuenta posibles desplazamientos y las limitaciones de espacio del lugar donde se va a emplazar.

Coste: Se buscará el mejor equilibrio entre las mejores prestaciones y el mínimo coste. Es necesario especificar 3 tipos de coste:

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- Coste del Intercambiador: Precio del Intercambiador una vez fabricado y puesto a punto para su uso.

- Coste energético del proceso: Coste anual que le supone a la planta mantener en funcionamiento el Intercambiador.

- Coste de mantenimiento: Coste que conlleva tener el Intercambiador en las mejores condiciones posibles.

Este proyecto está enfocado a la vida real de una empresa que se dedica a la fabricación de Intercambiadores de Calor, por lo tanto ha sido elaborado con un enfoque pragmático, intentando resolver los problemas reales que presentan hoy en día el diseño de Intercambiadores de Calor de Carcasa y Tubos.

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Componentes.

1. Cabezal de canal estacionario.

2. Cabezal de capota estacionaria

3. Brida del cabezal estacionario.

4. Cubierta del canal.

5. Boquilla del cabezal estacionario.

6. Placa tubular estacionaria.

7. Tubos.

8. Carcasa,

9. Cubierta de la carcasa.

10. Brida de conexión de la carcasa entre esta y el cabezal delantero.

11. Brida de conexión de la carcasa entre esta y el cabezal trasero.

12. Boquilla de la carcasa.

13. Brida de la cubierta de la carcasa.

14. Junta de Expansión

15. Placa tubular flotante.

16. Cubierta de la cabeza flotante.

17. Brida de la cubierta de la cabeza flotante.

18. Barras tirantes y espaciadores.

19. Deflectores transversales.

20. Placa de impacto.

21. Placa de partición.

22. Conexión de ventilación.

23. Agarradera.

24. Cabeza flotante.

25. Anillo interior.

26. Cubierta exterior de la cabeza flotante.

27. Conexión de drenaje.

28. Silla de soporte del Intercambiador

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Estado de la técnica.

El gran uso que los Intercambiadores de Calor de Carcasa y Tubos tienen debido a su vital importancia en la mayoría de procesos que se llevan a cabo hoy en día ha hecho que se precise un conocimiento más profundo de ellos para lograr óptimos resultados. Además, la industria se ha percatado de la gran influencia de una correcta elección del Intercambiador para reducir los costes de mantenimiento de una planta.

A lo largo del siglo XX, pero particularmente a partir de los años 50’, multitud de especialistas y empresas se han interesado en su estudio intentando predecir el comportamiento de los fluidos a través de estos equipos. En esta época se puede destacar varias investigaciones que aunque no son utilizados en la actualidad han servido como precedente y base de las técnicas de hoy en día.

Básicamente para realizar un buen diseño de un Intercambiador se precisa calcular el coeficiente de transferencia de calor general y la caída de presión en ambos fluidos.

El flujo de fluido en los tubos es relativamente sencillo, ya que se trata de una sección circular uniforme y constante. Además, existe gran cantidad de información empírica para calcular la transferencia de calor y la caída de presión. Entre los estudios y correlaciones más utilizadas podemos encontrar los de Osborne Reynolds (1883) y Wilhelm Nusselt , Colburn (Bhattu, 1978) y Dittus-Boelter (Bhatti, 1987), Gnielinsky(1976) , Serth( 2003) o Sieder-Tate , los cuales serán comentados posteriormente en orden de utilización.

Sin embargo, el flujo de fluido en el lado de la carcasa es mucho más complejo. Antes de 1960 ningún método desarrollado había considerado las fugas y derivaciones de los fluidos dentro de la carcasa. Las correlaciones eran basadas en el flujo total del fluido y métodos empíricos eran utilizados para comparar este flujo cruzado ideal a través de los tubos. De estos métodos podemos destacar el de Kern (1950) y el de Donohue (1955). Con los años se observó que sólo mediante la correcta comprensión de la aportación al intercambio de calor y a la caída de presión de los diferentes caminos que los fluidos formaban al paso de los deflectores se podría llegar a cálculos precisos.

Tinker (1951, 1958) publicó el primer método de análisis de corrientes para predecir el coeficiente de transferencia de calor y caída de presión en el fluido del lado de la carcasa y los métodos subsecuentemente desarrollados han sido basados en este modelo. Además, han servido como fundamento para softwares como HTRI y HTFS, los cuales actualmente predicen con mayor exactitud la geometría y dimensiones de los Intercambiadores. Aun así, su método es complicado de seguir y su procedimiento difícil y tedioso de aplicar en cálculos a mano. Devore (1961, 1962) simplificó el método utilizando estándares de tolerancia para Intercambiadores comerciales y con un límite de deflectores, además elaboró nomogramas (diagramas de dos dimensiones) para facilitar la aplicación del método en cálculos hechos a

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mano. En 1973, Mueller fue más lejos y simplificó el método de Devore dando ejemplos ilustrativos.

Engineering Sciences Data Unit publicó también un método para la estimación de la transferencia de calor y la caída de presión en la carcasa llamado “ESDU Design Guide 83038” (1984). El método está basado en una simplificación del trabajo de Tinker y es recomendable utilizarlo con un programa de cálculo, ya que en el intervienen muchas iteraciones. Éste sin duda es uno de los más precisos hasta la fecha.

Por otra parte, hay que destacar, por ser uno de los métodos más utilizados hoy en día , el que Bell (1960,1963) desarrolló conjuntamente con Delawere University, con el que consiguieron un proceso semianalítico bastante útil para calcular Intercambiadores.

Aunque el método de Kern mencionado anteriormente sólo considera un único flujo ideal que pasa a través de los tubos, es simple de aplicar y suficientemente preciso para diseños preliminares.

Las etapas previas de la elaboración de este proyecto han consistido en la investigación y análisis de estos métodos. Se buscaba comprobar cuál de ellos se acomodaba mejor a los tipos de Intercambiadores fabricados por la empresa J. de Jonge Flowsystem y, por supuesto, cuál de ellos era más preciso para calcular las dimensiones de los Intercambiadores.

El objetivo era desarrollar una base de cálculos basada en estos estudios con la cual, el proceso de prueba y error en el que consiste el diseño de un Intercambiador de Calor de Carcasa y Tubos se acortase de manera sustancial. De esta manera se acotarían las dimensiones y geometrías del intercambiador de una manera más rápida para posteriormente ser modelado y analizado computacionalmente por un software CAD/CAE.

Cabe destacar que para poder obtener las dimensiones definitivas de un Intercambiador de Calor de Carcasa y Tubos se requiere realizar unas suposiciones previas para comenzar, estas suposiciones se basarán principalmente en la experiencia y conocimiento del Ingeniero, cuanto más acertadas sean menos iteraciones se necesitarán y más rápidamente se llegará al diseño final.

La precisión de los métodos ha sido comprobada en base a los modelos reales ya fabricados y en funcionamiento que han sido calculados por la compañía HTRI y que la empresa J. de Jonge Flowsystem ha facilitado para su estudio.

Este proceso de cálculos que se ha elegido, será explicado detalladamente a continuación, nombrando uno a uno los estudios y los autores de los cálculos más importantes. Todos ellos son recogidos en un programa que se ha realizado en Excel y que consta de un código en Visual Basic que permite una mayor automatización del proceso.

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Lo explicado anteriormente no sirve de mucho sin utilizar un software de dinámica de fluidos computacional (CFD, Computational Fluid Dynamics) con el cual llegaremos a resultados mucho más precisos y diseños más optimizados del Intercambiador.

La Dinámica de Fluidos Computacional, generalmente abreviado como CFD , es una rama de la mecánica de fluidos, que utiliza métodos numéricos y algoritmos para resolver y analizar problemas que envuelven flujos de fluidos. Los ordenadores son utilizados para llevar a cabo los cálculos requeridos para simular la iteración de líquidos y gases con superficies definidas como “condiciones de frontera”.

La base fundamental de casi todos los problemas de CFD son las ecuaciones de Navier-Stokes, que definen cualquier proceso de una sola fase (gas o líquido, pero no ambas).

Históricamente, los métodos fueros desarrollados primero para resolver ecuaciones potenciales de linealización. Métodos bidimensionales (2D) , usando transformaciones conformes del flujo alrededor de un cilindro para el flujo de una superficie de sustentación fueron desarrolladas en la década de 1930.

Uno de los primeros cálculos que pueden compararse con los primeros CFD son aquellos que fueron desarrollados por Lewis Fry Richardson, ya que estos cálculos utilizaron diferencias finitas y la división fue en celdas de espacio físicas. Aunque los resultados no fueron buenos, estos cálculos junto con el libro de Richardson: “Weather prediction by numerical process”, asentaron la base del CFD moderno.

La capacidad de los ordenadores disponibles aminoró el ritmo del desarrollo del método tridimensional (3D). Probablemente, el primer trabajo usando ordenadores para modular el flujo de fluido, dominados por las ecuaciones de Navier-Stokes, fue llevado a cabo en “ Los Alamos National Lab.”, en el grupo T3. Este grupo fue dirigido por Francis H. Harlow, quien es considerado uno de los pioneros del CFD. Desde 1957 hasta 1960, este grupo desarrolló una variedad de métodos numéricos para simular flujos de fluido transitorio tales como: el método Particle-in-cell (Harlow, 1957), el método Fluid-in-cell (Gentry, Martin and Daly, 1966), el método de Vorticity stream function (Jake Fromm, 1963), y el método Merker-and-cell (Harlow and Welch, 1965). El método bidimensional de Formm’s vorticity stream function, transitorio y de flujo incomprensible, fue el primer enfoque sobre flujos incomprensibles en el mundo.

El primer ensayo con el modelo tridimensional fue publicada por John Hess y A.M.O Smith del Douglas Aircraft en 1967. Este método discretizó la superficie de la geometría con paneles , dando lugar al tipo de programas denominados Métodos de panel . Su método mismo se simplifica, ya que no incluye el levantamiento de los flujos y por lo tanto se aplicó principalmente a los cascos de los barcos y los fuselajes de los aviones. El primer levantamiento de código del panel ( A230 ) se describe en un artículo escrito por Paul Rubbert y Gary Saaris de Boeing Aircraft en 1968. Con el tiempo, los códigos del panel de tres dimensiones más avanzadas se desarrollaron en Boeing ( Panair , A502 ) , Lockheed ( Quadpan ) , Douglas ( HESS ) , McDonnell Aircraft ( MACAERO ) , NASA ( PMARC ) y los métodos de análisis ( WBAERO ,USAERO y VSAERO ) . Algunos ( Panair , HESS y MACAERO ) eran los

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códigos de orden superior , utilizando distribuciones de orden superior de las singularidades de la superficie, mientras que otros ( Quadpan , PMARC , USAERO y VSAERO ) utilizan singularidades individuales en cada panel de superficie. La ventaja de los códigos de orden menor fue que operaban mucho más rápido en los ordenadores de la época. Hoy en día, VSAERO ha crecido hasta convertirse en un código de orden múltiple y es el programa más utilizado de esta clase. Se ha utilizado en el desarrollo de muchos submarinos , buques de superficie , automóviles, helicópteros , aeronaves, y , más recientemente, las turbinas de viento . Su código hermano, USAERO es un método de panel inestable que también se ha utilizado para modelar cosas tales como trenes de alta velocidad y los yates de carreras. El código de la NASA PMARC que viene de una primera versión de VSAERO y un derivado de PMARC , llamado CMARC , también está disponible comercialmente.

En el ámbito de dos dimensiones , varios códigos de panel se han desarrollado para el análisis y el diseño de perfil aerodinámico . Los códigos tienen típicamente un análisis de capa límite incluido , de modo que los efectos viscosos se pueden modelar . El Profesor Richard Eppler de la Universidad de Stuttgart desarrolló el código PROFILE , en parte con fondos de la NASA , que llegó a estar disponible a principios de 1980 . Esto fue seguido por el código XFOIL del profesor Mark Drela . Tanto PROFILE y XFOIL incorporar dos códigos del panel de dimensiones, con los códigos de la capa límite acoplados para el trabajo de análisis de perfil aerodinámico . PROFILE utiliza un método de transformación conforme para el diseño de perfil de ala inversa , mientras XFOIL tiene tanto una transformación conforme y un método del panel inversa para el diseño de perfil de ala.

Un paso intermedio entre los códigos del panel y códigos potencial eran los códigos que utilizan las ecuaciones Transónicas de Pequeña Perturbación. En particular , el código tridimensional WIBCO, desarrollado por Charlie Boppe de Grumman Aircraft en la década de 1980 ha sido testigo de un uso intensivo.

Desarrolladores recurrieron a los códigos de potencial , ya que los métodos de los grupos especiales no podían calcular el flujo no lineal presente a velocidades transónicas . La primera descripción de una forma de utilizar las ecuaciones potenciales fue publicada por Earll Murman y Julian Cole de Boeing en 1970. Francés Bauer, Paul Garabedian y David Korn del Instituto Courant de la Universidad de Nueva York (NYU ) , escribió una serie de los códigos de la superficie de sustentación bidimensionales potencial que fueron ampliamente utilizados , siendo el más importante llamado Program H. Program H fue desarrollado por Bob Melnik y su grupo en Grumman Aerospace como Grumfoil. Antony Jameson, originalmente en Grumman Aircraft y el Instituto Courant de NYU, trabajaron con David Caughey para desarrollar el código potencial tridimensional FLO22 en 1975. Muchos códigos potenciales surgieron después de esto, culminando en el código Tranair de Boeing (A633 ) , que todavía se usa muy frecuentemente.

El siguiente paso fue las ecuaciones de Euler , que se comprometió a proporcionar soluciones más precisas de flujos transónicos . La metodología utilizada por Jameson en su código tridimensional FLO57 ( 1981 ) fue utilizada por otros para

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producir programas tales como el programa de Lockheed TEAM y el programa IAI/Analytical Method’s MGREO. MGAERO es único en ser un código de malla cartesiana estructurada , mientras que la mayoría de los otros códigos comentados utilizan estructuradas rejillas-cuerpo – ajustado ( con la excepción del código CART3D de la NASA, Código SPLITFLOW de Lockheed y de Georgia Tech NASCART -GT ) . Antony Jameson también desarrolló el código tridimensional AIRPLANE, que hizo uso de las redes no estructuradas de tetraedros .

Respecto a los métodos de dos dimensiones , Mark y Michael Giles Drela , entonces estudiantes de posgrado en el MIT , desarrollaron el programa de ISES Euler (en realidad un conjunto de programas ) para el diseño de perfil aerodinámico y análisis. Este código se empezó a utilizar en 1986 y se ha desarrollado para diseñar, analizar y optimizar perfiles aerodinámicos individuales o de elementos múltiples .

Las ecuaciones de Navier -Stokes fueron el último objetivo de los desarrolladores . Un gran número de códigos tridimensionales fueron desarrollados , dando lugar a numerosos paquetes comerciales.

Entre estos paquetes comerciales encontramos el módulo CFD de Solidworks. Este módulo es el elegido para llevar a cabo la optimización de los Intercambiadores en el proceso de diseño propuesto en este proyecto.

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Síntesis del proyecto.

El proceso para obtener la configuración y dimensiones finales de un intercambiador de carcasa y tubos desde las especificaciones del Usuario sigue las siguientes 5 fases:

1.Inputs:

Se recopilará toda la información posible para evaluar y comenzar el cálculo termohidráulico.

Por un lado, se recibirá la ficha técnica del cliente en la que vendrán detalladas las condiciones y propiedades físicas de los fluidos en condiciones de operación así como las especificaciones y requerimientos. Además, será preciso que el Ingeniero y el Cliente tengan un contacto cercano, a la hora de analizar y recolectar está información, datos sobre la planta, el espacio y las conexiones que el Intercambiador deberá cumplir, propiedades físicas detalladas de los productos, proceso y finalidad que el Intercambiador cumple en el conjunto y cualquier otra información que se requiera y ayude a evaluar el Intercambiador.

Figura 1. Fases del diseño.

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Por otro lado, se contará con un manual de diseño, que será propiamente el proceso de diseño descrito en este proyecto. Con él el Ingeniero será capaz de evaluar y guiar el diseño hacia su optimización.

2.Cálculo termohidráulico:

Una vez se tenga toda la información se procederá al inicio del cálculo termohidráulico.

Para ello, se ha desarrollado un programa en Excel combinado con un código en Visual Basic. Para comenzar, se requerirá rellenar los datos dados en la ficha técnica. Una vez introducidos, se requerirán suposiciones sobre varias de las dimensiones del Intercambiador y el programa comenzará a calcular. Mediante iteraciones, se comprobará el valor de las dimensiones supuestas y se calcularán las restantes. Cuando los valores supuestos y los calculados coincidan, se podrá decir que los cálculos han finalizado. El programa rellenará una nueva ficha técnica con las dimensiones que hemos acotado para el Intercambiador.

3.Outputs:

La ficha técnica rellenada por Excel constituirá las dimensiones previas del Intercambiador que se modelará en Solidworks.

4.Solidworks:

Una vez obtenidas las dimensiones acotadas del Intercambiador se procederá a su modelización en Solidworks. Cuando el modelo esté perfectamente definido se simulará con el módulo Flow Simulation y se comprobarán los cálculos obtenidos con el programa Excel. Se harán todos los cambios necesarios en el modelo hasta optimizar el diseño.

Con el fin de familiarizar al lector con los términos de modelización y simulación de fluido en Solidworks, se mostrará a continuación un modelo de Intercambiador de Calor de Carcasa y Tubos, concretamente uno de cabeza flotante, y un par de simulaciones escogidas al azar que muestran el desarrollo térmico en la carcasa y el desarrollo de presiones en los tubos.

5.Diseño Final:

El diseño que obtenemos contendrá las dimensiones y configuración termohidráulica final del Intercambiador. Con él será posible dar el presupuesto general del Intercambiador que se va a fabricar ya que contamos con las dimensiones más importantes y con los materiales. Si el cliente accede, se procederá a realizar los cálculos mecánicos para completar el diseño y su posterior fabricación.

Aunque en diferentes fases mencionadas, la optimización está presente desde el principio, eligiendo inteligentemente las mejores opciones en cada fase del diseño.

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Cada problema de diseño tiene un número de soluciones potenciales, pero sólo una tendrá la mejor combinación de características.

El diseño de Intercambiadores de Calor de Carcasa y Tubos se basa en intentar llegar al modelo óptimo probando diferentes tipos de combinaciones, cuanta más experiencia, mejores aproximaciones matemáticas se utilicen y con la ayuda computacional en el análisis de fluidos de un software el tiempo de diseño se reducirá y la optimización del Intercambiador será completa.

A continuación se muestran diferentes imágenes de la simulación y el diseño final de un Intercambiador de Calor de Carcasa y Tubos de Cabeza flotante, TEMA AES. Se representa el desarrollo térmico a lo largo de la carcasa de un hidrocarburo, este esta enfriado

Se representa el desarrollo térmico de un hidrocarburo de la empresa BP, BP Transcal. Este se desplaza a lo largo de la carcasa y es enfriado por agua que pasa

Figura 3. Simulación de fluidos: Desarrollo térmico (I).

