Intercambiador _ Calor Dobe Tubo INFORME

Laboratorio de Ingeniería Química IIntercambiador de doble tubo

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TABLA DE CONTENIDOTABLA DE CONTENIDO

NN00 PAG. PAG.

1.- INDICE DE TABLAS1.- INDICE DE TABLAS22

2.- INDICE DE GRAFICOS2.- INDICE DE GRAFICOS 33

3.- RESUMEN 3.- RESUMEN 44

4.- INTRODUCCION4.- INTRODUCCION 55

5.- PRINCIPIOS TEORICOS5.- PRINCIPIOS TEORICOS 66

6.- DETALLES EXPERIMENTALES6.- DETALLES EXPERIMENTALES 1414

7.- TABULACION DE DATOS Y RESULTADOS7.- TABULACION DE DATOS Y RESULTADOS 1515

8.- DISCUSION DE RESULTADOS8.- DISCUSION DE RESULTADOS 1818

9.- CONCLUSIONES9.- CONCLUSIONES 1919

10.- RECOMENDACIONES10.- RECOMENDACIONES 2020

11.- BIBLIOGRAFIA11.- BIBLIOGRAFIA 2121

12.- APENDICE12.- APENDICE Ejemplo de cálculos Ejemplo de cálculos Gráficas Gráficas

22223030


INDICE DE TABLAS

Nº PAG.TABLA Nº01: CONDICIONES DE LABORATORIO 15

TABLA Nº02: DIMENSIONES DEL INTERCAMBIADOR DE DOBLE TUBO 15

TABLA Nº3: DATOS DE LITERATURA DE LA CORRIENTE FRÍA A DIFERENTES CAUDALES 15

TABLA Nº04: DATOS DE LITERATURA 15

TABLA Nº05: DATOS EXPERIMENTALES PARA LAS DIFERENTES CORRIDAS 16

TABLA Nº06: CAUDALES, FLUJO MÁSICO DE LA CORRIENTE FRÍA Y CALIENTE 16

TABLA Nº07: Cp (AGUA, VAPOR DE AGUA), Qc, Qh, Qp, Qperdido % 16

TABLA Nº8: Re, Pr Y LOS COEFICIENTES DE CONVECCIÓN Y TEMPERATURA DE PARED 17

TABLA Nº09: COEFICIENTE GLOBAL DE TRANSFERENCIA DE CALOR Uc, Ud Y EL FACTOR DE INCRUSTACIÓN (Rd). 17

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INDICE DE GRAFICOS

Nª

PÁG.

GRAFICA Nº01: COMPARACIÓN ENTRE Qc, Qp Y Qh 30

GRAFICA Nº02: COEFICIENTES DE PELÍCULAS HO Y HIO PARA LAS DIFERENTES CORRIDAS 30

GRAFICA Nº03: COEFICIENTES DE CALOR LIMPIO Y SUCIO (Uc y Ud) 31

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RESUMENRESUMEN

La práctica se basa en el proceso de transferencia de calor mediante el intercambio de calor

de una corriente de vapor proporcionado por una caldera a una corriente de agua fría. La

experiencia se llevo a cabo 756mmHg aproximadamente y a una temperatura de 21 º C.

La práctica se realiza a una presión constante de 5 psia y a diferentes caudales de 15, 35 y 55

LPM, esto se consigue variando el rotámetro. Luego se toma las medidas de las

temperaturas de entrada y salida, tanto de la corriente fría como de la caliente. Finalmente,

se recoge el líquido y el condensado para luego ser pesados.

Se obtiene valores de coeficiente total limpio, los cuales son 1287 W/m2K, 2058 W/m2K,

2427 W/m2K y del coeficiente total de lodos o de diseño son 1170 W/m2K, 1877 W/m2K,

2142 W/m2K para las corridas 1,2 y 3 respectivamente y los porcentajes de calor perdido:

1.92% ,3.67% y 4.18%.

Se concluye que el coeficiente total del diseño (UD ) es siempre es menor que el coeficiente

total limpio (UC) debido a que el coeficiente de diseño considera el factor de incrustación.