Figura 2. Modelo 3D de Intercambiador AES

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Figura 4. Simulación de fluidos: Desarrollo térmico (II).

a través de los tubos.

La siguiente simulación muestra el aumento de la presión del agua que circula por los tubos, desde su entrada hasta su salida.

Figura 5. Simulación de fluidos: Desarrollo de presiones (III).

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Evaluación inicial.

1. Evaluación termohidráulica.

Bajo condiciones ordinarias, el diseño termo-hidráulico de un intercambiador de calor, requiere estar supervisado bajo los códigos de seguridad TEMA y ASME. Estas asociaciones publican estándares y métodos de diseño generales, así como las normas para la correcta fabricación y la elección de materiales a utilizar para intercambiadores de calor tubulares.

Este proyecto está basado en los estándares elaborados por Tubular Exchanger Manufaturers Association Inc. (TEMA) que ha liderado durante más de sesenta años la investigación y el desarrollo de Intercambiadores de Calor. Ésta es considerada como una autoridad en la construcción de estos quipos industriales.

TEMA diferencia tres clases de diseños: TEMA R, TEMA B y TEMA C. Todos ellos cumplen con la norma ASME Sección VIII, División I:

TEMA R: Intercambiadores de Calor de Carcasa y Tubos no sometidos a la acción de llama, generalmente utilizados para severas aplicaciones de petróleo.

TEMA B: Intercambiadores de Calor de Carcasa y Tubos no sometidos a la acción de llama para aplicaciones de procesos químicos.

Tema C: Intercambiadores de Calor de Carcasa y Tubos no sometidos a la acción de llama, generalmente utilizados en aplicaciones de procesos comerciales.

TEMA ha desarrollado nomenclatura para describir los tipos de construcciones de Intercambiadores de Calor de Carcasa y Tubos. Sus designaciones utilizan una letra diferente para describir el tipo de cabeza frontal, el tipo de carcasa y el tipo de cabeza trasera. Por ejemplo, el tipo BEM presenta una cabeza frontal de tipo B, una carcasa de tipo E y una cabeza trasera de tipo M. La nomenclatura se muestra en Figura6.

A continuación se muestran las construcciones de Intercambiadores de Calor más utilizadas en la industria petroquímica y energética, sus ventajas y sus desventajas y sus aplicaciones:

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Figura 6. TEMA: Nomenclatura Intercambiadores de Calor

Sistema de designación de TEMA. De los estándares de Tubular

Exchanger Manufacturers Association,. 9ª Edición.

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Tubos rectos y fijos a la placa tubular (BEM, AEM, NEN):

La placa tubular es soldada a la carcasa y las cabezas son sujetadas con

pernos a la placa tubular.

Una cubierta extraíble es proporcionada para facilitar la limpieza de los tubos.

Ventajas:

Es el diseño con menor coste por metro cuadrado de superficie de intercambio de calor.

Proporciona la máxima superficie para el diámetro y longitud de carcasa y tubos

Se puede ajustar los pasos para conseguir una adecuada velocidad.

Desventajas:

El lado de la carcasa sólo puede ser limpiado químicamente.

No permite la expansión termal, a no ser que se añada una junta de

expansión.

Aplicaciones:

Enfriadores de petróleo y aceites, líquido-líquido, condensadores de vapor,

reboilers, enfriadores de gas.

Generalmente, los fluidos más viscosos y calientes circulan por la carcasa.

Fluidos altamente corrosivos y sucios deben circular por los tubos.

Figura 7. TEMA BEM

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Haz de tubos extraíble, Tubos en U (BEU,AEU):

Son muy aconsejables para llevar a cabo requerimientos severos con una

capacidad de expansión máxima.

Cada tubo se puede expandir y contraer independientemente

Ventajas:

Los tubos en U permiten diferentes expansiones termales entre la carcasa y

el haz de tubos así como para tubos individuales.

El coste es menor que en los diseños con cabeza flotante.

El haz de tubos puede ser extraído por un de los lados para ser reparado o

limpiado.

La carcasa puede ser inspeccionada y limpiada.

Desventajas:

Debido al doblado en U, los tubos sólo puede ser limpiados químicamente.

No es posible el diseño de un solo paso de tubos ni llevar a cabo un flujo

cruzado.

El drenaje de los tubos es complicado si el Intercambiador está montado en

posición vertical.

Aplicaciones:

Aplicaciones petroquímicas y de calentamiento de agua.

Excelentes para aplicaciones vapor-líquido.

Figura 8. TEMA BEU

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Haz de tubos extraíble, cabeza flotante con anillo interior seccionado(AES, BES):

Haz de tubos recto extraíbles.

Brida de anillo.

Ventajas:

Ideal para aplicaciones que requieren de una limpieza e inspección frecuente

del haz de tubos.

Permite la expansión termal entre la carcasa y los tubos.

Desventajas:

La cubierta de la carcasa ,el anillo seccionado y la cubierta de la cabeza

flotante deben ser extraídas para sacar el haz de tubos, lo que significa un

mayor coste de mantenimiento.

Tiene un mayor coste por metro de superficie de intercambio de calor que el

diseño de plato de tubos fijado o el de tubos en U.

Aplicaciones:

Aplicaciones de procesos químicos para fluidos tóxicos.

Aplicaciones industriales generales.

Figura 9. TEMA AES

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Es necesario que el ingeniero que vaya a acometer el diseño tenga conocimientos amplios sobre los posibles efectos de los elementos de construcción ya que su buen juicio sobre sus usos será clave para llegar a un modelo óptimo. Posteriormente se mencionan y definen brevemente tipos y consecuencias de los diferentes elementos de construcción:

a) Tipo de carcasa.

A continuación se mencionan los tipos de carcasa más comunes y se ilustra un ejemplo del desarrollo de la temperatura del agua. Todos los casos tienen las mismas condiciones iniciales de presión y temperatura TEMA E: Es el tipo de carcasa más común. Tiene la entrada y salida en lados opustos de la carcasa.

TEMA J: Su característica fundamental es que la caída de presión es aproximadamente 1/8 de la de la carcasa E. Se utiliza mucho en enfriamientos de gases a baja presión.

TEMA G: La caída de presión es parecida a la del TEMA E, pero la eficiencia térmica es superior. Se suele utilizar para reboilers y en algunos casos para

Figura 10. TEMA E

Figura 11. TEMA J

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intercambiadores sin cambio de fase en sus fluidos (en la imagen se han ocultado los tubos para poder apreciar mejor el desarrollo del fluido en la carcasa).

TEMA X: Esta carcasa no posee deflectores transversales y su funcionamiento consiste en un flujo puramente cruzado. El resultado es una caída de presión extremadamente baja. Se utiliza para gases y vapores condensados a muy bajas temperaturas. TEMA F: Posee un deflector longitudinal, lo que hace a la carcasa de doble paso. Ésta puede sustituir en muchos casos al montaje de doble carcasa, dando una aproximación más precisa de las temperaturas y una caída de presión mayor que en la carcasa TEMA E. La caída de presión es aproximadamente 8 veces mayor que la de TEMA E. La fuga de fluido a través del deflector longitudinal lo excluye de muchos de los procesos y de los casos estudiados en este proyecto (en la imagen se han ocultado los tubos para poder apreciar mejor el desarrollo del fluido en la carcasa).

Figura 12. TEMA G

Figura 13. TEMA F

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b) Haz tubular.

Determina los diferentes caminos del fluido entre éste y la carcasa. A la hora de su elección es imprescindible tener en cuenta la expansión termal que va a sufrir para elegir la mejor configuración: tubos fijados al plato, cabeza flotante, tubos en U. Además, la cantidad de suciedad que deposite el fluido determinará la disposición de los tubos: 30ᵒ, 60ᵒ o 90ᵒ.

c) Diámetro del tubo.

Si nos basamos en consideraciones termohidráulicas un diámetro de tubo pequeño favorecerá nuestro diseño, ya que será posible una densidad de superficie de intercambio de calor mayor. Sin embargo , hay que tener en cuenta que los métodos de limpieza limitan el diámetro a un mínimo de 20 mm en el caso que sean necesitados.(Estas consideraciones excluyen a reboilers y condensadores).

d) Longitud del tubo.

Generalmente, cuanto más largo sea el tubo más bajo es el coste del Intercambiador para una superficie dada, ya que se necesitará menor diámetro de carcasa, platos de agujeros y bridas más delgados, menor número de piezas a tener en cuenta y menos agujeros y taladros que se tengan que perforar. Las limitaciones aquí vienen dadas por los espacios entre los deflectores, los cuales deben tener en consideración el intercambio de calor y caída de presión por un lado y las máximas longitudes de tubo sin soporte y vibraciones por otro.

Los ratios más comúnmente utilizados en la industria entre longitud del tubo y diámetro de la carcasa varía entre los valores de 5 y 10.

Figura 14. Haz tubular

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e) Disposición de tubos y pitch.

En este caso un pitch mínimo de 1,25 es recomendado, así como una distancia entre tubos de al menos 3,2 mm para asegurar la solidez de la fijación entre el placa tubular y el tubo. Una disposición triangular de 30° con el mínimo pitch anteriormente mencionado sería aconsejable para procesos limpios, por el contrario una disposición de 90° o 45° con una separación mínima entre tubos de 6,4 mm sería necesaria para procesos que entrañen alto grado de suciedad y sea necesario limpiarlos mecánicamente.

f) Tipo de deflector, espacio y corte.

Los deflectores se pueden considerar como uno de los elementos más importantes de los Intercambiadores, estos dan la posibilidad de mejorar sustancialmente la eficiencia o, si no son manejados adecuadamente, pueden llevar a graves problemas de diseño.

Las funciones principales del deflector son:

Dirigir el fluido a través del campo de tubos: Los deflectores deben ser posicionados y tener una geometría que potencia la mejor distribución posible del fluido a través de la carcasa

Impedir que los tubos sufran doblamientos y posibles vibraciones: Además, son claves en el soporte de los tubos, haciendo que estos queden fijados y evitando de esta manera que las vibraciones del fluido produzcan doblamientos o cualquier otro tipo de fenómeno perjudicial.

Disposición 2. Triangular. Disposición 1. Triangular Rotada

Disposición 3 Cuadrada. Disposición 4. Cuadrada Rotada

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Existen deflectores de único, doble y triple segmento que, en este orden provocan una menor diferencia de presión. Un deflector de doble segmento reducirá en un 60 % la caída de presión frente a los de único segmento. Ésta sería un ejemplo de buena práctica sí la presión que se debe acomodar dentro de la carcasa es baja.

A continuación se muestra el recorrido del fluido a través de los diferentes tipos de deflectores:

Además de reducir la caída de presión, reducirá la velocidad del fluido aproximadamente a la mitad en dos corrientes paralelas. La caída de presión no será tan alta en las ventanas del deflector como en el flujo que atraviesa los tubos.

Su geometría se basa en un deflector central y dos deflectores laterales, estos están colocados uno a continuación del otro.

El deflector de triple segmento provocará una reducción aun mayor de la velocidad y de la caída de presión en la carcasa que el de doble segmento.

Figura 15. Desarrollo térmico con deflector de doble segmento

Figura 16. Esquema deflector doble segmento

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En este caso, el deflector está formado por un deflector central, dos que sirven de direccionamiento y soporte a los tubos y otros dos deflectores laterales. Su desarrollo térmico será el siguiente.

Por último, se mencionará el deflector tipo Donought. Este, pese a ser de muy baja utilización, se encuentra algunas veces en procesos en el que no se requiera un flujo cruzado alto, aumentando el flujo en paralelo con los tubos y reduciendo la presión significativamente.

Figura 18. Desarrollo térmico deflector triple segmento (I).

Figura 19. Desarrollo térmico deflector triple segmento (II).

Figura 17. Esquema deflector triple segmento

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Todos los intercambiadores tienen la misma distancia de separación, pero es necesario dejar un margen de distancia diferente para los espacios finales entre deflector y plato de agujeros. Es importante comprobar estos espacios sean suficientemente cercanos para proveer soporte adecuado a los tubos y prevenir vibraciones dañinas para el intercambiador.

Por último se muestran unos ejemplos esquematizados de cómo sería la distribución del fluido con un deflector de segmento único aplicándole tres cortes diferentes

Los vórtices son fenómenos que se suelen formar cuando la geometría cambia bruscamente. En estos tres casos, se forma por un corte muy pequeño del deflector y un espaciamiento demasiado grande o por un corte muy grande del deflector con un espaciamiento muy pequeño. Los vórtices van a crear vibraciones y erosión en los materiales.

Sin duda, el tercer modelo sería el ideal para un Intercambiador, un flujo continuo, bien distribuido y sin vórtices.

Además, es necesario conocer también los factores termohidráulicos que ayudarán a una mejor operatividad del Intercambiador de calor.

Figura 20. Desarrollo térmico deflector doughnut.

Figura 21. Distribución del fluido en la carcasa entre deflectores.

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a) Expansión termal.

La diferencia de temperaturas entre el fluido de la carcasa y el de los tubos produce que los elementos de construcción del Intercambiador se expandan, esto debe de ser tenido en cuenta a la hora del diseño.

Los intercambiadores de calor de tubos fijo absorben estás tensiones tanto directamente mediante la soldadura entre el tubo y el plato de tubos como por medio de juntas de expansión en la carcasa, estas estructuras están preparadas para absorber pequeñas diferencias de temperatura.

Para expansiones más significativas se han diseñado lo que se denominan cabezas flotantes, liberando el movimiento del haz tubular dentro de la carcasa.

Sí es posible, siempre que las condiciones de operación sean las adecuadas, un haz tubular en U sería la mejor opción debido a su bajo coste, su alta eficiencia y su simpleza.

Bajo determinadas condiciones de temperatura, la expansión térmica no sólo se debe tener en cuenta con las temperaturas de operación, sino también con las de arranque o las de emergencia ya que cualquier expansión no prevista puede causar daños en las juntas tubo-plato de agujeros haciendo peligrar la aparición de una fuga.

b) Fuga de líquido.

La separación del fluido de la carcasa y el fluido de los tubos se realiza por:

En los diseños de tubos fijados a la placa tubular, el ajuste entre las juntas tubo-plato de agujeros

En los diseños de cabeza flotante, por la junta interna de la placa tubular.

En los diseños “stuffing box”, por una junta de sellado.

Los tubos son prensados a presión a los agujeros de la placa tubular y, además, dependiendo de la severidad del caso, también soldados. Aun así, fugas de fluido pueden aparecer como resultado de expansiones termales, corrosión o vibraciones, así como por la realización de limpiezas del haz tubular.

Si alguno de los anteriores casos se presenta, el diseño debe considerar estos factores para minimizarlos. En situaciones en las que los fluidos no puedan entrar en contacto, colocar una doble placa tubular sería un ejemplo de buena práctica, si las demás consideraciones de diseño lo acompañan.

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c) Corrosión.

Algunas veces el grado de corrosión de los productos tiene más fuerza que las consideraciones termohidráulicas a la hora de seleccionar los materiales y características del Intercambiador. Los materiales resistentes a la corrosión suelen aumentar mucho el coste de los Intercambiadores, por lo que, si un fluido es altamente corrosivo, a éste se le hará pasar por los tubos, ya que es más económico fabricar estos en ese material, que el resto del Intercambiador.

En el caso de que la corrosión no se pueda evitar por completo y la elección de un material determinado sirva para ralentizar ésta, se debe elegir un diseño en el que el haz tubular se pueda extraer y por lo tanto reemplazar, descartando, de esta manera el diseño de tubos fijos al plato de agujeros.

d) Consideraciones respecto a la suciedad y la limpieza.

La mayoría de productos suelen formar depósitos de suciedad en las paredes de los tubos y la carcasa, provocando un descenso de la eficiencia del Intercambiador y haciendo necesario una revisión periódica para su limpieza.

Estos depósitos están directamente relacionados con la naturaleza del fluido propio, la velocidad, la temperatura de las paredes e incluso el material utilizado. Los vórtices generados en el lado de la carcasa pueden promover la formación de suciedad en esta parte más que en los tubos.

Estos depósitos de material indeseado en las superficies de intercambio de calor son conocidos como Fouling.

J.Taborek ( antiguo presidente de HTRI) denominó “fouling” como el mayor problema todavía no resuelto en los procesos de Intercambio. Según la 4° Conferencia Internacional HX Fouling Davos, este fenómeno cuesta a la industria alrededor de $50,000,000,000 cada año.

Sus efectos más adversos son:

Incremento del coste capital debido a los mayores equipos que se necesitan para realizar el proceso.

Incremento de la energía necesaria para bombear debido a la reducción de la energía obtenida.

Incremento de los costes de mantenimiento para el tratamiento químico y la limpieza.

Reducción del rendimiento del equipo.

Costes de inactividad.

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La formación de suciedad se puede agrupar según el mecanismo con el que se lleva a cabo: Fouling de partículas, bio-fouling, Fouling de corrosión, precipitación, reacciones químicas de Fouling, coking. Los parámetros que afectas al Fouling son la velocidad del fluido, la temperatura de las paredes, la naturaleza del fluido y el material de la superficie donde se deposita. A continuación se muestra un diagrama de bloques, que permite dar una orientación al Ingeniero para elegir la cabeza trasera del Intercambiador en función, principalmente del valor de Fouling

e) Cantidad de fluido.

Poco se puede fijar con seguridad en relación con la cantidad de fluido a la hora de diseñar. La velocidad del fluido a través de los tubos puede ser variada con el número de pasos. Lo mismo pasa en la carcasa con los deflectores, modificando el espacio que los separa se puede hacer variar la velocidad del fluido a este lado.

La única sugerencia firme que se puede hacer referente a la buena práctica del diseño en relación a la cantidad del fluido es que, en el caso de que exista una gran diferencia entre los dos fluidos, se debe examinar a conciencia la asignación de lugar para cada uno de ellos, ya que un buen o mal rendimiento de Intercambiador está en juego.

f) Viscosidad del fluido.

Como regla general, si el fluido es altamente viscoso, este debe ser colocado en el lado de la carcasa si el comportamiento es turbulento, ya que el paso a través del campo de tubos mejorará el intercambio de calor. Sin embargo, si el comportamiento es laminar, su emplazamiento será en los tubo.

Figura 22. Elección del cabezal del Intercambiador

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2. Evaluación de materiales.

Esta sección cubre los materiales de construcción para Intercambiadores de Calor de Carcasa y Tubos.

Muchos factores tienen que ser tenidos en cuenta para la selección de materiales en ingeniería, sin embargo en los procesos químicos las condiciones predominantes pueden resumirse en dos: temperatura y corrosión. El ingeniero que va a efectuar el diseño debe hacer la elección de los materiales que se ajusten mejor a los procesos y a las condiciones mecánicas. El material que más se ajuste a éstas con el menor coste será elegido.

Las características más importantes que hay que tener en cuenta a la hora de elegir un material son:

Propiedades mecánicas:

a) Tensión de rotura.

b) Límite elástico (Módulo de Young).

c) Dureza.

d) Resistencia.

e) Fatiga.

f) Deformación por fluencia lenta

Los efectos de la temperatura en la propiedades mecánicas:

La tensión de rotura y el módulo elástico decrecen con el aumento de la temperatura. ASME BPV Code Section II Part D especifica las máximas temperaturas para cada material. Los materiales deben de ser escogidos para que tengan una suficiente tensión de rotura a la temperatura de diseño con un grosor económico y mecánicamente viable. Los aceros inoxidables son superiores en este sentido que el acero al carbono.