INTRODUCCIÓN

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Algunos de los problemas más importantes en la ingeniería que involucran la transferencia

de calor tienen relación con el diseño de intercambiadores de calor, es decir, dispositivos

que transfieren continuamente calor entre corrientes de fluidos.

El calentar de un fluido por diversos mecanismos se ha vuelto parte importante de las

operaciones en una planta, ya que un porcentaje importante de los costos operativos de

ésta son los producidos por el costo de la energía, ya sea de la eléctrica, el costo del vapor,

etc.

Por tal motivo, se ha estudiado por muchos años, como describir de manera científica dichos

fenómenos, lo cual permite a la ingeniería química tener cierto formalismo además de una

gran exactitud, que se verá reflejado en un mejor proceso y por ende en la reducción de

costos a todo nivel.

El presente informe tiene como objetivo la determinación del coeficiente global sucio y el

factor de obstrucción de un intercambiador de doble tubo.

FUNDAMENTOS TEÓRICOS

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Transmisión de Calor

Es la transmisión de energía en forma de calor desde un cuerpo a otro de menor temperatura. Así la diferencia de temperaturas es la fuerza impulsora que causa el fenómeno de transmisión de calor. Entonces el calor se define como aquella forma de energía que se transmite debido a una diferencia de temperatura. El calor puede transmitirse por: convección, conducción y radiación.

Intercambiadores de doble tubo

El intercambiador de calor más simple es el de doble tubo que se muestra en la fig.1; el intercambiador de calor de doble tubo consiste en dos tubos concéntricos, de manera que por el tubo central fluye un fluido, mientras que por el espacio anular fluye otro, ya sea a contracorriente o en paralelo. Por lo general la longitud da cada sección se limita a la longitud normal de los tubos, de manera que si se requiere una superficie apreciable de transferencia de calor, se utilizan con frecuencia, bancos de secciones. Si el área requerida es demasiado grande, no es recomendable usar intercambiador de doble tubo. El uso de intercambiadores de doble tubo no limita al intercambio de calor líquido-líquido, sino que también puede usarse para el intercambio gas-líquido y para el intercambio gas-gas. Los materiales de construcción pueden variar, dependiendo de los fluidos que se manejen. Cualquiera de los dos fluidos puede desplazarse a través del conducto o anular, a velocidades relativamente altas, ayudando de esta manera al proceso de transferencia de calor. Las partes principales son dos juegos de tubos concéntricos, dos tes conectoras, un cabezal de retorno y un codo en U, la tubería interior se soporta en la exterior mediante estóperos y el fluido entra al tubo interior a través de una conexión roscada localizada en la parte externa del intercambiador. Las tes tienen horquillas o conexiones roscadas que permiten la entrada y la salida del fluido del anulo que cruza de una sección a través de un cabezal de retorno. La tubería interna se conecta mediante una conexión en U que esta generalmente expuesta y que no proporciona superficie de transferencia de calor.

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Fig.1 Generación de vapor

Fig. 2 Intercambiador de doble tubo.

Coeficientes Totales De Transferencia De Calor

Los tubos concéntricos llevan juntas dos corrientes, cada una teniendo un coeficiente de película particular. Si el interior es muy delgado, las resistencias encontradas son la resistencia de película del fluido en el tubo, la resistencia de pared del tubo (Lm/Km) y la resistencia de la película del fluido en el ánulo.

Donde: hi: Coeficiente de película del fluido interior ho: Coeficiente de película del fluido exterior Lm: Espesor de la pared km: Conductividad térmica del fluido ∑ R: Resistencia Total

Es costumbre sustituirse 1/U por ∑ R donde U es el coeficiente total de transferencia de calor y hi Y ho deben referirse a la misma área de flujo de calor ya que un tubo real tiene distintas áreas por pie lineal tanto en su interior como en su exterior.

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∑ R= 1hi

+ LmKm

+ 1hO


Si se usa el área exterior del tubo interno hi debe multiplicarse por (Ai/Ao) para dar origen a hio referido al área mayor A.

Luego se tiene:

Generalmente, se considera que toda la pared del tubo está a la misma temperatura, por lo que no se considera en el cálculo de U, de todas maneras, se debe evaluar si esta suposición es correcta.

La ecuación de Fourier para estado estable es:

Q=UA ∆T

Donde: ΔT: Es la diferencia de temperaturas entre las dos corrientes para la superficie total A. A: Área de transferencia U: coeficiente global de transferencia de calor

Coeficiente de película para fluidos en tubos

Sieder y Tate, basados en los datos de Morris y Whitman, hicieron una correlación posterior, tanto como para el calentamiento como enfriamiento de varios fluidos en tubos horizontales y verticales extendiendo ésta para flujos turbulentos para números de Reynolds mayores a los 10 000, esta ecuación dio una desviación media máxima de +15 y -10%.

hi D

k=0.027( DG

μ )0.8

(Cμk )

1/3

( μμw )

0.14

hi

( μμw

)0.14 =0.027

k agua

Di(DG

μ )0.8

(Cμk )

1 /3

Donde:

hi: Coeficiente de película en el interior del tubo D: Diámetro del tubo K: Conductividad térmica de la pared

8

1U

=A0

hi A i

+ 1h0

+ LmKm

1U

= 1hIO

+ 1h0

+ LmKm


G: Velocidad de masaμ: Viscosidad del fluidoμw: Viscosidad referida a la pared del tubo

( μμw )

0.14

=ϕ

( DGμ )=Númerode Reynold=ℜ

(Cμk )=N úmero de Prandtl=Pr

Reemplazando se tiene:

hi D

ϕ=0.027

kagua

Di

(ℜ )0.8 ( Pr )1/3

Media Logarítmica de la diferencia de temperaturas (MLDT)

Generalmente los fluidos experimentan variaciones de temperatura, que no son líneas rectas cuando las temperaturas se grafican contra longitudes. La diferencia de temperaturas es la fuerza motriz mediante la cual el calor se transfiere desde la fuente hacia el receptor. La dirección relativa de los fluidos influye en el valor de la diferencia de temperaturas.

a. Intercambiador de flujo paralelo: La diferencia de temperatura entre el fluido frío y caliente es grande al principio pero decae rápidamente al aumentar la longitud y se aproxima a cero de forma asintótica.

Δt=MLTD=(T h1−T c1)−(T h 2−T c2 )

Ln(T h1−T c1

T h2−T c2)

b. Intercambiador de calor en contra flujo: mantiene la transferencia de calor entre las partes más calientes de los dos fluidos en un extremo, así como entre las partes más frías en el otro, por lo tanto el cambio de temperaturas (fluido caliente-frío) con respecto a la longitud del tubo (X) no es tan grande en ningún lugar como lo es para la región de entrada del intercambiador de flujo paralelo. La T entre ambos flujos es grande en la entrada del intercambiador.Donde la temperatura media logarítmica es mayor en el contra flujo que para el arreglo en flujo paralelo, por consiguiente el área superficial que se requiere para

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efectuar una transferencia de calor es más pequeña para contra flujo que para arreglo en paralelo suponiendo el mismo valor de U, también la temperatura final del fluido frío puede ser mayor que la temperatura final de fluido caliente en contra flujo pero no en paralelo.

Δt=MLTD=(T h1−T c2)−(T h 2−T c1 )

Ln(T h1−T c2

T h2−T c1)

Fig.3 Intercambiador de flujo paralelo y en contracorriente

Temperatura de la pared del tubo (tw)

Esta temperatura puede ser calculada a partir de las temperaturas caloríficas cuando tanto hi

como ho son conocidas, se considera que el tubo en su totalidad está a la superficie externa de la pared tw. Si la temperatura calorífica exterior es Tc y la temperatura calorífica interior es tc y 1/Rio = hio = hi x (Ai/A) = hi x (DI/DE), donde el subíndice io se refiere al valor del

coeficiente dentro del tubo, referido a la superficie exterior del tubo.