La deformación por fluencia lenta es importante entre los materiales que están bajo esfuerzos considerables a elevadas temperaturas

A bajas temperaturas, menos de 10ᵒC, metales con una ductilidad media pueden volverse frágiles. Esto puede pasar con la soldaduras a bajas temperaturas con una estructura cristalina FCC o HC mientras que las BCC suelen ser más fiables a este tipo de roturas.

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Corrosión uniforme:

La eliminación del material es más o menos uniforme, por lo que se podrá predecir la vida del material en servicio gracias a ratios de corrosión determinados experimentalmente.

Estos ratios son expresados usualmente en pulgadas por año (ppa).

Principalmente tres aspectos marcan los valores aceptables de la corrosión para un material y un proceso:

Precio del material.

Seguridad.

Vida económica de la planta.

Para los materiales con bajo coste más comúnmente utilizados como aceros al carbón o aceros de baja aleación se muestran varios valores en la Tabla 1. de los que se considera aceptable. Además, para materiales más costosos estos mismos valores divididos por dos dan unos correctos límites para guiar al Ingeniero en su elección.

Tabla 1. Valores usuales de la corrosión uniforme.

RATIOS DE CORROSIÓN

USO DEL MATERIAL ppa mm/año

Satisfactorio < 0.01 0.25

Con precaución <0.03 0.75

Exposiciones cortas. <0.06 1.5

No satisfactorio. >0.06 1.5

Si la corrosión prevista condiciona una corta exposición del material, conducirá a una revisión más frecuente del Intercambiador y periódicas sustituciones de los componentes. Esto afectará el número de días de producción del Intercambiador por año e incrementará el coste de mantenimiento. Usualmente el impacto de frecuentes apagones del proceso/planta/intercambiador resulta mucho más negativo para la economía de una planta que la elección de una aleación más cara pero con mejor resistencia a la corrosión.

La corrosión esperada para el Intercambiador/planta debe ser añadida al mínimo grosor permitido para los materiales y consecuentemente cumplir con los códigos y normativas para Intercambiadores presentados en ASME BPV Code Sec. VIII Div. 1. El grado de corrosión dependerá de la temperatura y de la concentración del fluido corrosivo. Aunque no siempre, en la mayoría de los casos un incremento de temperatura provocará un incremento en la

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velocidad de corrosión, aún así, esto también dependerá de otros factores, como la solubilidad del oxígeno. Los efectos de las concentraciones pueden también afectar a la corrosión, la variación de esta puede hacer que un producto pueda ser aceptable o inaceptable para su utilización.

Para seleccionar el material de construcción, las condiciones ambientales del proceso donde el material será expuesto deben de ser determinadas previamente por lo que los siguientes factores deben ser considerados:

1. Temperatura: Afecta a la velocidad de corrosión y a las propiedades mecánicas.

2. Presión.

3. pH.

4. Presencia de impurezas: esfuerzos por erosión.

5. Cantidad de aire: diferentes grados de oxidación.

6. Velocidad del fluido y agitación: erosión-corrosión.

7. Coeficientes de transferencia de calor: diferencia de temperaturas.

El Ingeniero, a falta de otras fuentes, debe apoyarse en guías de corrosión de materiales en donde podrá obtener datos sobre la interacción entre el material y el fluido. Los 12 tomos de Dechema Corossion Handbook (Dechema, 1987) o The ASM Handbook of Corossion Data son ejemplos con una gran extensión de datos.

Aunque estas guías representen una gran ayuda a la hora de tomar decisiones, no garantizan el acierto en el 100% de los casos. Pequeños cambios en las condiciones de proceso o la presencia de impurezas inesperadas pueden modificar la velocidad de ataque o la naturaleza de la corrosión. De nuevo, el buen juicio y experiencia del Ingeniero debe ser utilizada para valorar los datos publicados.

Como se ha indicado antes, el coste del material es, sin duda, uno de los factores más importantes en su selección. Su coste fluctúa ostensiblemente a lo largo del tiempo dependiendo de los movimientos del mercado del metal. Aun así, los precios actualizados pueden ser consultados fácilmente en diferentes websides de internet.

La cantidad de material utilizado dependerá de la densidad y del Máximo Esfuerzo permitido y estos deben ser considerados a la hora de comparar el coste de los materiales. La comparación de los materiales se hace a partir del coste relativo de ellos, definido por Moore en 1970:

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Donde,

C = coste por unidad de masa, $/kg

= densidad, kg/

= Esfuerzo Máximo permitido, N/

Sin embargo, esta fórmula no tiene en cuenta la corrosión, por lo que debemos tomar el coste relativo como algo orientativo. Además, hay que añadir que el coste relativo entre materiales depende del proceso de fabricación y no solo del precio de material en bruto.

A continuación se exponen los materiales más comunes que se utilizan para la construcción de Intercambiadores de Calor de Carcasa y Tubos. Los valores dados son representativos de los materiales y aleaciones más comunes. Las designaciones, diferentes para cada estándar de cada país, son elegidas por su uso más frecuente en la Industria.

HIERRO Y ACERO

Acero bajo en carbono (acero dulce) es el material más utilizado en ingeniería. Es barato, disponible para un amplio rango de formas y tamaños y puede ser trabajado y doblado fácilmente.

Ni el acero al carbono ni el hierro son resistentes a la corrosión, excepto en determinadas condiciones como concentraciones de ácido sulfúrico o alcalinas cáusticas. Son adecuados para utilizar con una gran cantidad de disolventes excepto los que tienen presencia en cloro.

La resistencia a la corrosión de las aceros a bajas aleaciones (menores de un 5% en elementos aleantes) no es significativamente diferente del acero al carbono, estos son añadidos para mejorar la resistencia del material.

ACERO INOXIDABLE

Los aceros inoxidables son los materiales resistentes a la corrosión más utilizados en los Intercambiadores. Para conseguir esta resistencia el contenido en Cromo debe ser superior a un 12%, cuanto más alto sea a partir de este valor, mayor será la resistencia a la corrosión en condiciones de oxidación. Para ambientes no-oxidantes es necesario añadir Nickel para evitar la corrosión.

Una amplia gama de Aceros Inoxidables están disponibles en la Industria, con composiciones a medida para dar las propiedades necesarias para cada aplicación. Puede ser agrupado en tres diferentes clases de acuerdo a su microestructura:

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1. Ferritica: 13-20% Cr, <0.1% C, con Nickel.

2. Austénictica: 18-20% Cr, >7% Ni.

3. Martensitíca: 12-14% Cr, 0,2-0,4% C, hasta 2% Ni.

La estructura uniforme de la Austenita ( cubica centrada en las caras, con los carbonos en solución) es la estructura deseada para la resistencia a la corrosión, y los porcentajes son los más utilizados en los Intercambiadores. Las composiciones de los porcentajes más utilizados en aceros austeníticos para Intercambiadores son:

Tabla 2. Aceros Inoxidables y sus composiciones.

Clase 304: Es la más utilizada. Contiene la cantidad mínima de Cromo y Nickel que permite una estructura austenítica estable

Clase 304L: Es la versión baja de Carbono de clase 304 (0.03% C) utilizada para secciones soldadas gruesas, en donde precipitaciones de carbono puede aparecer en la clase 304.

Clase 316: En esta aleación, el molidenum es añadido para mejorar la resistencia a la corrosión en condiciones reductoras como ácido sulfúrico diluido y, sobre todo, en soluciones con contenido de cloruro.

Clase 316L: Es la versión baja al carbono de la clase 316. Esta debe ser seleccionada si existen probabilidades de que aparezca una precipitación por carbono en la clase 316.

Clase 321: Es una versión estabilizada de la clase 304, se añade titanio para prevenir precipitaciones de carbono durante la soldadura. Además tiene más solidez que el 304L y es más adecuado para ser utilizado a altas temperaturas.

El acero inoxidable austenítico tiene una mayor resistencia a la tensión que el acero al carbono sencillo, particularmente a elevadas temperaturas. A bajas temperaturas, a diferencia de lo que pasa con el acero al carbono, este no se vuelve quebradizo. Además hay que destacar que la conductividad térmica del

acero inoxidable (16 ) es ostensiblemente más baja que la del acero dulce (60 ).

Cuanto mayor sea el contenido en aleación mayor será la resistencia de corrosión sobre una cantidad de condiciones diferentes, por otra parte, el coste será también más alto.

AISI No.

C max.

Si max.

Mn max.

Cr Range

Ni Range

Mo Range

Ti Nb

304 0.08 - 2.00 17.5 8.0 - - -

304L 0.03 1.00 2.00 17.5-20.0

8.0-12.0

- - -

316 0.08 1.00 2.00 16.0 10.0 2.0 - -

316L 0.03 1.00 2.00 16.0-18.0

10.0-14.0

2.0 - -

321 0.12 1.00 2.00 17.9-20.0

9.0-12.0

- 4xC -

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Super austeníticos, aceros inoxidables con alta concentración de nickel, contienen entre 29% y 30% de nickel y 20% de cromo, poseen una buena resistencia a los ácidos y ácidos clorhídricos. Estos por supuesto son más caros que los de bajo contenido en aleación de las series 300.

Aceros inoxidables dúplex y super-duplex contienen altos porcentajes de cromo. Son llamados así porque sus estructuras son una mezcla de pases auteníticas y ferrítica. Estos tienen una mejor resistencia a la corrosión que los aceros inoxidables austeníticos y son menos susceptibles a las grietas por corrosión. El contenido en cromo del dúplex es alrededor de un 20% y de un 25% en el super-duplex. El acero inoxidable super-duplex fue desarrollado para su uso en condiciones agresivas en alta mar. Es necesario mantener un correcto balance de ferrita y austenita a la hora de soldar estos materiales para no encontrarnos con problemas. El coste del dúplex es comparable con el de la clase 316 y el del súper-dúplex alrededor del doble que este.

MONEL

Monel, la clásica aleación Nickel-Cobre, después del acero inoxidable, la aleación más utilizada en Intercambiadores de calor. Es fácil de trabajar y tiene

buenas propiedades mecánicas hasta los 500 . Es más caro que el acero inoxidable pero no es susceptible a las fractura por corrosión en soluciones con cloruros. Monel tiene una gran resistencia a los ácidos y puede ser utilizada en condiciones reductoras donde el acero inoxidable puede ser inestable.

INCONEL E INCOLOY

El inconel es usado principalmente para resistencia a ácidos a altas temperaturas. Mantiene su solidez a altas temperaturas así como su aguante a gases de altos hornos. No es adecuado utilizarlos en ambientes con sulfuros

COBRE Y ALEACIONES DE COBRE

El cobre puro no es muy utilizado en los Intercambiadores. Cobre es relativamente débil, muy fácil de trabajar y es usado frecuentemente en tuberías agujereadas y tubos. Las aleaciones más utilizadas con cobre en Intercambiadores son el latón, aleación con zinc, bronces y aleaciones con estaño. Dentro de los bronces podemos diferenciar los bronces al aluminio y al silicio.

El cobre es atacado por ácidos minerales, excepto por el ácido sulfúrico frio y no aireado. Es resistente a álcalis cáusticos, excepto el amoniaco, y a la mayoría de ácidos orgánicos y sales. Los latones y bronces tienen la misma resistencia a la corrosión que los metales puros. Su uso más común en Intercambiadores es en los tubos y en la placa tubular. Si el latón es utilizado, el grado debe ser elegido para ser resistente a la deszincificación. Las aleaciones de cobre-nickel (70% Cu) tiene una gran resistencia a la erosión-corrosión y son muy utilizadas en los tubos de los Intercambiadores cuando el agua es empleada como refrigerante.

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ALUMINIO Y SUS ALEACIONES

El aluminio puro tiene poca resistencia mecánica pero una gran resistencia a la corrosión. Las principales aleaciones son Duraluminio que es una aleación aluminio-cobre( 4% Cu, 0,5% Mg es una de las composiciones típicas) con una resistencia a la tensión equivalente a la del acero al carbono dulce. El metal puro puede ser utilizado como revestimiento en platos de Duraluminio para combinar la resistencia a la corrosión del metal puro con la resistencia a la tensión de la aleación. La resistencia a la corrosión del aluminio es debida a la formación de una capa fina de oxígeno ( como lo que ocurre con el acero inoxidable).Por esta razón, es mejor utilizarla en condiciones con alta oxidación. Es atacado por ácidos minerales y por álcalis, pero es adecuado para concentraciones de ácido nítrico, mayores de 80%.

TITANIO

El titanio ha sido bastante utilizado en la última época debido a su resistencia a los cloruros, incluyendo agua del mar con presencia de cloro húmedo. Éste es rápidamente atacado por las soluciones de cloruros secos, pero la presencia de una baja concentración de humedad de 0.01% previene los ataques. Como el acero inoxidable, el titanio depende de su resistencia en la formación de una película de oxígeno.

Aleado con paladio (0,15%) significativamente mejora la resistencia por conducción, particularmente al HCl. El titanio se utiliza tanto en tubos como en la carcasa de los Intercambiadores, reemplazando el cobre-nickel para procesos con agua de mar.

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Cálculos termohidráulicos.

1. Introducción.

El diseño de un Intercambiador de Carcasa y Tubos es complejo. Hay muchas variables asociadas con la geometría (carcasa, deflectores, tubos, cabezas…) y las condiciones del proceso incluyendo derivaciones de los fluidos y fugas dentro de la carcasa.

No existen correlaciones cuantitativas sistemáticas que tengan en cuenta los efectos de estas variables en la caída de presión o en el intercambio de calor, por lo que es necesario suponer la geometría y dimensiones del Intercambiador . Estas estimaciones serán elegidas sobre los estándares marcados por TEMA y basándose en la teoría más contrastada que hasta la fecha hay sobre la construcción de estos quipos.

De esta manera, en vez de utilizar un método de cálculo matemático directo, será necesario un método iterativo, mediante el cual, partiendo de unas estimaciones iniciales iré aproximándolas sucesivamente a la solución final.

Debido a la cantidad de cálculos y al gran número de iteraciones a realizar, ha sido necesario crear una herramienta semi-automatizada para reducir el tiempo y facilitar el proceso de cálculo.

Para ello, se ha elegido Excel como programa de cálculo para llevar a cabo este proceso. Aunque Excel presente algunas desventajas, ha sido elegido debido a:

Su compatibilidad con otros usuarios: Excel es un programa ampliamente utilizado en las empresas, lo que facilita el rápido intercambio de archivos sin necesidad de convertirlos.

Compatibilidad con Solidworks: Solidworks permite exportar e importar datos de Excel. Esto hace que el proceso de diseño sea más continuo.

Dispone de macros: Permite realizar programas que se adapten a lo que necesita el usuario, agiliza las tarea y los cálculos complejos, permite la automatización de procesos, ahorrando mucho tiempo de trabajo.

A continuación se explica detalladamente las diferentes fases en las que se ha dividido el programa realizado para el cálculo termohidráulico en Excel, su objetivo es el de acotar las dimensiones del Intercambiador de cara a su modelización en Solidworks.

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El programa tendrá los siguientes pasos:

1. Elección de los fluidos del proceso (Fluidos de proceso).

2. Introducción de fluidos y base de datos

3. Inputs

4. Cálculos para el lado de los tubos:

Caída de presión.

Transferencia de calor.

5. Cálculos para el lado de la carcasa:

Dimensiones previas

Coeficiente de transferencia de calor y caída de presión.

6. Transferencia de calor total

7. Boquillas de la carcasa y los tubos.

8. Ficha técnica.

Para un mejor entendimiento, se puede decir que los cálculos de dimensionamiento se pueden agrupar en dos partes y posteriormente, la combinación de ellas dos nos dará los valores para el dimensionamiento del resto del Intercambiador:

Tubos: sería la parte relacionada con la caída de presión y la transferencia de calor del fluido a lo largo de los tubos.

Captura 1. Esquema del programa en Excel.

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Carcasa: En este caso, se calcula lo mismo que para los tubos pero se tiene en cuenta que la carcasa tiene diferentes geometrías por las que pasa el fluido y que este no solo recorre un camino sino que es dividido en 5. Además, la caída de presión no es constante por lo que se considerarán diferentes zonas para su cálculo.

Por último, la combinación de los resultados de los tubos y la carcasa nos dará el coeficiente de transferencia de calor total del Intercambiador y los valores para dimensionar las boquillas.

Una de las claves de la dificultad del diseño de los Intercambiadores que la empresa J. de Jonge Flowsystem B.V. fabrica es, a diferencia de los Intercambiadores comerciales, que los equipos están hechos a medida para los clientes, lo que fuerza al Ingeniero realizar equipos personalizados que cumplan los requisitos del proceso. Estos Intercambiadores de Calor de Carcasa y Tubos son diseñados a partir de las especificaciones de la Ficha Técnica suministrada por el Cliente y ésta es completada posteriormente por el Ingeniero.

Desafortunadamente, la Ficha Técnica casi nunca contiene todos los datos necesarios para completar el diseño y adjudicar quien debe proveer esos datos suele ser en la mayoría de los casos bastante confuso. Por lo tanto, un buen entendimiento entre Cliente-Ingeniero es crucial para conseguir los propósitos deseados.

Es necesario mencionar que ciertos datos suministrados por el Usuario suelen ser en algunos casos imprecisos e incluso innecesarios ya que están basados en la experiencia y en la prevención (se suelen dar un margen de seguridad a los valores para no cometer errores). Por este motivo, es necesario estudiar los datos antes de su utilización.

La caída de presión máxima permitida es un valor crucial en los Intercambiadores, está restringe y fija el diseño.

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En este apartado se explicará el método de cálculo que se ha desarrollado, sin embargo, antes es preciso contextualizar el proceso que se lleva a cabo dentro del Intercambiador de Calor de Carcasa y Tubos.

El proceso se basa en un sistema termodinámico abierto. En el que se presenta tanto transferencia de energía como de materia.

Partiendo de la 1ᵃ Ley de la Termodinámica “La energía ni se crea ni se destruye, sólo se transforma”, aplicable en todo proceso mientras no intervenga una reacción nuclear, y sabiendo que se trata de un Régimen Estacionario podemos expresar el balance de energía que un Intercambiador lleva a cabo:

Figura 1. Ficha Técnica convencional.

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( ) ( )

(

)

Despreciando el cambio de velocidades, ya que se coge la media de las velocidades a lo largo de los tubos y de la carcasa, y la energía potencial debido a que el Intercambiador se posiciona horizontalmente, así como el trabajo que se ejerce sobre o ejerce el fluido, obtenemos que:

Este es la ecuación del Balance Entálpico en la cual la energía mecánica no toma partido.

De esta manera obtenemos que el Balance de Energía de un Intercambiador de Calor de Carcasa y Tubos es:

En el que el calor cedido por el fluido caliente es igual al calor absorbido por el frío.

Por otra parte, el calor o energía trasmitida dentro del Intercambiador de Calor viene dada por la expresión de la Energía Cinética de la manera siguiente:

Esta forma es considerada la ecuación de diseño de los Intercambiadores.