Reemplazando las resistencias por coeficientes de película

Resolviendo por tw:

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Q= Δt

∑ R=

T C−tC

RO+Rio

=tW−tC

Rio

T C−tC

1ho

+ 1hio

=tW−tC

1hio

tW=tC+ho

h io+ho(T C−tC )


Cuando el fluido caliente esta dentro del tubo es:

Incrustaciones (Rd)

Cuando los aparatos de transferencia de calor han estado en servicio por algún tiempo se les deposita incrustaciones o basura en la parte interior y exterior de las tuberías, añadiendo dos resistencias más de las que fueron incluidas en el cálculo de U. El equipo es diseñando anticipando la deposición de basura e incrustaciones, introduciendo una resistencia Rd llamada factor de basura, incrustación o de obstrucción. Supóngase Rdi

para el fluido del tubo interior y sus diámetro interior y Rdo para el fluido del anulo en el diámetro exterior del tubo interior, estos factores pueden considerarse demasiados delgados para lodos pero apreciablemente gruesos para incrustaciones, que tienen conductividad térmica mayor que los lodos.

El valor de U obtenido únicamente a partir de 1/hio y 1/ho puede denominarse coeficiente total limpio UC para demostrar que los lodos o basura no se han tomado en cuenta. El coeficiente que incluye la resistencia de lodos se llama de diseño o coeficiente total de lodos UD.

El valor de A correspondiente a UD en lugar de UC proporciona las bases en las cuales el equipo debe ser hecho en última instancia. La correlación entre los dos coeficientes totales UC y UD es:

Si: Rdi +Rdo = Rd

Entonces se tiene:

11

tW=T C−h io

hio+ho(T C−tC)

tW=T C−ho

hio+ho(T C−tC)

tW=tC+hio

h io+ho(T C−tC )

UC=1hio

+ 1ho

U D=Q

A ( MLDT )

1UD

= 1UC

+Rdi+ Rdo


Fig.4 Imagen en vista frontal de un intercambiador de calor

Trampa de vapor

Las trampas para vapor, son empleadas para funciones que no son tan aparentes. Cuando el sistema de vapor se interrumpe o apaga, aire ingresa en las tuberías para ocupar el espacio del vapor en compañía con el condensado generado. Las trampas para vapor deben por tanto desalojar ese aire en el momento de arranque de estos sistemas.

Fig.5 Trampa de vapor

En resumen, las tres importantes funciones de las trampas para vapor son:

1. Eliminación de condensado: El condensado debe pasar siempre, rápido y completamente a través de la trampa para vapor para obtener un mejor aprovechamiento de la energía térmica del vapor.

2. Eliminación de aire y otros gases no condensables: El aire y los gases disminuyen el coeficiente de transferencia de calor. Además, se debe tener presente que el O2 y el CO2

causa corrosión.

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Rd=1

U D

− 1UC


3. Prevención de pérdidas de vapor: No deben permitir el paso de vapor sino hasta que éste ceda la mayor parte de energía que contiene, también las pérdidas de vapor deben ser mínimas mientras la trampa libera vapor condensado, aire y gases inconfesables.

PROCEDIMIENTO EXPERIMENTAL

Materiales:

2 baldes Balanza de tres brazos. Cinta métrica. Cronómetro.

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Procedimiento:

Poner en funcionamiento la caldera con el fin de generar vapor de agua que es necesario en el intercambiador.

Abrir la válvula de entrada del líquido de agua fría del intercambiador y regular el flujo en tres medidas: baja, media y alta.

Abrir la válvula de entrada de vapor de agua manteniéndolo a la presión de 5 psia y 15LPM, y dejar que el sistema se estabilice( es decir que el agua fluya por todo el equipo)

Anotar las temperaturas en los puntos de entrada y salida tanto del vapor de agua como del agua fría.

Recolectar en un balde el condensado que sale del intercambiador por un lapso de tiempo, y luego pesarlo para obtener un flujo másico de vapor condensado.

Recolectar en un balde el fluido frio por un lapso de tiempo, y luego pesarlo para la verificación de los flujos.

Repetir este procedimiento para los caudales 35LPM y 55LPM obtenidos regulando la válvula de entrada de agua.