Partiendo de estas expresiones y relacionando las condiciones y propiedades físicas de las dos corrientes se pueden derivar y resolver ecuaciones que nos darán el resto de valores del Intercambiador.

A continuación se dan los datos imprescindibles que se necesitan para iniciar los cálculos:

Especificaciones Ficha Técnica

Estimaciones Ingeniero.

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Flujo Calorífico.

Flujos másicos.

Temperaturas de entradas y salidas.

Presión de operación: Este es requerido para gases, especialmente si no se proporciona la densidad del gas.

Temperaturas de operación.

Máxima caída de presión permitida: El control de la presión en los procesos industriales da condiciones de operación seguras. Cualquier recipiente o tubería posee cierta presión máxima de operación y de seguridad variando este, de acuerdo con el material y la construcción. Las presiones excesivas no solo pueden provocar la destrucción del equipo, si no también puede provocar la destrucción del equipo adyacente y ponen al personal en situaciones peligrosas, particularmente cuando están implícitas, fluidos inflamables o corrosivos.

Propiedades físicas de los compuestos: Esto incluye, viscosidad, conductividad térmica, densidad y calor específico.

Resistencia térmica de los depósitos de suciedad.

Materiales de construcción: Si los tubos y la carcasa son del mismo material, el resto de los componentes deben coincidir. Si no lo son, se debe especificar el material de cada componente.

Corrosión permisible.

Limitaciones de tamaño y espacio.

Número de tubos en la ventana del deflector.

Diámetro las tuberías para la conexión de las boquillas: Es muy recomendable ajustarse a las dimensiones de las tuberías a las que se conectará el Intercambiador para evitar expansiones o reducciones en los diámetros.

Tipo de Intercambiador de calor.

Diámetro de carcasa máximo: La extracción del haz tubular mediante grúas limita el tamaño del intercambiador, es conveniente saber que limitaciones tienen estas. Esto se aplica en Intercambiadores con cabeza flotante y tubos en U, los cuales normalmente presentan diámetros de carcasa máximos de 1.4-1.5 m y longitud de tubos de 6 o 9 m. Para los Intercambiadores de platos

46

de agujeros fijos las limitaciones son puestas por la decisión del Ingeniero.

Consideraciones especiales: Se debe especificar si es un proceso cíclico, condiciones desfavorables si las hay, operaciones alternativas o si el proceso es continuo o intermitente.

Disposición de tubos, pitch.

Tipo de deflector, espacio entre ellos, corte y espesor.

Espacio entre: carcasa deflectores, tubo y deflector, carcasa y haz tubular.

Espacio entre tubos centrales de la carcasa debido al plato de partición del fluido de los tubos

Coeficiente de trasmisión de calor entre los fluidos.

Diámetro, longitud, espesor del tubo.

Los valores de cada una de las propiedades físicas serán determinados por la media aritmética entre los valores de entrada y de salida tanto en los tubos como en la carcasa. Sin embargo, para la viscosidad esto no es aplicable.

Pongamos el caso de que las paredes exteriores de un tubo están siendo calentadas, podemos deducir que la pared interior del tubo y por consiguiente capa límite del fluido interior estarán a una mayor temperatura que la temperatura promedio del fluido. De esta manera se deberá aproximar lo más posible el valor de la temperatura en la pared del tubo y por consiguiente se podrá estimar la viscosidad con una mayor precisión.

47

2. Fluidos de proceso.

Es la primera hoja de cálculo y donde se inicia el programa.

Básicamente se pedirá introducir los dos fluidos que van a llevar a cabo el proceso, el que trascurrirá por los tubos y el que lo hará por la carcasa.

El programa posee una base de datos en la que se podrá guardar los fluidos y sus características para posteriormente ser utilizados. De esta forma, se podrá elegir el fluido de las dropdown lists, en el caso de que no se encuentre o el fluido introducido no sea reconocido por el programa, saltará un mensaje en fondo rojo: “NO”. En este caso el Ingeniero deberá hacer click en “Fluid not recognized”. Inmediatamente el programa saltará a la hoja de cálculo “DataBase”, en la que se pedirá introducir los datos del nuevo fluido que se quiere utilizar.

Sólo será necesario introducir la viscosidad, eso sí, evaluada a 6 temperaturas diferentes, además de las características comerciales del producto (Nombre, fabricante, presión y temperatura de operación, fecha y fuente). La viscosidad, como ya se he comentado anteriormente, es un factor físico clave en el proceso que, en algunos casos, puede variar considerablemente en función de la temperatura. Cuanto más podamos aproximar el valor de la viscosidad más acertado será el diseño del Intercambiador. Posteriormente se explicará cómo se calcula y se ajusta el valor.

La densidad, conductividad térmica y calor específico no serán pedidos a la hora de introducir un nuevo producto en la base de datos. Éstas serán dadas a la hora de rellenar los datos de la ficha técnica. El valor que se utilizará de estas características físicas a la hora de calcular será el valor medio entre el dato de entrada y salida tanto para los tubos como para la carcasa de cada una de ellas. Se supone que estas tres condiciones físicas no presentarán grandes variaciones a lo largo del Intercambiador, por lo que la media aritmética entre la entrada y la salida no dará un valor aproximado que incurrirá en un pequeño y asumible error en el cálculo final.

Los códigos escritos en Visual Basic asignados a esta primera hoja de trabajo son los siguientes:

“Introducción y reconocimiento del fluido en el lado de la carcasa”

Sub ShellSide() Dim Fill As Range Set Fill = Range("Shell_Fluid") j = 0 Do j = j + 1 Loop While Fill.Offset(0, j).Value <> ""

48

If j <= 1 Then Fill.Offset(0, j).Value = Range("Add_ShellFluid").Value Else MsgBox ("The Shell Side Fluid has been already introduced on the list") End If End Sub

“Introducción y reconocimiento del fluido en el lado de los tubos”

Sub Tube_Side() Dim Fill As Range Set Fill = Range("Tube_Fluid") j = 0 Do j = j + 1 Loop While Fill.Offset(0, j).Value <> "" If j <= 1 Then Fill.Offset(0, j).Value = Range("Add_TubeFluid").Value Else MsgBox ("The Tube Side Fluid has been already introduced on the list") End If End Sub

“Salto a la hoja de cálculo ‘DataBase’ pinchando el ‘Command Bottom: Fluid not recognized”

Sub No_Fluid() ActiveWindow.ScrollWorkbookTabs Position:=xlLast Sheets("DataBase").Select End Sub

49

Captura 2. Fluidos de proceso

50

3. Nuevo producto y base de datos.

Esta hoja de trabajo nos va a permitir introducir nuevos productos en la base de datos del programa a medida que se vayan recibiendo más encargos para diseñar Intercambiadores.

La información requerida para el nuevo producto será:

Datos comerciales del producto (Nombre, Fabricante, Presión y Temperatura de operación, Fuente y Fecha)

Viscosidad evaluada a 6 temperaturas diferentes.

La viscosidad será representada en una gráfica que mostrará su evolución

A partir de los datos introducidos se calcularán los coeficientes de la ecuación de Vogel, que tratará de aproximar lo más posible el valor de la viscosidad del producto en las paredes:

( ) (

)

( (

) (

)) ( )

( ( )) ( )

( (

) ( )) ( (

) ( ))

Los valores µ se refieren a las viscosidades y los valores T a las temperaturas. Los subíndices se asocian con los 6 datos de viscosidad a 6 diferentes temperaturas.

Los productos serán introducidos en la tabla a medida que se vayan utilizando en orden alfabético y de arriba hacia abajo.

Los códigos Visual Basic asignados a esta primera hoja de trabajo son los siguientes:

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Sub enter_NewProduct() Dim search As Integer Dim memoryData As Range Dim pasteData As Range Sheets("DataBase").Unprotect ' permito que la hoja "DataBase” sea modificada. With Application .ScreenUpdating = False ' No ver acciones que desarrolla VB .MaxChange = 0.001 ' ajusto el máximo de iteraciones al valor 0.001. End With Set memoryData = Range("new_Fluid") 'son las propiedades del nuevo producto que van a quedar guardadas en la base de datos. Set pasteData = Range("Start_Table") 'ceda respecto a la cual se añadirán nuevos fluidos. search = Range("check").Value ' busca si el producto ya está en la base de datos. If search = 1 Then ' el producto no está en la base de datos por lo que se procede a añadirlo. Range("Start_Table").Offset(2, 0).EntireRow.Insert 'el programa se posiciona en la tabla Set pasteData = pasteData.Offset(2, 0) memoryData.Copy 'copia las propiedades del nuevo producto

pasteData.PasteSpecial Paste:=xlValues, operation:=xlNone, skipblanks:=False, Transpose:=False

' doy propiedades a la tabla: orden, fuente, orientación...

Range("Data").Sort Key1:=Range("Start_Table").Offset(1, 0), Order1:=xlAscending, _ Header:=xlNo, OrderCustom:=1,_ MatchCase:=False, Orientation:=xlTopToBottom

Else ' el fluido ya se encuentra en la base de datos MsgBox ("The product has already been introduced") End If With Application

52

.ScreenUpdating = True 'se restaura .Calculation = xlAutomatic 'Excel recalcula las celdas dependientes constantemente .MaxChange = 0.001 End With End Sub

53

Captura 3. Base de datos

54

4. Inputs.

Aquí introduciremos los datos entregados por el cliente en la Ficha Técnica y se calculará el balance de energía del proceso:

m = Flujo másico [kg/s]

C = Calor específico [J/kg.K]

T =Incremento de temperatura [K]

Como se ha comentado antes, estos tres valores serán la media aritmética de los valores a la entrada y a la salida del Intercambiador para el lado de los tubos y para el de la carcasa.

55

Captura 4. Inputs.

56

5. Tubos.

Se considera que el fluido que atraviesa los tubos está completamente limitado por las paredes de estos, es decir, el tubo está completamente lleno y por lo tanto el fluido es estudiado como interno. Además, se asume que el fluido está completamente desarrollado al inicio del tubo, que se comporta como Newtoniano y que cumple las condiciones de flujo constante. La convección es forzada, el fluido está obligado a fluir mediante medios externos, como un ventilador o una bomba.

El desplazamiento de un fluido es fácilmente entendible, se sabe que diferentes fuerzas y diferentes propiedades físicas determinan su movimiento, sin embargo, calcularlo es una tarea extremadamente compleja y por eso, tan sólo casos específicos pueden ser resueltos teoréticamente. Para el resto, es necesario utilizar resultados empíricos y experimentales obtenidos de una manera cuidadosa en laboratorios.

Aunque la velocidad del fluido a lo largo de la tubería puede sufrir algunos cambios debido a variaciones en su temperatura y por consiguiente en su densidad, estas son despreciables, haciendo más conveniente utilizar una velocidad media para todo el recorrido.

Si nos ceñimos al comportamiento real de un fluido dentro de un tubo deberíamos diferenciar dos regiones: Región de Entrada Hidrodinámica y la Región Hidrodinámica Completamente Desarrollada. Cuando un fluido entra en una tubería el perfil de velocidades evoluciona hasta llegar a un desarrollo completo, a partir del cual se mantiene constante a lo largo del resto del tubo. En el primer estado, entrada hidrodinámica, tanto la velocidad como el esfuerzo por cizalladura del fluido en las paredes no es constante, aquí la fricción con el interior de la tubería es mayor que en el resto del tubo y por consiguiente la presión también lo es. No obstante, para longitudes de tubo mayores de 10 veces el diámetro estas diferencias son insignificantes, por lo que no serán consideradas en los cálculos. En adición, el flujo de fluido será considerado como completamente desarrollado desde que entra en la tubería.

Un fluido puede presentar un comportamiento laminar o turbulento.

El fluido laminar se mueve únicamente en dirección axial, de manera ordenada. No hay desplazamiento radial por lo que la velocidad en este sentido es cero.

En el turbulento, en cambio, el fluido se comporta de una manera completamente desordenada. Éste es el comportamiento más común en Ingeniería.

Su mecanismo es muy complejo ya que está dominado por fluctuaciones y a pesar de una enorme cantidad de investigaciones, la teoría de fluidos turbulentos no está en gran parte establecida.

57

A pesar de esto, los cálculos del fluido de los tubos son bastante directo, ya que el flujo que pasa es un caso de fluido a través de un conducto circular. El coeficiente de transferencia de calor y la caída de presión variarán con la velocidad del fluido. Un buen diseño dependerá de la buena utilización de la caída de presión permitida para conseguir el mayor coeficiente de transferencia de calor.

Cuando la velocidad del fluidos de los tubos es demasiado baja para llevar a cabo el proceso puede ser incrementada añadiendo más pasos en los tubos. El número de pasos suele ser 1, 2, 4, 6, etc. Si se duplica el número de pasos la velocidad del fluido aumentará el doble.

Se puede clasificar el flujo en un tubo recto circular como laminar o turbulento. El número de Reynolds es el que nos permite determinar si el flujo es laminar o turbulento.

( )

Aquí, D es el diámetro interno del tubo, V es la velocidad media del fluido, es

la densidad media del fluido y es la viscosidad dinámica media del fluido. Cuando el Número de Reynolds está por debajo de 2300 el flujo se considera laminar, entre 2300 y 4000 el estado del fluido está en transición y si supera los 4000 se puede decir que el fluido presenta un régimen turbulento. Los resultados para el intercambio de calor en el régimen de transición es difícil de predecir, por lo que es recomendable evitar este tipo de comportamiento del fluido. La principal diferencia entre el flujo laminar y turbulento, respecto al intercambio de calor, es que en el turbulento se añaden mecanismos de intercambio de calor en dirección radial y con proyecciones azimutales. Se forman vórtices que transportan la energía mucho más eficientemente a través del fluido. Es también importante mencionar las diferencias que ocurren en la entrada del tubo, en la que, como en explicado anteriormente, existe una distancia antes de que el fluido alcance una condición de completamente desarrollado. Mientras que para el flujo laminar es importante hacer distinción de los dos tramos en los turbulentos está región de entrada es corta y el intercambio de calor se da principalmente en la región de flujo completamente desarrollada. A pesar de estas diferencias de comportamiento, a la hora de calcular el fluido a través de los tubos de un Intercambiador de Calor, se considerará sólo el régimen turbulento, ya que provee el mejor intercambio de calor y por lo tanto ayudará a un mejor rendimiento del equipo. Varias correlaciones se usan para predecir el intercambio de calor en flujos turbulentos. Analizándolo de una manera adimensional se puede expresar como:

58

( )

Donde

es el número de Nusselt, es una función, y

es el número de Prendle; es el coeficiente de intercambio de calor, es la conductividad térmica y es la media del calor específico a presión

constante del fluido. El coeficiente de intercambio de calor que aparece en el Número de Nusselt es el valor medio en la superficie de intercambio de calor. El número de Pradle juega un importante papel en el intercambio de calor, su significado físico se puede deducir de su definición:

El Número de Prandle suele tener valores entre 0.7-1 para gases y mayores que 1 para líquidos, por ejemplo para el agua los valores están comprendidos entre 4-7 mientras que para aceites entre 50-100.

Para los casos que respectan a este proyecto, en los que el ratio

(L:

Longitud del Tubo, D: Diámetro interior del tubo) se utilizarán las correlaciones para fluidos completamente desarrollados así como para tubos de pared lisa. La primera correlación dada para flujos turbulentos fue la de Dittus y Boelter. Esta cubre los fluidos con Números de Prandle entre 0.7-100 y tubos con un

ratio

:

Aquí, n=0.4 si el fluido está siendo calentado, es decir, la pared está a una temperatura superior que el fluido que entra, y n=0.3 si el fluido está siendo enfriado. Todas las propiedades física usadas en la correlación Dittus-Boelter deben ser evaluadas a la temperatura media del fluido. La recomendación es utilizar la correlación de Dittus-Boelter para Re>10000, pero en la práctica es usada incluso para valores menores. El libro escrito por James Welty, añade dos correlaciones más, una de Colburn basada en la analogía entre el transporte del momentum y energía y otra de Sieder y Tate. En el caso de Colburn define el Número de Stanton:

59

y la función respecto éste con Reynolds y Prandle:

⁄

Donde,

.

La correlación de Sieder-Tate fue añadida posteriormente, quedando la ecuación que se utilizará en este proyecto:

⁄ (

)

Se puede observar que se parece a la ecuación de Colburn , pero tiene un

término más en el lado derecho. El ratio de viscosidad (

) , que intenta

determinar la influencia de la viscosidad con la temperatura a lo largo de la sección transversal en el intercambio de calor. Cuando se usa la correlación de Sieder-Tate todas las propiedades físicas deben de ser evaluadas con la media

aritmética de las temperaturas a la entrada y salida del tubo. Sólo es avaluada a la temperatura de la pared. Respecto al cálculo de la caída de presión y atendiendo a la condición de que el tubo está completamente lleno de agua se empleará las siguientes ecuaciones: Para la caída de presión,

Para la pérdida de carga, se utilizará la ecuación de Darcy-Weisbach,

En donde el coeficiente de fricción será obtenido a partir de la siguiente formula, la cual se iterará hasta conseguir el valor deseado,

(

)

60

De esta manera, el programa Excel dividirá los cálculos en dos partes: Caída de presión y Transferencia de calor.

61

Caída de presión.

Para calcular la caída de presión se deberá estimar varios valores:

La transferencia de calor total del Intercambiador (U): Este es el valor clave de las iteraciones, el objetivo es que el valor asumido de U coincida con el valor calculado de U al final de los cálculos. Como valores para comenzar la estimación se dan los siguientes para las tipos de procesos más comunes:

Tabla 1. Coeficientes de Transferencia de Calor Total de los Procesos más comunes.

Shell and

Tube Heat Exchangers

Hot Fluid Cold Fluid U [W/m2C]

Heat

Exchangers

Water Water 800 - 1500

Organic solvents Organic Solvents 100 - 300

Light oils Light oils 100 - 400

Heavy oils Heavy oils 50 - 300

Reduced crude Flashed crude 35 - 150

Regenerated DEA Foul DEA 450 - 650

Gases (p = atm) Gases (p = atm) 5 - 35

Gases (p = 200 bar) Gases (p = 200 bar) 100 - 300

Coolers Organic solvents Water 250 - 750

Light oils Water 350 - 700

Heavy oils Water 60 - 300

Reduced crude Water 75 - 200

Gases (p = atm) Water 5 - 35

Gases (p = 200 bar) Water 150 - 400

Gases Water 20 - 300

Organic solvents Brine 150 - 500

Water Brine 600 - 1200

Gases Brine 15 - 250

Heaters Steam Water 1500 - 4000

Steam Organic solvents 500 - 1000

Steam Light oils 300 - 900

Steam Heavy oils 60 - 450

Steam Gases 30 - 300

Heat Transfer (hot) Oil

Heavy oils 50 - 300

Heat Transfer (hot) Oil

Gases 20 - 200

Flue gases Steam 30 - 100

Flue gases Hydrocarbon vapours 30 -100

Condensers Aqueouos vapours Water 1000 - 1500

Organic vapours Water 700 - 1000

Refinery hydrocarbons

Water 400 - 550

Vapours with some non condensibles

Water 500 - 700

Vacuum condensers Water 200 - 500

Vaporisers

Steam Aqueouos solutions 1000 - 1500

Steam Light organics 900 - 1200

Steam Heavy organics 600 - 900

Heat Transfer (hot) oil Refinery hydrocarbons 250 - 550

62

Se podrá aplicar un grado de seguridad (%) al balance de energía del proceso para asegurar que la inexactitud del coeficiente de Fouling dado por el cliente no provoque un diseño por debajo de la energía necesaria.

Se seleccionará el tipo de tubo, plano o aleteado, del droplist.

Se elegirá el diámetro exterior del tubo y su grosor de dos droplists con los valores de diámetros exteriores y grosores aconsejados por TEMA.

De la misma manera se elegirá la longitud de los tubos. TEMA recomienda las siguientes longitudes tanto para tubos rectos como para tubos en U: 2438 mm, 3048 mm, 3658 mm, 4877 mm, 6096 mm y 7315 mm.

Se asumirán los pasos de tubos y de carcasa.

La diferencia de temperaturas es la fuerza derivada de la transferencia de calor. Cuando dos corrientes fluyen en direcciones opuestas a través de la pared de un tubo, se dice que el flujo va en contracorriente. Aquí la única limitación es que el fluido caliente debe estar a mayor temperatura en todos los puntos que el fluido frío. La temperatura de salida del fluido frío puede ser mayor que la temperatura de salida del fluido caliente. El flujo en contracorriente será calculado por la diferencia de temperatura media logarítmica (LMTD).

63

Si el fluido caliente y el frío circulan en la misma dirección, el flujo es en corriente. LMTD es menor que en flujos a contracorriente con las mismas temperaturas de entrada y salida.

Se calculará la Diferencia de Temperatura Logarítmica Media (LMTD) aplicando el factor de correlación de la temperaturas. Se va a asumir que el proceso está en contracorriente, ya que es la mejor configuración posible para el intercambio de calor.

(( ) ( )) ( ( )

( ))

Cuando los tubos presentan más de un paso, se deberá aplicar el factor de correlación de las temperaturas.

(

( )( )

)

( ) ( ( ( ))

( ( ( ))

Donde

y

( )

( ) representan, a su vez, factores de correlación.

La superficie exterior de los tubos (A) requerida para realizar el intercambio de calor, en función de U y de la energía del proceso (Q) es:

( )

Por lo tanto, dividiendo la superficie (A) entre la superficie de un solo tubo obtendremos el número de tubos que necesitamos.

Se hallará la velocidad en los tubos :

( )

La ecuación de Darcy-Weisbach (comentada anteriormente) nos dará la caída de presión a lo largo de los tubos, el factor de fricción será asumido e iterado hasta llegar al valor correcto.

Las pérdidas de presión para las contracciones (entrada en los tubos), expansiones (salida de los tubos) y retornos (giro en los canales o cabezas del Intercambiador) vendrán dadas por los factores calculados por Frank en 1978:

64

1 para expansiones y contracciones y 1,5 para retornos. Como ya se ha comentado antes las regiones de entrada y salida hidrodinámica son despreciadas, ya que las longitudes del de los tubos son mayores que diez veces el diámetro.

65

Captura 5. Caída de presión tubos.

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Transferencia de calor.

Para la hallar el coeficiente de intercambio de calor en los tubos se deberá asumir un valor he iterarlo hasta que el valor final concuerde con el primero. Para ello, se utilizarán las temperaturas medias entre la entrada y salida de los tubos y la carcasa, así como el coeficiente de intercambio de calor total para la superficie interior de los tubos. Aproximará la temperatura de la pared interior del tubo mediante:

( )

Con la temperatura en la pared interior del tubo podremos determinar la viscosidad en este lugar y por lo tanto aplicar Sieder-Tate a la ecuación de Colburn:

⁄ (

)

De esta manera, despejando obtendremos el coeficiente de intercambio de calor en los tubos.

67

Captura 6. Transferencia de calor tubos.

68

6. Carcasa.

En los Intercambiadores de Calor Carcasa-Tubos sólo una parte del fluido recorre el camino definido por los deflectores a través del haz tubular, el resto fluyen a través de áreas de derivación, ya que como es esperado, el fluido recorre las zonas que menos resistencia le imponen. En los diseños más comunes estas fracciones puede llegar a formar el 40% de del flujo total que entra por lo que es de sentido común considerar su efectos en la caída de presión y la transferencia de calor. Estos caminos que el flujo recorre fueron intuitivamente descritos por Tinker en 1951. Posteriormente ESDU creo su propio método de cálculo basándose en este estudio. El documento ESDU 83038 es utilizado en este proyecto. El flujo total es dividido en corrientes diferentes designadas con los siguientes nombres a los cuales se le asocia una letra:

A - Fuga entre los tubos y los deflectores: Este representa el flujo que pasa entre los espacios anulares entre la pared exterior de los tubos y los agujeros de los deflectores. Éste es dirigido por la caída de presión de un deflector a otro. Si los tubos son expandidos dentro del deflector este espacio se hace nulo por lo que la corriente que deriva es minimizada reduciendo la diferencia entre diámetro exterior del tubo y diámetro de los agujeros del deflector. Razones como la de ensamblaje y expansiones termales de los tubos son razones por las que se hacen necesarios.

B -Flujo cruzado a través de los tubos: Este es el flujo ideal, es el que cruzo el haz de tubos perpendicularmente a sus ejes y el que produce la mayor transferencia de calor entre los dos fluidos.

C -Flujo entre el haz tubular y la carcasa: Pasa alrededor del haz de tubos, aprovecha el espacio dejado entre el exterior del haz de tubos y el interior de la carcasa. Este puede ser minimizado reduciendo la diferencia entre el diámetro del haz tubular y la carcasa o colocando tiras metálicas planas para impedir su paso y para forzar que el fluido pase a través de los tubos.

Su presencia es debida la necesidad de un espacio a la hora de introducir el haz tubular en la carcasa o simplemente porque la configuración del Intercambiador, como pasa en los casos de cabeza flotante, presente diferencias entre estos dos diámetros para su correcto funcionamiento

E-Fuga entre la carcasa y los deflectores: Se refiere al flujo a través del hueco entre el borde exterior del deflector y el interior de la carcas. Igual que antes, aquí también es necesario crear un espacio para el paso del haz tubular dentro de la carcasa a la hora del ensamblaje.

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F-Flujo a través de la ventana del deflector: Esta parte del flujo total del fluido es la que pasa por el espacio dejado por el corte del deflector, llamado ventana y se mueve en dirección paralela a los ejes de los tubos.

Si los espacios entre deflectores y carcasa o entre deflectores y tubos no son dados, estos serán asumidos con los que provee TEMA.

El objetivo es estimar el flujo másico por cada uno de estos caminos a lo largo de la carcasa, los deflectores y del haz de tubos planos dispuestos en un orden triangular o cuadrangular y predecir la caída de presión y el intercambio de calor del fluido de la carcasa.

El Intercambiador será dividido en 5 zonas donde las presiones difieren considerablemente unas de otras:

Flujo ideal y fuga entre deflector y carcasa. Flujo ideal y fuga entre deflector y carcasa.

Figure 3. Corrientes a través de la carcasa.

70

Entrada y salida del fluido en la carcasa a través de las boquillas: Es de esperar que la caída de presión en las boquillas de entrada sea considerablemente diferente a la del resto del Intercambiador por lo que serán calculadas aparte.

El espacio entre deflectores adyacentes: El espacio entre los deflectores entre el primero y el último es siempre igual por lo que se calculará la caída de presión en uno de ellos y se multiplicará por el número deflectores menos uno.

En este caso, hay que considerar además, los 5 caminos diferentes que el flujo sigue y que fueron explicados anteriormente.

Espacio entre la entrada y el primer deflector y la salida y el último deflector: Aquí la geometría cambia de nuevo, por lo que habrá que aplicar las nuevas condiciones para determinar la caída de presión. Sólo si la diferencia de espaciado de los deflectores de entrada y salida no es la misma se calcularán los dos espacios por separados, si no se considerará la misma caída de presión para los dos.

Figure 4. Zonas de caída de presión en la carcasa.

71

Una vez calculadas todas, se suman dando como resultado la caída de presión total que siempre debe ser menor, pero tampoco mucho menor, que la especificada en la Ficha técnica.

El método de cálculo dado en este proyecto es aplicable a fluidos Newtonianos sin cambio de fase. Las propiedades físicas requeridas son densidad, viscosidad dinámica, conductividad térmica y calor específico. Se asume que las variaciones de estas propiedades físicas son pequeñas y que estas se mantienen constantes a valores correspondientes con la temperatura media del fluido a lo largo de la longitud del intercambiador. Si las propiedades son dadas a las temperaturas de entrada y salida, la media aritmética será tomada, excepto para la densidad en el caso de los gases; aquí puede haber un cambio considerable de densidad que debe ser estimada

El gráfico de la página siguiente muestra el ratio entre la caída de presión calculada con este método y la calculada experimentalmente en investigaciones llevadas a cabo por la Universidad de Delaware. El ratio entre caídas de presión es mostrado en función de los valores del número de Reynolds del flujo cruzado superficial, definido por la formula,

Donde c es el flujo másico cruzado, el diámetro interior del tubo, la viscosidad dinámica y el área del flujo cruzado en la carcasa.

Cuando el número de Reynolds es mayor que 1000, la mayoría de los puntos recaen entre 0.7-1.3, lo que hace posible predecir la caída de presión con un error máximo de ±30%. Por otra parte, si el número de Reynolds está entre los valores 100-800 el método expuesto presenta altos errores debido al flujo laminar en algunos o todos los caminos.

Este método cubre cualquier número de pases de carcasas. Cubre los TEMA E y TEMA J y deflectores de único, doble o triple segmento. Si un deflector diferente al de único segmento es utilizado, los cálculos deben ser adaptados a las nuevas geometrías.

72

73

Dimensiones de la carcasa.

En esta primera hoja de trabajo relacionada con la carcasa, se calcularán sus dimensiones principales.

Como para los tubos, también para la carcasa será necesario dar varias estimaciones iniciales:

Diámetro interior de la carcasa: Para la construcción de las carcasas los fabricantes sólo atienden a los requisitos del cliente. Esto quiere decir, que la carcasa puede tener cualquier tipo de diámetro que se adapte al resto de componentes del Intercambiador, la ventaja que teníamos con los tubos y sus estándares no lo tenemos ahora. Además, ni TEMA ni ASME dan ninguna sugerencia respecto a eso.

Por esto, se procederá a estimar primeramente el diámetro del haz tubular y posteriormente se utilizarán valores frecuentemente utilizados en la industria para los espacios entre este y el interior de la carcasa.

Diámetro del haz tubular: Debido a que se debe estimar un valor, el programa calcula un diámetro orientativo a partir del cual el Ingeniero deberá dar su propia estimación. Este valor orientativo viene dado por la formula empírica calculada por Kern a partir de investigaciones.

(

)

Dónde es el diámetro del haz tubular y y coeficientes que

vienen dados por los siguientes valores empíricos:

Tabla 2. Coeficientes para el diámetro del haz tubular.

Coeficientes del haz tubular

Pasos de Tubos Disposición en triángulo Disposición en cuadrado

k1 n1 k1 n1

1 0,319 2,142 0,215 2,208

2 0,249 2,207 0,156 2,291

4 0,175 2,285 0,158 2,263

6 0,0743 2,499 0,0402 2,217

8 0,0365 2,675 0,0331 2,643

Diámetro del deflector: Obtenido el valor del diámetro interior de la carcasa y mediante la Tabla RCB-4.3, sólo habrá que restar al diámetro interior de la carcasa los valores aconsejados por TEMA:

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Corte del deflector: Es muy recomendado utilizar un corte de deflector entre un 15% y un 45% del diámetro de interior de la carcasa.

Espacio entre deflectores: El espacio mínimo aceptable entre los deflectores viene dado por razones de buena distribución del fluido para obtener un patrón de flujo estable a través del centro del Intercambiador y de las ventanas de los deflectores. Por lo tanto, el mínimo espacio entre ellos sería el 20% del diámetro de la carcasa, nunca menor de 50 mm.

Respecto a la máxima distancia a la que deben de estar unos de otros, la buena distribución del fluido es fundamental, por lo que ésta es marcada como el diámetro interior de la carcasa.

Además, debemos tener en cuenta posibles doblamientos y vibraciones de los tubos que podrían ocasionar graves daños al Intercambiador. Por ello, la Tabla RCB-4.52 que proporciona TEMA nos da los máximos espacios entre deflectores para los diferentes diámetros de tubo.

75

Número de bandas de sellado por cada lado de la carcasa: Comenzaremos los cálculos sin bandas de sellado. En el caso de que la fracción de flujo de derivación (Flujo B) sea muy alta introduciremos las nadas de sellado que sean precisas hasta ajustar los cálculos.

Ángulo de disposición de los tubos: Dependiendo sobre todo de la suciedad y la viscosidad del producto que recorra la carcasa no inclinaremos por los siguientes ángulos:

- 30ᵒ y 60ᵒ: Para procesos con una suciedad baja.

- 45ᵒ y 90ᵒ: Para procesos con una suciedad alta.

Como valor aproximado, un Fouling =0.00035 (m^2*K/W) podría considerarse como el límite orientativo entre lo que se considera un fluido sucio y uno limpio (menor que este valor, el fluido se considera limpio y al revés si fuese mayor).

Pitch ratio: La Tabla RCB-7.22 DE TEMA proporciona los pitches recomendados que asignan a cada diámetro de tubo.

76

Espacio de entrada y salida del deflector: Estas dos dimensiones serán diferentes del espaciado entre deflectores cuando el diseño lo precise. Uno de los casos más frecuentes es que las boquillas de entrada y salida tenga un diámetro suficientemente grande para que el espacio entre deflectores centrales se quede pequeño.

Con las dimensiones de la carcasa estimadas, se procederá a calcular el Pitch longitudinal y en número de deflectores.

Estos dos cálculos son basados en la geometría del Intercambiador, el primero vendrá dado por los coeficientes de la siguiente tabla:

Tabla 3. Disposición de los tubos.

TUBES LAYOUT Ángulo Pitch

Paralelo

Pitch

Cruzado 30 0,5 1,732 45 0,707 1,414 60 0,866 1 90 1 1

77

En donde:

30ᵒ;

45ᵒ;

60ᵒ;

90ᵒ;

El segundo, el número de deflectores en la carcasa, será fácilmente calculado restando a la longitud efectiva del tubo los espacios de entrada y de salida de la carcasa y dividiendo todo ello por el espacio entre deflectores.

Figure 5. Geometría sección carcasa y haz tubular.

78

Captura 7. Dimensiones de la carcasa.

79

Método ESDU 83038.

Como ya he descrito con anterioridad, el coeficiente de transferencia de calor y la caída de presión serán calculados mediante el método que ESDU ha elaborado en su estudio 83038.

Para comenzar es preciso dar estimaciones para los siguientes valores:

Agujeros de los deflectores: Donde la máxima longitud que pueda quedar sin soporte sea de 914 mm o menos, o para tubos más grandes en diámetro exterior que 31.8 mm, los agujeros deberán ser 0.8 mm sobre el diámetro exterior del tubo. Si la distancia sin soporte del tubo excede 914 mm para tubos mayores de 31.8 mm y más pequeños, los agujeros deberían ser 0.4 mm sobre el diámetro exterior del tubo.

Número de tubos en el centro de la carcasa.

Grosor de los deflectores y placas de soporte: La siguiente tabla muestra los grosores mínimos aplicados para todos los materiales:

Diámetro de las boquillas de la carcasa: El diámetro de las boquillas será dado por el diámetro de las conexiones de la planta donde se va a instalar el intercambiador. Posteriormente, si los resultados lo recomiendan, se podrán emplear reductores, aunque no es una práctica recomendada por la industria.

El ancho de la placa de partición: Vendrá dado por la siguiente tabla.

80

Antes de empezar con los cálculos del flujo del fluido, es necesario llevar a cabo los siguientes cálculos geométricos para determinar las áreas transversales de los cinco caminos que conducen a las corrientes A, B, C, E y F.

Así como se hace en el estudio realizado por ESDU, se asignarán los siguientes subíndices en función del camino que se realice:

b: Derivación del fluido, haz tubular-interior de la carcasa.

c: Flujo cruzado a través del haz tubular.

s: Fuga entre el deflector y la carcasa.

t: Fuga entre los agujeros del deflector y los tubos.

w: Flujo a través de la ventana del deflector.

Cálculos geométricos:

Como paso previo a los cálculos del flujo de fluido, es necesario llevar a cabo los siguientes cálculos geométricos para determinar las áreas de sección transversal de los 5 caminos del flujo de fluido y por lo tanto poder hallar las diferentes fracciones de flujo másico para cada uno de ellos.

Área por donde transcurre la corriente de derivación entre la carcasa y el haz tubular:

( )

Ángulo entre el plano vertical que pasa por el medio de la carcasa y la intersección entre el corte del deflector con el diámetro del haz tubular:

(

)

81

Segmento del área entre el corte del deflector y el arco formado por el diámetro del haz tubular:

(

)

Área transversal a la dirección del flujo que atraviesa el haz tubular entre los deflectores:

(

)

Área transversal a la dirección del fluido que se forma justo en el medio de la carcasa:

(( )( ) )

Área de fuga del fluido que está delimitada entre el interior de la carcasa y el exterior de los deflectores:

( )

Área de fuga entre los tubos y los agujeros de los deflectores:

( )

Ángulo entre el plano vertical que pasa por el medio de la carcasa y la intersección entre el corte del deflector con el diámetro del haz tubular:

(

)

Área transversal a la dirección del flujo que está delimitada entre el corte del deflector y el diámetro de éste:

( )

82

Como primera aproximación, se asume que el flujo másico del flujo

cruzado( ) es igual al flujo total del fluido ( ). Con ello se calculará Reynolds. Si el valor de Reynolds es inferior a 1000, los resultados del método se desviarán del volares correctos.

( )

Seguidamente se estiman las correlaciones recomendadas por Wills, M.J.N. para los coeficientes de pérdida de presión debido a la fricción superficial y al arrastre de cada uno de los flujos que circulan por los diferentes caminos. Hay que señalar que cuanto más viscoso sea el fluido, menos precisos serán estos coeficientes.

Cálculos de pérdidas de presión:

Para calcular la resistencia de flujo de cada uno de los caminos de la carcasa necesitamos conocer la pérdida de presión en el fluido debido a la fricción de las partículas entre sí y contra las paredes de los diferentes componentes

Coeficiente de pérdida de presión a través del flujo de derivación deflectores-carcasa:

El primer término da la caída de presión sin contar con las franjas de sellado, el segundo término es el valor que las incluye en el caso de que halla.

Coeficiente de pérdida de presión del flujo cruzado de la carcasa:

Figure 6. Deflector.

83

es el factor de fricción y se calcula de la siguiente manera:

(

)

( ) ( para ángulos de 45˚ y 90˚)

( )

( ) ( para ángulos de 30˚ y 60˚)

La segunda ecuación requiere iteraciones, calculando Re con el flujo másico total, estimando aproximadamente la fracción de flujo másico de la corriente de flujo cruzado y repitiendo la operación con valores más precisos.