TABLA DE DATOS Y RESULTADOS

TABLA Nº01: Condiciones de laboratorio

T (ºC) 21

P (mmHg) 756

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TABLA Nº02: Dimensiones del Intercambiador de doble tubo

Tubo interno Tubo externoDiámetro Interior (m) 0,03478 0,0525Diámetro Exterior (m) 0,03978 -Longitud (m) 2.78Dh (m) 0.022AO (área externa del tubo interior) (m2) 0.347

TABLA Nº03: Datos de literatura de la corriente fría a diferentes caudales

Datos

Temperatura promedio del agua(K)

306.25 301.75 299.75

viscosidad (N.s/m2) 0.00075 0.00084 0.00085

densidad (kg/m3) 994.73 995.98 996.6

conductividad (W/m.K) 0.623 0.614 0.614

TABLA Nº04: Datos de literatura

h1 (19,7 psia, liquido saturado)(KJ/Kg) 454.4

h 2 (14.7 psia, vapor saturado)(KJ/Kg) 2675.6

h 3 (14.7 psia, liquido saturado)(KJ/Kg) 419.2

λ, Calor latente de condensación (KJ/kg) 2257

TABLA Nº05: Datos experimentales para las diferentes corridas

CORRIDA 1 P=5psi y Q =15 LPMFlujo frio (agua) Flujo caliente (vapor)

Masa (Kg) Tc1 Tc2 t (s) Masa (Kg) Th1 Th2 t (s)6.167 19.5 47 23.69 3.462 108 107 261

CORRIDA 2 P=5psi y Q =35 LPM15


Flujo frio (agua) Flujo caliente (vapor)Masa (Kg) Tc1 Tc2 t (s) Masa (Kg) Th1 Th2 t (s)

6.317 19.5 38 9.57 5.770 108 106 251

CORRIDA 3 P=5psi Q =55 LPMFlujo frio (agua) Flujo caliente (vapor)

Masa (Kg) Tc1 Tc2 t (s) Masa (Kg) Th1 Th2 t (s)5.967 19.5 34 6.23 7.193 108 101 275

TABLA Nº06: Caudales, flujo másico de la corriente fría y caliente

P (psi) Q(LPM)

Flujo frio (agua) Flujo caliente (vapor) MLTD

5

Flujo (Kg/s) Tc1 (°C) T°c2 (°C) Flujo (Kg/s) Th1 (°c) Th2 °C15 0,260 19.5 47 0.013 108 107 73.46

35 0.660 19.5 40 0.023 108 106 77.96

55 0.958 19.5 36 0.026 108 101 77.69

TABLA Nº07: Cp (agua, vapor de agua), Qc, Qh, Qp, Qperdido %

CORRIDA Cp agua (J/mol.K)

Cp vapor de agua

(J/mol.K)

Qc ganado por el agua(KJ/s)

Qh perdido por el vapor

(KJ/s)

Qp perdido por el vapor hacia los

alrededores(KJ/s)

Q perdido%

1 75,1 34,2 29,9 30,4 0,58 1,91

2 74.9 34.1 50.9 52.8 1.94 3.67

3 74.9 34.1 57.8 60.3 2.52 4.18

TABLA Nº 08: Re, Pr y los coeficientes de convección y temperatura de pared

CORRIDA Re Pr hi

(W/m2ºK)hio

(W/m2ºK)Tw (ºK)

112667,7 5,036 1587.48 1387.95 371

228905.0 5.671 3149.14 2753.32 360

3 41033.3 5.792 4197.59 3669.99 352

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TABLA Nº09: Coeficiente global de transferencia de calor Uc, Ud y el factor de incrustación (Rd).

CORRIDA UcW/m2ºK

UdW/m2ºK

Rd Promedio de Rd

11286.9 1169.9 0.000078

0.000059

22058.2 1877.7 0.000047

32426.7

2141.6 0.000055

DISCUSIÓN DE RESULTADOS

Es importante señalar que para determinar el flujo de vapor que interviene en el intercambio con el agua, se realiza un balance de energía en la trampa de vapor, para realizar dicho balance se considera que el flujo que ingresa a la trampa de vapor es liquido saturado, puesto que si se considera una mezcla ,que sería mucho más razonable, no se

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cuenta con la información suficiente para determinar la calidad del vapor ,es por ello que para efectos de cálculo y como una buena aproximación se considera líquido saturado.

Otro aspecto importante es que en realidad no se conoce en qué condiciones llega el vapor desde el caldero hasta el intercambiador. Por ejemplo si se considera vapor sobrecalentado, éste cede calor al ambiente por convección libre durante su recorrido hasta llegar al intercambiador, donde posiblemente llegue como vapor saturado. Ahora si se considera vapor saturado, probablemente llegue al intercambiador como una mezcla, por lo cual sería necesario determinar la calidad del vapor.

La energía perdida por el vapor se debe en mayor parte al cambio de estado, y en menor proporción a la variación de la temperatura.

La tabla Nº07 muestra los valores de calor perdido por el vapor: 30.4 KJ/s, 52.8KJ/s,60.3KJ/s y el calor ganado por el líquido: 29.9 KJ/s 50.9 KJ/s 57.8 KJ/s para las corridas 1,2 y 3 respectivamente. Siendo el porcentaje de calor perdido 1.91%, 3.67%,4.18% en cada caso; dichos valores indican que el intercambio de calor con el medio ambiente es mínimo.

La tabla Nº 09 muestra el coeficiente total limpio 1287 W/m2K 2058 W/m2K 2427 W/m2K y el coeficiente total de lodos o de diseño 1170 W/m2K 1877 W/m2K, 2142 W/m2K para las corridas 1,2 y 3 respectivamente En la misma tabla se observa los valores de factor de incrustación siendo éstos 7.8 x10 -5

m2K /W, 4.7 x 10-5 m2K /W ,5.5 x10-5 m2K /W para las diferentes corridas, donde se aprecia que no existe pérdida de energía significativa por incrustación.

CONCLUSIONES

1. Las pérdidas de calor cedidas al ambiente son insignificantes respecto al intercambio total de calor entre el vapor y el agua.

18


2. El coeficiente del diseño (UD ) es siempre es menor que el coeficiente limpio (UC) debido a que el coeficiente de diseño considera el factor de incrustación.

3. El coeficiente de convección para el líquido (hio ) aumenta a medida que incrementa el caudal.

4. A mayores caudales le corresponde mayores coeficientes globales de transferencia de calor Uc y UD.

RECOMENDACIONES

1. Esperar un lapso de tiempo para que se estabilice los flujos de la corriente fría y

caliente para tomar las lecturas de temperaturas correctas.

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2. Se debe mantener las presiones de vapor y del fluido frío en el ingreso de ambos para

mantener los mismos caudales. Esto se realiza abriendo o cerrando las válvulas.

3. Al momento de pesar el liquido y el vapor condensado debemos calibrar la balanza ,

para obtener resultados mas precisos

BIBLIOGRAFIA

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1. Incropera, Frank P. y De Witt, Daniel P., “Fundamento de transferencia de calor”, cuarta edición, Editorial Prentice Hall Hispanoamericanas.A. , 1999, páginas: 444-447, 587 – 604.

2. Kern Donald Q., “Procesos de transferencia de calor”, décimo séptima edición, editorial Continental S.A., México 1989, páginas: 112 – 116, 131 – 146.

3. Stoever, Herman Julius, “Transmisión del calor y sus aplicaciones”, segunda edición, editorial Librería del Colegio; Buenos Aires 1961, páginas: 36-39, 121-124-130-141-143.

APENDICE

EJEMPLO DE CÁLCULOS

21


Intercambiador de doble tubo

Para este caso se tomará los cálculos para el primer caudal de 15L/min:

Se Consideró el siguiente sistema:

Vapor a 108º C Vapor + condensado a 107ºC

Fluido frio a 47ºC Fluido frió a 19.5ºC

Sean los datos:

Caudal de Fluido caliente 0,0133 Kg/sTemperatura de entrada de Vapor(Th1) 108.0ºCTemperatura de salida de condensado(Th2) 107.0ºCTemperatura de entrada de agua(Tc1) 19.5ºCTemperatura de salida de agua(Tc2) 47.0ºCCaudal de Fluido Frío 0,2603Kg/s

1. Calculo el Calor ganado por el agua:

Antes se calcula los flujos másicos del agua y del vapor:

Fluido frío:

mC=W agua

Tiempo

mc=6 .167kg

23 .69 seg

mc=0 .260Kgs

Fluido caliente:

22

Trampa de vapor


mh=3,462 Kg261 seg

mh=0,013Kgs

Determinación del calor que gana el fluido frío:

Qc=mc xCpH 2O x (Tc2-Tc1 )

Qc=0 .2603kgs

x75 . 068KJKmolxk

x1kmolH 2 O

18 kgx( 47−19.5 )k

Qc=29 .855 kJ / s

2. Balance en la trampa de vapor

Liquido Saturado 3 Vap. sat. 14.7 psia 19.7 psia1

2 Liq. sat 14.7 psia

Balance en la trampa de vapor:

m 1 = m 3 + m 2

m 3 = m 1 – m 2

Balance de energía en la trampa de vapor:

m2h2+m3h3=m1h1

m1=m2(h2−h3 )h1−h3

Entonces se tiene para:

m2=mh= 0.013Kg

23

mh=W Condensado

tiempo


h1( L .S .−P=19.7 Psia )=454,4KJKg

h2( L .S .−P=14 .7 psia )=419,2KJKg

h3 (V . S.−P=14 .7 psia )=2675,6KJKg

m1=0 .013Kgs

x (419 .2−2675 .6454 . 4−2675 .6 )

m1=0,014Kgs

3.A continuación, se procede a calcular el calor perdido por el vapor, tanto por enfriamiento cómo por condensación:

Qt=QSensible+QLatente

Q sensible=m1 xCpx ΔT , QLatente= λ xm1

Donde:

Qt = Calor total cedido por el VaporQSensible = calor entregado por enfriamientoQLatent e = calor entregado por condensaciónm1 = flujo total de VaporCp = capacidad calorífica de condensado a la temperatura promedioλ = calor latente de vaporización

Teniendo los valores, se resolvieron las ecuaciones:

Qt=(0 .0135Kgs

x 34 .116KJ

Kmolxkx

1kmol H 2 O

18 kgx (108−107 ) k )+(2257

KJKg

x 0 .0135Kgs )

Qt=30,438KJs

Así, el calor perdido el exterior es:

QPerd .=30 .438KJs

−29 . 855KJs

=0,583KJs

24


Y el porcentaje de calor perdido es:

%QPerd .=0 .583

30 .438x100=1 .92 %

4. Cálculo del hi y hio

4.1. Determinación del número de Reynolds:

Re=4 xmc

π×di×μ

Donde:mc = Flujo másico del fluido frío di= diámetro interior del tubo interno μ = Viscosidad del fluido frío

Reemplazando se obtiene:

Re=4 x0,2603

Kgs

3 . 142 x 0,0007523Kgmxs

x0,0348 m=12668

4.2. Cálculo del coeficiente de película para régimen turbulento:

Para el cual se usa la siguiente fórmula dada por Mc adams sacado del libro de Stoever:

hi=0.027 x Re0 .8 x Pr1/3 xKdi

Donde:

K: Conductividad térmica Re: Número de ReynoldsPr: Número de Prandtl

Pr se halla por la siguiente fórmula:

Pr=CpH 2= xμ

k

25


Pr=75,068

Jmolxk

x0,0007523Kgmxs

0,623W

mxk

x1mol

18 x10−3 kg=5,036

Hallando hi :

hiΦ

=0 .027 x Re0 . 8 xPr1/3 xKdi

hiΦ

=0 .027 x 12667 .70. 8 x 5. 0361 /3 x0,623w/m .k0,0348m

=1587Jm2 s .k

4.3. Cálculo del hio

hioΦ

=hiΦ

.AiAo

=hiΦ

.dido

hioΦ

=1587J

m2 s .kx (0,03478m

0,03978m )=1388W

m2 .k

4.4. Determinación del ho (coeficiente de película del lado del anulo)

Del libro de Stoever tenemos:

ho=0 . 725x ( λ . ρ2 .k3 . gμ .do . ΔT )1/4

ΔTo=T h . prom−T W

Tw: Temp. de la superficie exterior del tubo interno, para determinar este valor se realiza

por tanteo.