Coeficiente de pérdida de presión entre carcasa y deflector:

( )

Coeficiente de pérdida entre los agujeros del deflector y los tubos:

( )

Figure 7. Deflector-Carcasa Figure 8. Tubo-Deflector

84

Estas dos últimas ecuaciones están basadas sobre un rango de 30 valores

diferentes para y , así como para valores de Reynolds en el orificio

de los tubos entre 1000 y 20000. A bajos valores del número de Reynolds los coeficientes de caída de presión son significativamente grandes.

Coeficiente de pérdida de presión en la ventana del deflector:

(

)

Esta ecuación está basada en experimentos en los cuales la carcasa estaba completamente llena de tubos. Es frecuente ver casos con espacios libres dentro de la carcasa principalmente por las siguientes razones: No hay tubos ni arriba ni debajo de la carcasa para evitar una excesiva caída de presión en las boquillas o debido a las vibraciones del fluido se ha decidido no colocara tubos en las ventanas de los deflectores. De todas formas, se considera que utilizando esta fórmula el Ingeniero no incurrirá en un error excesivo.

Pérdida de presión para el flujo cruzado 45˚ o 90˚:

Pérdida de presión para el flujo cruzado 30˚ o 60˚:

Cálculo de la resistencia del fluido a través de los diferentes caminos:

La resistencia del flujo a través de los diferentes caminos se calcula de la misma manera para todos ellos, el subíndice i determina el flujo que se debe de utilizar en cada caso:

( )

85

Resistencia del flujo cruzado:

Resistencia del flujo de la ventana ,más el flujo cruzado, más el flujo de derivación entre el haz tubular y la carcasa:

(

)

Resistencia del flujo en el camino de una ventana a la siguiente

(

)

Fracciones del fluido a través de los diferentes caminos:

La fracción del flujo cruzado se obtiene a partir de:

( )

[ (

)

]

En un buen diseño, debe encontrarse entre el 40% y el 70% en un

Intercambiador limpio. Si su valor no se encuentra en este rango se deberá comprobar y, si es preciso, modificar las áreas del resto de las corrientes

Sin embargo, éste se deberá de calcular por un proceso de iteraciones. Tomando un valor inicial de 1.0 se derivaran los siguientes valores, , y ,

con ellos se calculará el valor de la fracción del flujo cruzado. De esta manera se continuará hasta que el valor calculado sea igual al valor asumido.

También se calcularán las demás fracciones del flujo:

Fracción de fluido del flujo derivación:

( )

[ (

)

]

Fracción de fuga de fluido entre el deflector y los tubos:

86

( )

Fracción de fuga de fluido entre los agujeros del deflector y los tubos:

( )

Fracción de fluido a través de la ventana:

( )

Coeficiente de transferencia de calor en la carcasa:

El coeficiente de transferencia de calor de la carcasa en cualquier punto depende de la velocidad del fluido, de la disposición geométrica, y de ciertos

valores físicos del producto: Calor específico ( ), viscosidad dinámica ( ),

conductividad térmica ( ). El coeficiente de transferencia de calor de la región

axial a través de la ventana del deflector puede ser calculado, pero sería muy difícil mejorarla, ya que no existen datos experimentales disponibles del coeficiente de intercambio de calor en la ventana del deflector.

(

)

Donde es el diámetro externo de los tubos, es la fracción de flujo

cruzado, es el flujo másico total del fluido. El área de fluido es

calculado por la fórmula dada anteriormente.

Caída de presión en la carcasa:

La caída total de presión en la carcasa del Intercambiador será:

( )

Donde es la aceleración debido a la gravedad, es el número de

deflectores, es el incremento de altura entre las boquillas y es la caída de presión con los siguientes subíndices, n se refiere a las boquillas de la carcasa, e a las zonas finales de la carcasa y p al recorrido entre deflectores adyacentes. Se sume que el fluido es incomprensible y que el cambio de

87

momentum del fluido desde la boquilla de entrada a la de salida es despreciado.

Pérdida de presión en las boquillas:

[

]

Para la carcasa tipo TEMA J la caída de presión en las boquillas debe ser multiplicado por un factor de 4.

Pérdida de presión en uno de los extremos de la carcasa (entrada/salida):

[

]

Pérdida de presión del fluido en el recorrido de una ventana a otra:

Cuando el fluido de la carcasa es un gas, la caída de presión gravitacional puede ser despreciada. La caída de presión debida al incremento del momentum, resultado de la caída de la densidad, ha sido depreciada.

Figure 9. Flujo másicos diferentes corrientes

88

La densidad del gas debe ser estimada a la presión de entrada y a la de la temperatura media, por lo que, si un gas está siendo enfriado por un líquido evaporado, su temperatura media es la temperatura de saturación del líquido evaporado más la diferencia media de temperaturas.

Como primera aproximación, se debe asumir que la caída de presión es pequeña comparada con la presión absoluta del fluido. Si la densidad del fluido cae significativamente como resultado de la caída de presión, los cálculos deben ser repetidos usando la densidad a la presión media en vez de la densidad a la presión de entrada. Entonces, si la caída de presión es x% de la presión absoluta, le caída de presión estimada debe ser incrementada en un medio de x% para permitir la caída en densidad debido a la caída de presión.

Figure 10. Dimensiones de la carcasa.

89

Captura 8. Método ESDU

90

7. Cálculos finales del Intercambiador.

El programa dará la opción de elegir el material de construcción de los tubos que se desea utilizar. A partir de una droplist, el ingeniero desplegará una lista con los materiales más utilizados en el diseño de Intercambiadores de Calor y elegirá uno de ellos.

Tabla 4. Materiales de diseño

Materiales Dens.

(kg/m3)

Dens.

(lb/ft3)

T.C.

(W/m*°C)

T.C.

(Btu/h*F)

A516 gr. 60 / gr. 70 7600 474,47 52 30,05

A350 LF2 7870 491,32 27 15,60

A 105 N 8000 499,44 25 0,00

SS 316 L 7980 498,19 16,3 9,42

SS 304 L 7940 495,69 16,3 9,42

SS 321 7900 493,20 16,3 9,42

13 Cr Mo 4-5 7870 491,32 0,00 0,00

B171 C71500 8940 558,12 0,00 0,00

B111 C68700 8330 520,04 0,00 0,00

INCONEL 625 8400 524,41 9,8 5,66

Monel 400 8800 549,38 21,7 12,54

Duplex 7805 487,27 19 10,98

Titanium gr.2 4520 282,18 16,4 9,50

Gracias a estos datos obtendremos la conductividad térmica de la pared del tubo.

Posteriormente, se calculará el coeficiente de transferencia de calor total del Intercambiador limpio (características iniciales del equipo al inicio del proceso) y del Intercambiador sucio ( teniendo en cuenta los depósitos de suciedad, Fouling):

Para el Intercambiador limpio:

Teniendo en cuenta Fouling:

91

Una vez calculados los coeficientes de calor total para el Intercambiador limpio y sucio, se calcularan las áreas necesarias para cada uno de ellos. Se mostrará el exceso de superficie (%) que requiere realizar la transferencia de calor requerida por el cliente, teniendo en cuenta Fouling.

92

Captura 9. Cálculos finales del Intercambiador.

93

8. Boquillas.

La hoja de cálculo proporcionará los valores indispensables que el Ingeniero debe saber sobre las boquillas antes de su modelización.

La Ficha Técnica entregada por el Cliente da los diámetros de conexión de las líneas de tuberías a las que tiene que ir conectado el Intercambiador. Aunque no es una práctica recomendada por la industria, algunas veces se incorporan reductores a las boquillas para aumentar la velocidad de entrada o salida de los fluidos. Este proyecto no entra a valorar esta práctica.

Por lo tanto, conociendo el diámetro de las boquillas, calcularemos su velocidad.

√

Donde es el flujo volumétrico ( ) del fluido y ( ) es la velocidad y

el diámetro de la boquilla.

En este apartado es determinante conocer y calcular cual será el de las boquillas de entrada y salida de la carcasa y del haz tubular.

El valor es un indicador del momentum de los fluidos muy valioso a la hora del diseño de las boquillas de vasijas de presión. Básicamente, este valor nos dará un orientación de la erosión que un fluido podrá generar en el material. Para cuantificarlo, TEMA proporciona unos valores. En función de estos valores el Ingeniero deberá valorar si se precisará colocar una placa de protección u otros elementos.

Para la carcasa:

Una placa de protección u otros elementos capaces de proteger el haz tubular de la erosión producida por un fluido debe ser provistos cuando los valores de

excedan los indicados a continuación:

Fluidos no abrasivos : 2232

Resto de líquidos: 744

Para todos los gases y vapores y para mezclas de líquido-vapor.

En general, no debe exceder de 5953

Para los tubos:

94

Las siguientes consideraciones son dadas para la necesidad de incorporar aparatos para la protección contra la erosión en los extremos de los tubos:

Utilizar una boquilla de entrada en dirección axial,

Si del fluido excede 8928

95

9. Ficha técnica.

Las dimensiones del Intercambiador que se han ido calculando a lo largo del programa se irán introduciendo en una Ficha Técnica configurada para su recopilación.

Esta Ficha Técnica constará con todas las dimensiones necesarias para que el Ingeniero esté en condiciones de modelara en 3D el Intercambiador en Solidworks. Una vez dibujado el modelo previo, éste se someterá a simulaciones con el objetivo de optimizar lo más posible su diseño.

Captura 10. Ficha Técnica

96

10. Cálculos adicionales.

El programa ha sido provisto de Command Buttoms en cada hoja de trabajo para facilitar al Ingeniero la transformación de valores entre unidades del Sistema Internacional y las Unidades Tradicionales de Estaos Unidos. Para ello se ha creado el siguiente código en Visual Basic.

Dim transformUnits Sub SItoUS()

TtransformUnits = 2 If Range("oldunits").Value = 2 Then Exit Sub

UnitsConversion Range("oldunits").Value = 2

End Sub Sub UStoSI()

transformUnits = 1 If Range("oldunits").Value = 1 Then Exit Sub

UnitsConversion Range("oldunits").Value = 1

End Sub Sub Conversion()

pressure = 0.1450377 ' kPa a psi heat = 0.42992 ' kJ/kg a Btu/lb mass = 2.20462 ' kg a lb Length = 0.3937 ' cm a inch mtoft = 3.28083 ' m a feet mmtoin = 0.03937 ' mm a inches flow = 2.2 ' kg/h a lb/h fouling = 5.678263 ' m²-°C/W a ft²-hr-°F/Btu energy = 3584.2 ' MJ/liter a Btu/gal volume = 0.2641721 ' liters a gallons gasvolume = 0.03531467 ' cubic meter a thousand cubic feet gasenergy = 0.025393149 ' kJ/m3 a Btu/cf heatflux = 0.1761102 ' W/m2-C a Btu/h-ft2-F Density = 0.062428 ' kg/m3 a lb/ft3 spHeat = 4.1868 ' kJ/kg*°C a Btu/lb*°F conductivity = 1.730735 ' W/m*°C a Btu/h*ft*°F m2toft2 = 10.7631 ' m^2 a ft^2

'Hoja de trabajo: DataSheet Select Case ToUnits 'US a SI

97

Case 1 'Carcasa Range("Shell_Flow").Value = Range("Shell_Flow").Value / flow Range("ShellIn_T").Value = (Range("ShellIn_T").Value - 32) / 1.8 Range("ShellOut_T").Value = (Range("ShellOut_T").Value - 32) / 1.8 Range("ShellIn_P").Value = Range("ShellIn_P").Value / pressure Range("Shell_PAllow").Value = Range("Shell_PAllow").Value / pressure Range("Shell_Fouling").Value = Range("Shell_Fouling").Value / fouling Range("ShellIn_Density").Value = Range("ShellIn_Density").Value / Density Range("ShellOut_Density").Value = Range("ShellOut_Density").Value / Density Range("ShellIn_Cp").Value = Range("ShellIn_Cp").Value * spHeat Range("ShellOut_Cp").Value = Range("ShellOut_Cp").Value * spHeat Range("ShellIn_Tc").Value = Range("ShellIn_Tc").Value * conductivity Range("ShellOut_Tc").Value = Range("ShellOut_Tc").Value * conductivity 'Tubos Range("Tube_Flow").Value = Range("Tube_Flow").Value / flow Range("TubeIn_T").Value = (Range("TubeIn_T").Value - 32) / 1.8 Range("TubeOut_T").Value = (Range("TubeOut_T").Value - 32) / 1.8 Range("TubeIn_P").Value = Range("TubeIn_P").Value / pressure Range("Tube_PAllow").Value = Range("Tube_PAllow").Value / pressure Range("Tube_Fouling").Value = Range("Tube_Fouling").Value / fouling Range("TubeIn_Density").Value = Range("TubeIn_Density").Value / Density Range("TubeOut_Density").Value = Range("TubeOut_Density").Value / Density Range("TubeIn_Cp").Value = Range("TubeIn_Cp").Value * spHeat Range("TubeOut_Cp").Value = Range("TubeOut_Cp").Value * spHeat Range("TubeIn_Tc").Value = Range("TubeIn_Tc").Value * conductivity Range("TubeOut_Tc").Value = Range("TubeOut_Tc").Value * conductivity Case 2 ' SI a US 'Carcasa Range("Shell_Flow").Value = Range("Shell_Flow").Value * flow Range("ShellIn_T").Value = (Range("ShellIn_T").Value * 1.8) + 32 Range("ShellOut_T").Value = (Range("ShellOut_T").Value * 1.8) + 32 Range("ShellIn_P").Value = Range("ShellIn_P").Value * pressure Range("Shell_PAllow").Value = Range("Shell_PAllow").Value * pressure Range("Shell_Fouling").Value = Range("Shell_Fouling").Value * fouling Range("ShellIn_Density").Value = Range("ShellIn_Density").Value * Density Range("ShellOut_Density").Value = Range("ShellOut_Density").Value * Density Range("ShellIn_Cp").Value = Range("ShellIn_Cp").Value / spHeat Range("ShellOut_Cp").Value = Range("ShellOut_Cp").Value / spHeat Range("ShellIn_Tc").Value = Range("ShellIn_Tc").Value / conductivity Range("ShellOut_Tc").Value = Range("ShellOut_Tc").Value / conductivity

98

'Tubos Range("Tube_Flow").Value = Range("Tube_Flow").Value * flow Range("TubeIn_T").Value = (Range("TubeIn_T").Value * 1.8) + 32 Range("TubeOut_T").Value = (Range("TubeOut_T").Value * 1.8) + 32 Range("TubeIn_P").Value = Range("TubeIn_P").Value * pressure Range("Tube_PAllow").Value = Range("Tube_PAllow").Value * pressure Range("Tube_Fouling").Value = Range("Tube_Fouling").Value * fouling Range("TubeIn_Density").Value = Range("TubeIn_Density").Value * Density Range("TubeOut_Density").Value = Range("TubeOut_Density").Value * Density Range("TubeIn_Cp").Value = Range("TubeIn_Cp").Value / spHeat Range("TubeOut_Cp").Value = Range("TubeOut_Cp").Value / spHeat Range("TubeIn_Tc").Value = Range("TubeIn_Tc").Value / conductivity Range("TubeOut_Tc").Value = Range("TubeOut_Tc").Value / conductivity End Select ' Hoja de cálculo. Caída de Presión Select Case tranformUnits ' US a SI Case 1 Range("TubeOD").Value = Range("TubeOD").Value / mmtoin Range("Tube_Thickness").Value = Range("Tube_Thickness").Value / mmtoin Range("U_Assumed").Value = Range("U_Assumed").Value / heatflux Range("TubeLength").Value = Range("TubeLength").Value / mtoft Range("TubeRoughness").Value = Range("TubeRoughness").Value / mtoft ' SI a US Case 2 Range("TubeOD").Value = Range("TubeOD").Value * mmtoin Range("Tube_Thickness").Value = Range("Tube_Thickness").Value * mmtoin Range("U_Assumed").Value = Range("U_Assumed").Value * heatflux Range("TubeLength").Value = Range("TubeLength").Value * mtoft Range("TubeRoughness").Value = Range("TubeRoughness").Value * mtoft End Select ' Hoja de cálculo. Transferencia de calor en los tubos Select Case transformUnits ' US a SI Case 1 Range("TS_htc_assumed").Value = Range("TS_htc_Assumed").Value / heatflux ' SI a US Case 2 Range("TS_htc_Assumed").Value = Range("TS_htc_Assumed").Value * heatflux End Select ' Hoja de cálculo: Geometría de la carcasa Select Case transformUnits

99

' US a SI Case 1 Range("Shell_ID").Value = Range("Shell_ID").Value / mmtoin Range("TubeBundle_OD").Value = Range("TubeBundle_OD").Value / mmtoin Range("BaffleSpacing").Value = Range("BaffleSpacing").Value / mmtoin Range("baffle_diameter").Value = Range("baffle_diameter").Value / mmtoin Range("Inlet_Space").Value = Range("Inlet_Space").Value / mmtoin Range("Outlet_Space").Value = Range("Outlet_Space").Value / mmtoin ' SI a US Case 2 Range("Shell_ID").Value = Range("Shell_ID").Value * mmtoin Range("TubeBundle_OD").Value = Range("TubeBundle_OD").Value * mmtoin Range("BaffleSpacing").Value = Range("BaffleSpacing").Value * mmtoin Range("baffle_diameter").Value = Range("baffle_diameter").Value * mmtoin Range("Inlet_Space").Value = Range("Inlet_Space").Value * mmtoin Range("Outlet_Space").Value = Range("Outlet_Space").Value * mmtoin End Select ' Hoja de cálculo: Transferencia de calor de la caracsa Select Case transformUnits ' US a SI Case 1 Range("SS_htc_assumed").Value = Range("SS_htc_Assumed").Value / heatflux Range("BaffleHoleClearance").Value = Range("BaffleHoleClearance").Value / mmtoin Range("Dia_Noz_In").Value = Range("Dia_Noz_In").Value / mmtoin Range("Dia_Noz_Out").Value = Range("Dia_Noz_Out").Value / mmtoin Range("Baffle_Thickness").Value = Range("Baffle_Thickness").Value / mmtoin Range("Vertical_Partition").Value = Range("Vertical_Partition").Value / mmtoin ' SI a US Case 2 Range("SS_htc_Assumed").Value = Range("SS_htc_Assumed").Value * heatflux Range("BaffleHoleClearance").Value = Range("BaffleHoleClearance").Value * mmtoin Range("Dia_Noz_In").Value = Range("Dia_Noz_In").Value * mmtoin Range("Dia_Noz_Out").Value = Range("Dia_Noz_Out").Value * mmtoin Range("Baffle_Thickness").Value = Range("Baffle_Thickness").Value * mmtoin Range("Vertical_Partition").Value = Range("Vertical_Partition").Value * mmtoin End Select ' Hoja de cálculo; Boquillas Select Case transformUnits

100

' US a SI Case 1 Range("TS_MaxVelocity").Value = Range("TS_MaxVelocity").Value / mmtoin Range("SS_MaxVelocity").Value = Range("SS_MaxVelocity").Value / mmtoin Case 2 ' to US Units Range("TS_MaxVelocity").Value = Range("TS_MaxVelocity").Value * mmtoin Range("SS_MaxVelocity").Value = Range("SS_MaxVelocity").Value * mmtoin End Select

101

Optimización.

1. Modelización y simulación de fluidos.

Solidworks será la herramienta que ayudará a modelar el Intercambiador de Calor.

El estado de la técnica del diseño de Intercambiadores Carcasa-Tubos precisa un análisis computacional del comportamiento de los fluidos. Solidworks realizar ésta función mediante el módulo de simulación de fluidos. De esta manera, una vez conocidos la geometría y dimensiones previas del Intercambiador mediante el método descrito por el programa de Excel el Ingeniero será capaz de diseñar el modelo en Solidworks.

Posteriormente se simulará y se estudiarán los resultados. En base al conocimiento y la experiencia del Ingeniero, si el Intercambiador puede ser mejorado, se modificarán determinados parámetros con el fin de optimizar el equipo.

En este apartado del proyecto se describirá el proceso que se lleva a cabo en Solidworks y mediante un ejemplo se explicará cómo se realizan las modificaciones para mejorar el diseño.

Aunque haya sido mencionado anteriormente, se quiere dejar claro el siguiente punto: este proyecto explica un método para realizar el diseño termohidráulico de un Intercambiador de Calor de Carcasa y Tubos. Cuando se habla del diseño termohidráulico nos referimos a la configuración de los elementos fundamentales del Intercambiador de Calor que puedan afectar sensiblemente a la caída de presión y/o a la transferencia de calor.

La mayoría de elementos meramente mecánicos son excluidos de este diseño (brida, tornillos, espaciadores, barras de soporte, juntas, etc.). Se podría decir que el diseño de un Intercambiador se basa en un diseño termohidráulico que posteriormente es completado con los elementos solido-mecánicos que asegurarán su correcto funcionamiento.

De esta manera, nos olvidamos de los elementos con fines estructurales y/o mecánicos que van a influir poco o nada en la evaluación termohidráulica y así ahorrarnos tiempo en diseño y simulación. En matemáticas, el Método de Elementos Finitos, MEF ( Finite Element Method, FEM ), es un método numérico general para la aproximación de soluciones de ecuaciones diferenciales parciales muy utilizado en diversos problemas de ingeniería y física. La idea es la de dividir el dominio a estudiar en diminutos subdominios llamados elementos finitos y calcular cada una de ellas por separado. El conjunto de todos estos subdominios se llamará malla.

El MEF está pensado para ser usado en computadoras y permite resolver ecuaciones diferenciales asociadas a un problema físico sobre geometrías

102

complicadas. El MEF se usa en el diseño y mejora de productos y aplicaciones industriales, así como en la simulación de sistemas físicos y biológicos complejos. La variedad de problemas a los que puede aplicarse ha crecido enormemente, siendo el requisito básico que las ecuaciones constitutivas y ecuaciones de evolución temporal del problema a considerar sean conocidas de antemano.

En Solidworks Flow Simulation, la malla que divide el dominio se compone de tres tipos diferentes de celdas: celdas de fluido, celdas parciales y celdas sólidas. El refinamiento de esta malla, es decir el incremento de la densidad de subdominios en ella, significa dividir las celadas a su vez en 8 celdas más pequeñas del mismo volumen, lo que hace los resultados más precisos.

Generalmente un mayor refinamiento de esta malla requiere un mayor tiempo de cálculo utilizando una mayor cantidad de RAM del ordenador. Por lo que es bueno conocer a que nivel nos compensa hacer la simulación.

Tabla 1. Análisis computacional.

Nivel Celdas

fluido

Celdas

solidas

Cedas

parciales

Tiempo

CPU

1 3034 7566 15814 0.061458

2 5412 17076 26520 00:54:54

3 22812 49586 58338 01:49:22

4 36812 53736 73493 02:32:16

5 58448 78615 111851 03:53:29

6 85260 96085 130998 04:16:31

La tabla es extraída del ensayo “Computational Analysis of the Effect of Segmental Baffle Orientation in Shell and Tube Heat exchanger” ( Amarjit Sinh, Harshdeep Singh, S.K. Gandhi, Satbir Sehgal). En ella se muestra la cantidad de celdas analizadas y el tiempo requerido para cada nivel de refinamiento de malla. Los ensayos con Solidworks muestran como entre el nivel 1 y 2 hay una gran desviación en los resultados, mientras que del nivel 3 al 6 esta diferencia decrece sustancialmente. El porcentaje de desviación de la temperatura de entrada calculada para los casos 4,5 y 6 es menor que 1%.

De esta manera, se considerará que un nivel 4 de refinamiento será suficiente para analizar los diseños previos de los Intercambiadores.

El diseño final de un Intercambiador cuenta con dimensiones muy pequeñas que poseen una importancia muy grande a la hora del intercambio de calor y la caída de presión. Los espacios que forman las áreas de cada uno de los caminos de la carcasa presentan valores de escasos milímetros. Aquí surge un problema, ya que Solidworks o cualquier otro tipo de simulador de fluidos necesitará una capacidad de CPU muy grande para llevar a cabo estos análisis

103

y aun contando con ella, la simulación de los Intercambiadores tardará muchas horas en llevarse a cabo.

A la hora de modelar se tendrán en cuenta los elementos termohidráulicos. Estos elementos serán los siguientes: placa tubular, tubos, carcasa, deflectores, placas de soporte de tubos y si el haz tubular consta de más de un paso, de las cubiertas de cabeza. En la siguiente imagen se muestra el modelo de un Intercambiador de dos pasos de tubos listo para ser simulado (el modelo se ha seccionado por su plano simétrico).

Captura 1. Niveles de refinamiento en Solidworks

Captura 2. Diseño termohidráulico en 3D

104

Una vez se tiene hecho el modelo 3D del Intercambiador de Calor se comienza con la simulación del proceso.

La herramienta “Wizard” de Solidworks ayudará al usuario a configurar las características del proceso::

Unidades con las que se va a trabajar.

Tipo de análisis: Interno o Externo.

Exclusión de cavidades sin flujo.

Tipo de conducción: solo en sólidos o también en fluidos.

Radiación

Proceso dependiente o no del tiempo.

Gravedad

Rotación.

Análisis cavitacional.

Rugosidad de las paredes de los materiales.

Se escogerán los fluidos de una base de datos. Si no se encuentran, estos deben ser introducidos manualmente.

Tipo de comportamiento: Turbulento, laminar o los dos.

Condiciones termales: pared adiabática, transferencia de flujo de calor con el exterior o temperatura de la pared.

Una vez definidos estos parámetros, se definirá el dominio del proceso y posteriormente los subdominios.

El dominio será el espacio por donde circularán los fluidos, el lado de la carcasa y el de los tubos. Frecuentemente, aprovechando la simetría de la mayoría de intercambiadores se definirá el dominio como la mitad de su volumen, de esta manera, el tiempo de cálculo se reducirá sustancialmente ( el caso expuesto a continuación, para mejor entendimiento del lector, esta simetría no ha sido aplicada). Después, se asignarán los fluidos a los subdominios, éstos representan los espacios que tiene cada fluido para circular dentro de Intercambiador, y se introducirán las presiones y temperaturas iniciales.

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Posteriormente se definirán las condiciones de frontera de cada uno de los fluidos. Aquí se definirá la dirección de los fluidos, por donde entran y por donde salen, así como los parámetros de flujo que el Cliente halla dado en la ficha técnica. Velocidad, flujo volumétrico, flujo másico, temperaturas, presiones y/o condiciones a la salida de los tubos y la carcasa. En la mayoría de las condiciones de frontera serán definidos por los flujos másicos y temperaturas de entrada y por las presiones y temperaturas de salida.

Captura 3. Subdominio del fluid asociado a la carcasa.

Captura 4. Subdominio del fluido asociado a los tubos.

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A la hora de definir el flujo de entrada, en l mayoría de casos se señalara que el flujo tiene un comportamiento turbulento.

Captura 5. Flujo másico entrada carcasa

Captura 6. Presión total salida carcasa.

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Por último se crearán los objetivos que el Ingeniero querrá que Solidworks calcule. Entre la gran cantidad de variables que el programa calcula elegiremos las siguientes:

Temperatura de salida de los tubos y la carcasa.

Presión total en la salida de los tubos y la carcasa.

Transferencia de calor por superficie en la pared exterior e interior de los tubos.

Velocidades de los fluidos. Temperatura de la pared interior de los tubos.

Con todo esto se procederá a la simulación.

Captura 7. Flujo másico entrada tubos.

Captura 8. Presión total salida tubos.

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A medida que Solidworks calcula las diferentes variables y desarrolla los fluidos dentro del Intercambiador el Ingeniero podrá ver la evolución de las propiedades físicas gracias a gráficos, estos dan una visión excelente del desarrollo de las iteraciones. A continuación, se muestran los gráficos de un cálculo termohidráulico final:

Captura 9. Desarrollo temperatura térmica.

Captura 11. Desarrollo de la viscosidad.

Captura 13. Desarrollo Prandle

Captura 12. Desarrollo de la presión.

Captura 10. Desarrollo de la velocidad.

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2. Optimización del Intercambiador.

Para explicar la gran cantidad de valoraciones y juicios que se utilizan para el diseño de Intercambiadores, a continuación se presenta el desarrollo de un diseño real de un Intercambiador de Carcasa y Tubos que la empresa J. de Jonge Flowsytem ha fabricado. Las características del proceso son las siguientes:

CARCASA

Nombre del fluido Condensate

Flujo másico total 4.000 kg/h

Temperatura, in 253 °C

Temperatura, out 93 °C

Presión, in 4.300 kPa(g)

Caída de presión permitida 50 kPa(g)

Resistencia Fouling 0,00017 m²-°C/W

TUBOS

Nombre del fluido Cooling Water

Flujo másico total 33.864 kg/h

Temperatura, in 24 °C

Temperatura, out 44 °C

Presión, in 500 kPa(g)

Caída de presión permitida 50 kPa(g)

Resistencia Fouling 0,00025 m²-°C/W

PROPIEDADES FISICAS DEL FLUIDO DE LA CARCASA

Water ( 5 bar)

ENTRADA SALIDA

Densidad [kg/m3] 794,52 Densidad [kg/m3] 965,19

Viscosidad [Cp] 0,1048 Viscosidad [Cp] 0,305

Conductividad Térmica [W/m-°C]

0,615 Conductividad Térmica [W/m-°C]

0,677

Calor Específico [kJ/kg-°C] 4,896 Calor Específico [kJ/kg-°C] 4,199

PROPIEDADES FISICAS DEL FLUIDO DE LOS TUBOS

Water ( 43 bar)

ENTRADA SALIDA

Densidad [kg/m3] 997,48 Densidad [kg/m3] 990,81

Viscosidad [Cp] 0,91 Viscosidad [Cp] 0,61

Conductividad Térmica [W/m-°C]

0,61 Conductividad Térmica [W/m-°C]

0,63

Calor Específico [kJ/kg-°C] 4,18 Calor Específico [kJ/kg-°C] 4,18

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Para explicar su diseño se expondrán diferentes maneras de modificar las características del proceso. Esto se hará por partes, ya que la cantidad de modificaciones que se han de realizar es muy elevada:

Modificaciones en los tubos:

Se comenzará estimando el Coeficiente de Transmisión de Calor Total del

Intercambiador utilizando los datos de la Tabla X. Cogeremos el valor de 800 W/m²°C para comenzar.

Se elegirán las dimensiones previas de los tubos y de la carcasa, estas últimas se modificaran en función de los cambios que hagamos en los tubos, pero por ahora no se entrará a modificar esta parte. Todos estos valores son estimaciones previas recogidas de las diferentes tablas y teoría expuestas anteriormente.

Tubos:

Coef. Transf. de Calor Total, U 800 W/m²-°C

Factor seguridad Fouling 0%

Tipo de tubo Plain

Diámetro exterior tubo 25.4

mm

Grosor de la pared del tubo 2,11 mm

Longitud del tubo 3.048

m

Pasos Tubos 1 passes

Pasos carcasa 1 passes

Carcasa:

Número de carcasas 1 shells

Diámetro interior de la carcasa 243

mm

Diámetro del haz tubular 230 mm

Diámetro del deflector 239.825

mm

Corte del deflector (Bc) 0,25 fraction

Espacio entre deflectores (Bs) 100,00 mm

Número de franjas de sellado - sealing/side

Disposición angular tubos 30 degrees

Ratio del Pitch 1,25

Espacio entrada deflector 374,00 mm

Espacio salida deflector 339,00 mm

Con estos valores obtenemos que la caída de presión en los tubos es sólo de 1.59kPa cuando la caída de presión permitida es de 50kPa. Además la resistencia a la transferencia de calor ejercida por el fluido de los tubos es de un 24.4% respecto a la resistencia total del Intercambiador. Esto significa que una caída de presión mejor utilizada haría decrecer el área de intercambio de calor. Las áreas obtenidas en esta primera aproximación son:

Área del Intercambiador limpio: 5.24 m²

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Área del Intercambiador sucio: 8.17 m²

Área del Intercambiador requerida: 8.27 m²

Por lo que el sobredimensionamiento es de un 1%.

Para aprovechar mejor la caída de presión, se aumentará a 2 pasos el lado de los tubos. Esto duplicará la velocidad y por consiguiente aumentará la transferencia de calor, disminuyendo la resistencia en los tubos.

Ahora la caída de presión se eleva hasta 14.15kPa y el área requerida para la transferencia de calor se reduce a 7.78 m². El intercambio de calor prácticamente se duplica, pasando de 3751 a 6678 W/m²°C y por consiguiente la resistencia a la transferencia de calor en los tubos se reduce hasta 15.5%.

Aún se cuenta con margen para aprovechar la caída de presión, por lo que en vista a reducir el coste del Intercambiador y seguir aumentando la transferencia de calor en los tubos se reduce el diámetro de éstos a 19.11 mm. Esto provocará una reducción del área requerida para el Intercambiador de 6.95 m², 1.32 m² menos que en la estimación anterior y una reducción del diámetro de la carcasa de 247.67 mm a 204.76 mm. Además, la transferencia de calor aumenta a 10838 W/m²°C . Sin embargo la caída de presión sobrepasa el límite, 50.32 kPa.

Para reducir esta caída de presión reduciremos la longitud de los tubos a 2438 mm. Con ello obtenemos las siguientes dimensiones, las cuales serán aceptables para continuar el diseño:

Caída de presión (tubos): 28.18 kPa

Diámetro interior (tubos): 19.1 mm

Grosor (tubos):2.11 mm

Longitud: 2438 mm

1:2 pasos

Transferencia de calor(tubos): 9053 W/m²°C

Disposición Tubos: 30°

Diámetro interior carcasa 225.57 mm

Transferencia de calor( carcasa): 2516.61 W/m²°C

Área requerida: 7.02 m²

Sobredimensionamiento: 1%

Respecto a los diferentes ángulos recomendados para la disposición de los tubos se ha elegido el triangular de 30°. Una disposición triangular permitirá la

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colocación de más tubos que una disposición en cuadrado. Además, producirá una alta turbulencia y por lo tanto un mayor coeficiente de intercambio de calor. En este caso, ya que el fluido es agua y por lo tanto, no un fluido sucio, la limpieza se hará químicamente y los espacios entre tubos no serán un problema a tener en cuenta.

Para un número de tubos dado, cuanto más pequeño sea el Pitch de los tubos más pequeño será el diámetro de la carcasa y por lo tanto el coste será menor. Por lo tanto, el Ingeniero deberá empaquetar tantos tubos como sean posibles siempre teniendo en cuenta los requerimientos mecánicos del proceso.

Normalmente, los Ingenieros fijan el Pitch como 1.25 veces el diámetro exterior del tubo. La recomendación de TEMA para disposiciones de tubos en cuadrado o cuadrado rotadas es un mínimo de espacio entre tubos de 6 mm. Para un óptimo diseño termohidráulico, se recomienda un Pitch entre 1.25-1.35 para flujos turbulentos, y alrededor de 1.4 para laminares.

Incrementar el Pitch del tubo para reducir la caída de presión no es recomendable. Esto haría incrementar el diámetro de la carcasa y por lo tanto el coste, modificar el espacio entre deflectores, el corte o el tipo de carcasa resultaría más barato.

Se ha elegido un Pitch de 1,25. Normalmente se recomienda elegir el Pitch más pequeño permitido por TEMA para cada diámetro de tubo, en esta caso se ha hecho de esta manera, ya que ni la suciedad del fluido ni la baja caída de presión de la carcasa hacían pensar en utilizar uno mayor.

Modificaciones en la carcasa:

Como ya se ha comentado anteriormente, en la carcasa se tiene 5 corrientes diferentes que circulan por caminos distintos. La corriente de flujo cruzado es la que más afecta a la transferencia de calor.

Estas cinco corrientes son las que determinarán el intercambio de calor y la caída de presión de la carcasa.

Las dimensiones que afectan directamente a las fracciones de fluido de cada corriente son las siguientes:

Espacio entre y corte de deflectores.

Disposición y Pitch de los tubos.

Espacio entre los tubos y los agujeros de los deflectores.

Espacio entre la carcasa y los deflectores

Colocación de las franjas de sellado.

Número de carriles dejados por las placas de partición

Las dimensiones de la carcasa derivadas de la modificación en los tubos son:

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Diámetro interior de la carcasa: 225.57 mm

Diámetro del deflector: 222.37 mm

Diámetro del haz tubular: 212.57 mm

Espacio entre deflectores: 100 mm

Espacio de entrada y salida deflectores: 219 mm

Diámetro boquilla entrada: 97.18 mm

Diámetro boquilla salida: 73.66 mm

Estos valores se han determinado mediante las tablas de TEMA y mediante la fórmula de aproximación que el programa Excel determina para hallar el diámetro del haz tubular. Además, los diámetros de las boquillas de entrada y salida vienen dados por los diámetros de conexión que aparecen en la ficha técnica. Por lo tanto, teniendo aproximado el valor de la carcasa pasaremos a estimar las dimensiones y geometría de los deflectores.

Modificaciones en los deflectores:

El espacio entre los deflectores es el parámetro más importante de los Intercambiadores de Calor de Carcasa y Tubos. Los estándares de TEMA el mínimo espacio como 1/5 del diámetro interior de la carcasa o 50 mm, el mayor de estos dos valores. Un espacio cerrado provocará peores penetraciones del fluido de la carcasa entre el haz tubular y limpiezas mecánicas entre los tubos mucho más complicadas. Además, inducirá en una peor distribución de la corriente.

El máximo espacio entre deflectores es el diámetro interior de la carcasa. Grande espacios entre deflectores provocará un flujo longitudinal predominante, que es menos eficiente que le flujo cruzado y grandes longitudes de tubos sin soporte, lo que hará al intercambiador más propenso a vibraciones inducidas por el flujo.