λ se determina con Th.prom

Para evaluar µ, K, ρ se emplea Tf

Siendo:

t f=th. prom+tw

2

26


1ra iteración:

T Wi=90 ºC=363K

t f1=380. 5+363

2=371 .8

Datos a tf1=371.8K

μ=0,0002868Kgm . s

K=0,681WmxK

ΔTo=380.5 K−363 K=17 .5 K

λ=2257KJKg

do=0,03978m

g=9 .8m

s2

ρ=958,4Kg

m3

Reemplazando:

ho=0 . 725x (2257 x 103 JKg

x (958 . 4Kg

m3 )2

x (0 .681J

m .. s .K )3

x9 .8m

s2

0 . 0002868Kgm . s

x 0 .03978mx 17 .5 K )1/4

=9707,0W

m2 . K

hio=hioΦ

x (μagua

μw

)0 .14

hio=1388x(0,00075230,0003165

)0 .14

hio=1567wm2 .K

El nuevo Tw es:

T W=T h .prom−(hiohio+ho

)(T h . prom−T c . prom )

T W=380 .5−1566 . 81566 . 8+9707 .0

(380 . 5−306 . 3 )

T W=370 K

27

Laboratorio de Ingeniería Química I

Como el Tw calculado no es igual al asumido se procede a hacer tantas iteraciones hasta que se establezca la convergencia, resultando en la tercera iteración el valor convergente:

T W=371 ºC

ho=10982J

s .m2 .K

hio=1586,2J

s .m2 . K

4.5.Cálculo del DMLT (Media logarítmica del diferencial de temperaturas)

DMLT=(T h 1−T c2 )−(T h2−T c1)

Ln(T h 1−T c 2

T h 2−T c 1)

DMLT=(108−47 )−(107−19 .5 )

Ln(108−47107−19 . 5 )

DMLT=73 . 5 K

4.6.Determinación del UD (coeficiente de transferencia de calor de diseño)

U D=QcAxDMLT

Ao=π .do. L

Qc=29,9KJs , Calor ganado por el fluido frío

do=0,03978 m , diámetro externo del tubo internoL=2,78m , longitud del intercambiador

Reemplazando en obtenemos

A=0 .347m2

28


U D=29 . 9

Js

0.347m2 x73 . 5Kx 1000

U D=1170W

m2 .K4.7. Determinación de Uc (Coeficiente de transferencia de calor limpio)

e : Espesor del TuboKtubo : Conductividad térmica del tubo

Reemplazando se tiene:

1Uc

=1

1586,2W

m2 . K

+1

10981,9W

m2 . K

+0 . 0025m

44 . 997Wm . K

Uc=1286,9W

m2 . K

4.8. Cálculo del factor de incrustación (Rd)

Rd= 1U D

− 1Uc

= 11169,9

− 11286,9

=7 .7x10-5

29

1Uc

= 1hio

+ 1ho

+ eKt


GRAFICAS

1 2 30

10

20

30

40

50

60

Qc=calor ganado por el fluido frioQh=calor cedido por el fluido calienteQp=calor perdido al medio ambiente

Corridas

Q(KJ/s)

Pv=5psiQ=55L/min

Pv=5psiQ=5L/min

Pv=5psiQ=35L/min

Grafica Nº01: Comparación entre Qc, Qp y Qh

30


1 2 30.00

2000.00

4000.00

6000.00

8000.00

10000.00

12000.00

hio

ho

Corridas

h(w/m2.k)

Pv=10psiQ=5L/min Pv=10psi

Q=35L/minPv=5psiQ=55L/min

Grafica Nº02: Coeficientes de películas ho y hio para las diferentes corridas

1 2 30.00

500.00

1000.00

1500.00

2000.00

2500.00

Uc:coefienciente glo-gal de transfrencia de calor limpio

UD:coeficiente global de transferencia de calor sucio

corridas

U(w/m2.k)

Pv=5psiQ=55L/min

Pv=10psiQ=35L/min

Pv=10psiQ=5L/min

Grafica Nº03: Coeficientes de calor limpio y sucio (Uc y Ud)

31

Intercambiador _ Calor Dobe Tubo INFORME

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