Para flujos turbulentos, con los que principalmente se trabajan en Intercambiadores de Calor de Carcasa y Tubos, el intercambio de calor variará respecto a la velocidad elevada a los valores entre 0.6-0.7, mientras que la caída de presión variará respecto a la velocidad elevada entre 1.7-2.0. Debido a esto, si el espacio entre deflectores es reducido, la caída de presión aumentará más rápido que el coeficiente de intercambio de calor. Esto significa que habrá un ratio óptimo en la mayor eficiencia de conversión de la caída de presión con el intercambio de calor. Este valor normalmente estará entre 0.3 y 0.6.

El corte del deflector sería la siguiente dimensión a tener en cuenta. Éste se expresa como porcentaje del diámetro del deflector.

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Puede variar entre 15% y 40% del diámetro del deflector. Tanto un corte muy pequeño como uno muy grande son contraproducentes para la eficiencia de la transferencia de calor en la carcasa debido a que presenta grandes desviaciones frente a la situación ideal de flujo cruzado. Por lo tanto, es extremadamente recomendable que se utilicen cortes de deflectores entre 20% y 35%. Reducir el corte por debajo de 20% o aumentarlo por encima de 35% conducirá a diseños desfavorables.

Para fluidos sin cambio de fase, como el que presenta nuestro proceso es recomendable un corte de deflector horizontal, debido a que minimiza la acumulación de depósitos en el fondo de la carcasa y previene la estratificación.

Explicado los mecanismos principales de los deflectores se comenzará con su dimensionado.

Ya que contamos con dos variables independientes, corte del deflector y espacio entre ellos, se mantendrá primeramente constante el corte del deflector a un 20% y se variará el espacio entre ellos en 50, 100 y 150 mm.

A ( 50mm) B ( 100mm) C ( 150mm)

Fracción Deflector-Tubo (%) 30.74 25.33 23.55

Fracción Flujo Cruzado (%) 27.72 34.13 35.93

Fracción de fluido derivación

(%)

16.4 20.86 22.65

Fracción deflector-carcasa (%) 25.12 19.68 17.87

Velocidad Carcasa (m/s) 0.1328 0.0639 0.0418

Caída de presión Carcasa (kPa) 4.6 1.43 0.88

Transf. Calor Tubos (W/m²-°C) 9710 9062 8755

Transf. Calor Carcasa W/m²-°C 3425.8 2651.44 2186.93

Transf. Calor Total W/m²-°C 1016 948 887

Sobredimensionamiento (%) 4 3 1

Figure 11. Orientación deflectores

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Es importante señalar como al incrementar el espacio entre deflectores entre 50 y 100 mm las fracciones de flujo cruzado y la derivación entre el haz tubular y la carcasa aumentan mientras que las fracciones de flujo entre tubos y deflector y deflector-carcasa decrecen.

Además, ya que la velocidad de la carcasa y por lo tanto el número de Reynolds decrece, tanto el coeficiente de intercambio de calor como la caída de presión de la carcasa disminuyen, el primero a mayor ritmo que el segundo.

Los tres diseños son aceptables, sin embargo el sobredimensionamiento de C es más bajo, ya que tiene una menor caída de presión y un mejor análisis de corrientes, esto unido a que la fracción de flujo cruzado (flujo ideal) es mayor hace de este la mejor opción.

Elegido 150 mm (C) como el espacio entre deflectores, pasamos a modificar el corte del deflector. Para ello elegimos los siguientes porcentajes de corte: 20%, 25% y 30%.

D ( 20%) E ( 25%) F ( 30%)

Fracción Deflector-Tubo (%) 23.55 20.9 19.22

Fracción Flujo Cruzado (%) 35.93 39.26 41.46

Fracción de fluido derivación

(%)

22.65 23.98 24.73

Fracción deflector-carcasa (%) 17.87 15.86 14.59

Velocidad Carcasa (m/s) 0.0418 0.048 0.0401

Caída de presión Carcasa (kPa) 0.88 0.75 0.66

Transf. Calor Tubos (W/m²-°C) 8755 2289.35 2357.43

Transf. Calor Carcasa W/m²-°C 2186.93 8757 8761

Transf. Calor Total W/m²-°C 887 893 903

Sobredimensionamiento (%) 1 1 2

Los resultados muestran como:

La fracción de flujo cruzado aumenta apreciablemente desde 35.93% hasta 41.46%.

La fracción de flujo tubo-deflector y la de flujo carcasa-deflector decrecen ostensiblemente.

La fracción del flujo de derivación disminuye débilmente.

Ya que la velocidad de la carcasa decrece, la transferencia de calor cae: la caída de presión se reduce también, pero no tan rápido como la transferencia de calor.

Se elegirá el diseño E, debido a su menor sobredimensionamiento y que cuenta con una fracción de flujo cruzado mayor. De todas formas, en este ejemplo la variación del corte del deflector no presenta grandes variaciones.

No en este caso, pero alguna vez, después de realizar el diseño previo con el programa Excel, se precisa reducir la caída de presión. Para ello, el Ingeniero cuenta con diferentes alternativas:

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Carcasa de 1 paso y deflector de doble segmento: Cambiando el deflector a doble segmento con el mismo espacio entre ellos e idéntico Intercambiador la velocidad de la carcasa se reduce a la mitad, ya que el flujo de la carcasa es dividido en dos corrientes paralelas. Esto provoca una considerable bajada en la caída de presión y una apreciable caída en el coeficiente de transferencia de calor.

Carcasa de flujo dividido: Si la caída de presión sigue siendo mayor que la permitida, aún utilizando deflectores de doble segmento, se debe considerar la opción de la carcasa TEMA J con deflectores de segmento único. Ya que la caída de presión es proporcional a la raíz de la velocidad y a la longitud del recorrido, una carcasa de flujo dividido presenta aproximadamente 1/8 de la caída de presión del mismo intercambiador con paso único.

Carcasa de flujo dividido con deflectores de doble segmento: Si el modelo anterior no alcanza la presión permitida esta configuración provocará una gran reducción.

Deflectores de un segmento sin tubos en la ventana: A medida que el espacio entre deflectores es incrementado para reducir la caída de presión, el Intercambiador se vuelve más propenso a presentar fallos inducidos por vibraciones. En estos casos un diseño si tubos en las ventanas es aconsejable. En este caso, cada tubo es soportado por cada deflector por lo que la longitud de tubo no soportado es la misma que el espacio entre deflectores, en el caso de tubos en la ventana, esta longitud se hace el doble. Este tipo de diseño suele requerir un diámetro de carcasa mayor, esto hace aumentar su coste, alrededor de un 10%. El alto coste es compensado con una mayor transferencia de calor, ya que el flujo cruzado puro es más eficiente.

Con los primeros valores del Intercambiador obtenido, pasamos a modelarlo y simularlo en Solidworks.

Figure 12. Modelo 3D del diseño termohidráulico.

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Ya que el modelo presenta simetría respecto al plano YX, se simulará sólo la mitad. Para ello se necesitará reducir los flujos másicos de entrada tanto en la carcasa como en los tubos a la mitad.

Obteniendo los siguientes datos:

Fluid 1: Entrada del fluido en los tubos.

Fluid 2: Salida del fluido de los tubos.

Fluid 3: Entrada del fluido en la carcasa.

Fluid 4: Salida del fluido de la carcasa.

Heat transfer Rate 1: Energía transferida dentro del intercambiador respecto a la pared exterior de los tubos ( El valor de la imagen representa el valor de la mitad de los tubos (simetría), por lo tanto el valor real será el doble).

Es normal que los resultados varíen con los valores del programa desarrollado en Excel, ya que el programa no utiliza un método exacto, solo es un método para acotar las dimensiones y de esta manera poder simularlo. Sin embargo, los resultados son bastante parecidos.

El desarrollo térmico del diseño es el siguiente:

La temperatura de salida de los tubos varía 2 °C con respecto a las especificaciones del cliente, una diferencia perfectamente asumible. Sin

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embargo, la temperatura de salida de la carcasa difiere 20 °C con la que debería ser:

Temperatura de salida de los tubos fijada por el cliente: 44 °C

Temperatura de salida de los tubos de la simulación: 46 °C

Temperatura de salida de la carcasa fijada por el cliente: 93 °C

Temperatura de salida de la carcasa de la simulación: 73 °C

Se necesita mejorar la transferencia de calor por conseguir una temperatura de salida de la carcasa menor.

Para ello se modificará el deflector. Se reducirá el espacio entre deflectores a 100 mm a la vez que se reducirá el corte a un 20%. Los resultados de este cambio aumentan la velocidad del fluido de la carcasa, la transferencia de calor y la caída de presión. La temperatura de la carcasa sobrepasa los 93 °C marcados por las especificaciones hasta 109 °C.

Para que la temperatura de salida no sea tan alta se aumentará la distancia entre los deflectores hasta 125 mm y el Pitch hasta un ratio de 1.33 veces el diámetro exterior de los tubos. De esta manera llegaremos al modelo final, cuyo desarrollo térmico es el que se presenta a continuación:

Los valores de Intercambiador son los siguientes:

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Conclusiones.

A finales de agosto del año 2013 se propuso hacer un proyecto con el que la empresa adquiriese los conocimientos necesarios para el desarrollo del proceso termohidráulico de diseño de un Intercambiador de Calor de Carcasa y Tubos.

A medida que se avanzaba se fue destapando las dificultades que este proyecto entrañaba.

El objetivo principal de crear una herramienta con la que se pueda diseñar Intercambiadores es poder obtener los planos técnicos detallados del Intercambiador que cumpla los requisitos que ha requerido el cliente para que posteriormente se pueda construir en el taller. Sin embargo, hay otros factores, que a parte de este, convierten a este proyecto en un desafío de enormes dimensiones.

Dentro de la industria de los Intercambiadores y como en cualquier otra industria, existe un mercado de competencias en el que las empresas no solo están obligados a ofrecer un producto sino, que este producto debe ofrecer mejores condiciones al cliente que los demás. Por ello, no es suficiente con tener la capacidad de diseñar sino que además, el diseño que se ofrezca debe ser por unas razones o por otras más beneficiosos para el cliente que el de los competidores.

Tiempo: A la hora de entrar a competir con otras empresas para ejecutar un proyecto se necesita realizar un primer presupuesto, el cual será el precio aproximado que se le ofrecerá al cliente para la construcción del Intercambiador. Por lo tanto, es preciso tener una herramienta que pueda configurar las dimensiones más importantes del Intercambiador entre 24 y 48 horas y poder dar un precio objetivo del producto que ofrece la empresa. El diseño termohidráulico que se desarrolla en este proyecto es capaz de configurar este modelo inicial. No obstante, el tiempo que Solidworks tarda en simular los procesos es todavía demasiado alto para poder ser utilizado. Como ya se ha dicho anteriormente, algunas de las dimensiones que juegan un papel fundamental en la transferencia de calor presentan valores cercanos al milímetro, por lo que una simulación que tenga en cuenta estos espacios podría llevar entre 15 y 20 horas en completarse. Además, la cantidad de horas que la empresa debe gastar en ingeniería hace que se tenga que disminuir estos tiempos para que sea rentable.

Precio: Para luchar con el resto de las empresas se necesita ofrecer precios competitivos. El Intercambiador debe ser configurado de la manera más económica posible sin prescindir de un ápice de eficiencia. Este proyecto intenta utilizar todas la sugerencias dadas en la literatura para cumplir este aspecto pero carece de un estudio económico termohidráulico del proceso. Para situar al lector se plantea un ejemplo breve y sencillo:

“La reducción del espacio entre deflectores provoca un aumento de la eficiencia de calor, este a su vez permite la reducción del número de tubos, agujeros a

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mecanizar en la placa tubular y en el diámetro de la carcasa. Esto lleva a una reducción del coste total del intercambiador”

La estimación económica de los equipos de transferencia de calor como los Intercambiadores es una materia extremadamente específica y una profesión en sí dentro de la industria.

Eficiencia: Los Intercambiadores que la empresa J. de Jonge Flowsystem fabrica pueden llegar a tener dimensiones de más de 10 metros de largo, diámetro de 2 metros y más de 1000 tubos. Aunque en la industria existe un pensamiento de que los procesos que realizan los Intercambiadores se basan en principios que son aplicables independientemente de su tamaño, este proyecto argumenta lo contrario.

El tamaño de los Intercambiadores es fundamental y su complejidad aumenta con este. Cuanto mayor sean sus dimensiones, mayor deberá ser la precisión de sus cálculos. Tal vez, en un Intercambiador de un metro de longitud, 20 tubos y 3 deflectores, se pueden despreciar algunos valor de las corrientes de los tubos, ya que, por ejemplo, el flujo másico de la corriente de derivación entre los tubos y los agujeros de los deflectores (corriente A) es suficientemente pequeño para no ser tenido en cuenta a la hora de los cálculos. Sin embargo, en un Intercambiador de 9 metros de largo que consta de alrededor de 1000 tubos y 35 deflectores, la corriente A puede suponer una gran desviación en los cálculos termohidráulicos.

La eficiencia de un Intercambiador puede aumentar o disminuir ostensiblemente teniendo en cuenta o no estos valores, y de la misma manera las gastos de mantenimiento que la planta tenga.

Respecto a estos aspectos generales, cabe destacar, por último, que la herramienta elaborada con este proyecto va destinada a llevar a cabo diseños de Intercambiadores hechos a medida del cliente, lo que supone un incremento de la complejidad muy grande, nada que ver con el diseño de equipos comerciales en el que la mayoría de dimensiones están tabuladas y no tienen que ser calculadas.

Uno de los problemas fundamentales y que más afecta a la transferencia de calor y a la caída de presión de un Intercambiador de Calor Carcasa-Tubos es el Fouling. La suciedad que se deposita en las paredes del Intercambiador genera un gasto inmenso en la industria.

El método planteado por este proyecto utiliza los ratios que el cliente entrega en la Ficha Técnica y los introduce en el programa de Excel. Estos ratios, que son considerados como resistencias a la transmisión de calor son sumados al resto de resistencias del Intercambiador para conseguir los valores finales de transferencia de calor. Sin embargo, no son tenidos en cuenta a la hora de calcular la caída de presión. Además, debido a su carácter impredecible, los ratios de suciedad no suelen ser de todo exactos, por lo que los resultados del diseño variaran con respecto a la realidad.

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Por otra parte, Solidworks no posee ninguna herramienta capaz de representar y tener en cuenta este fenómeno a la hora de simular un proceso. Esto significa que los valores de las simulaciones representan los valores del Intercambiador limpio.

Por poner un ejemplo, se puede dar el caso en el que el espacio delimitado para el paso de cualquiera de las corrientes de la carcasa explicadas anteriormente se tapone debido a la suciedad generada por el fluido o que varios tubos se obstruyan impidiendo el paso del producto. Estas razones hacen que un buen entendimiento y predicción del Fouling sean fundamentales a la hora de diseñar.

Los procesos industriales llevados a cabo por fluidos son de una complejidad altísima, sobre todo si, como sucede en la carcasa, la geometría del camino recorrido por el fluido no es constante. Para calcularlos, se pueden utilizar dos caminos:

Modelo matemático: Éste es la traducción de un sistema físico en términos matemáticos, es decir, una forma de representar cada uno de los tipos de entidades que intervienen en un proceso físico mediante objetos matemáticos. Los modelos generados para la transferencia de calor en Intercambiadores no pueden ser llevados a cabo por una única persona, sino que deben ser procesados por ordenadores. Solidworks utiliza el modelo llamado ĸ-ԑ , uno de los más utilizados en dinámica de fluidos computacionales.

Correlaciones experimentales: Como las mismas que se utilizan en el programa de Excel, existen correlaciones experimentales en la literatura que proveen a las fórmulas de factores de correlación que representan las desviaciones que provocan las diferentes geometrías en los resultados finales.

En este proyecto se han podido conseguir las correlaciones y los métodos correlativos para calcular los tipos de carcasa TEMA E,J y X. Por lo que para las demás carcasas este método conllevará un mayor error.

Para algunos tipos de Intercambiadores estás correlaciones no están publicadas, por lo que para seguir desarrollando la herramienta presentada en este proyecto sería muy conveniente que la empresa J. de Jonge Flowsystem comenzase a llevar a cabo estudios experimentales en este aspecto.

Para procesos químico-físicos de cualquier tipo, como el que se desarrolla en los Intercambiadores, en necesario contar con una base de datos en el que se especifique todas las propiedades físicas y químicas de los fluidos que se van a utilizar. En un principio, la herramienta presentada deberá recabar la información de los clientes a medida que se vallan realizando los diseños.

El proyecto que aquí se expone se ha basado en la literatura más contrastada y actualizada en este tema. Se han podido comparar los resultados finales con

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informes de la empresa HTRI y ha contado con la ayuda de profesionales del sector. Sin embargo, el método necesita tiempo para ser madurado. El proyecto nunca se ha enfrentado a un caso real en el que factores antes comentado como el tiempo, el precio o la eficiencia juegan un papel fundamental. Además, aun suponiendo la fiabilidad de Solidworks, se necesitará simular procesos reales con prototipos reales, ya que, aunque muy desarrollados y mundialmente utilizados, los software de dinámica de fluido computacional no garantizan que no hallan diferencias con los modelos reales.

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Nomenclatura.

Notación Descripción Unidades SI

Área de derivación.

Área de flujo cruzado.

Área de escape debajo de las boquillas.

Área mínima para flujo entre los tubos centrales.

Área de flujo de las boquillas.

Área del segmento entre corte del deflector y OTL.

Área de fuga entre deflector y carcasa.

Área de fuga tubos-agujeros del deflector.

Área del flujo por la ventana del deflector.

Calor especifico del fluido.

Diámetro interno de la boquilla.

Diámetro externo de los tubos.

Diámetro interno de la carcasa.

Diámetro del haz tubular.

Diámetro volumétrico medio.

Fracción del fluido a través del camino i.

Factor de fricción.

Constante en las 2ª Ley de Newton.

Aceleración gravitacional.

Distancia entre los bordes de los deflectores.

Distancia OTL y la ventana.

Coeficiente de caída de presión para el camino i.

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Espacio entre deflectores.

Espacio de entrada y salida de deflectores.

Flujo másico de la corriente de derivación.

Flujo másico de la corriente que cruz el haz.

Flujo másico de la fuga entre deflector y carcasa.

Flujo másico total a lo largo de la carcasa.

Flujo másico entre los tubos y los deflectores.

Flujo másico a través de la ventana.

Flujo volumétrico del camino i.

Número de deflectores.

Número de tubos en el centro de la carcasa.

Número de franjas de sellado.

Número total de tubos.

Número total de tubos a través de la ventana.

Resistencia del fluido del camino i.

Pitch de los tubos.

Pitch en dirección del fluido.

Presión estática.

Número de Reynolds.

Disposición angular de los tubos.

Grosor del deflector.

Espacio radial entre el deflector y la carcasa.

Espacio radial entre deflector y tubos.

Espacio entre el haz tubular y la carcasa.

Espacio provocado por le placa de partición en el

Centro de la carcasa.

Pérdida de presión en el camino i.

125

Diferencia de altura entre las boquillas.

Pérdida de presión en el camino i.

Pérdida de presión en la región de flujo cruzado.

Pérdida de presión total.

Pérdida de presión en la ventana.

Viscosidad dinámica.

Ángulo carcasa corte del deflector.

Ángulo OTL corte del deflector.

Densidad.

Conducción.

126

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