1. UNIVERSIDAD NACIONAL DEL CALLAO
FACULTAD DE INGENIERÍA MECÁNICA - ENERGÍA
2010
DISEÑO DE UN
INTERCAMBIADOR
DE CALOR DE
CORAZA Y TUBO
13/07/2010

2. ÍNDICE
I.INTRODUCCIÓN 2
II.CONCEPTOS IMPORTANTES3 3
III.MARCO TEORICO4 4
III.1TUBOS PARA INTERCAMBIADORES DE CALOR5 5
III.2ESPACIADO DE LOS TUBOS6 6
CORAZAS7 7
INTERCAMBIADORES CON CABEZAL DE TUBOS
7
ESTACIONARIOS7
DEFLECTORES7 7
INTERCAMBIADORES CON CABEZAL DE TUBOS FIJOS CON
9
CARRETES INTEGRALES9
INTERCAMBIADOR 1-2 CON CABEZAL DE TUBOS FIJO10 10
INTERCAMBIADORES CON HAZ DE TUBOS REMOVIBLE11 11
DISTRIBUCIÓN EN EL CABEZAL DE TUBOS Y NUMERACIÓN DE
12
TUBOS12
CABEZA FLOTANTE EMPACADA14 14
INTERCAMBIADORES CON TUBOS EN U15 15
IV. CALCULO DE LOS INTERCAMBIADORES DE TUBO Y
16
CORAZA16
IV.2FACTOR DE INCRUSTACIÓN16 16
IV.3 COEFICIENTES DE PELÍCULA DEL LADO DE LA CORAZA17 17
IV.4MASA-VELOCIDAD LADO DE LA CORAZA19 19
IV.5 DIÁMETRO EQUIVALENTE LADO DE LA CORAZA19 19
IV.6 LA DIFERENCIA VERDADERA DE TEMPERATURA ΔT EN
20
UN INTERCAMBIADOR 1-220
IV.7 CAÍDA DE PRESIÓN EN INTERCAMBIADORES DE CALOR
22
MULTITUBULARES EN EL LADO DE LA22 CARCAZA23
IV.8 EN LOS TUBOS24 22
IV.9 MÉTODO DE LA TEMPERATURA MEDIA LOGARÍTMICO24 23
V.NORMAS DE DISEÑO25 24
V.1. CODIGOS EMPLEADOS26 24
V.1.1. CODIGO ASME27 25
V.1.2 NORMAS TEMA (STANDARD OF TUBULAR EXCHANGERS
26
MANUFACTURERS ASSOCIATION)28
V.2. ASPECTOS GENERALES29 27
V.3. NOMENCLATURA E IDENTIFICACIÓN DE CAMBIADORES
28
DE CALOR30
V.4. ELEMENTOS CONSTITUTIVOS DE UN CAMBIADOR DE
29
CALOR31
NORMA Nº 11.632 30
NORMA Nº 1.233 31
NORMA Nº 1.339 32
VI.CALCULO DE UN INTERCAMBIADOR DE CORAZA Y TUBO
33
DE AGUA DESTILADA Y AGUA CRUDA.
VI.1CONDICIONES DE OPERACIÓN 33
VI.2 SOLUCIÓN POR MEDIO DE EL SOFTWARE EES 39
VII. CONCLUCIONES 49
VIII.ANEXOS 50
IX.BIBLIOGRAFIA 51
2

3. I. Introducción:
La aplicación de los principios de transferencia de calor al diseño de equipo
a fin de cumplir con cierto objetivo ingenieril es de importancia extrema, ya que al
aplicar estos principios al diseño el individuo trabaja en la importante meta del
desarrollo de un producto para beneficio económico.
A la larga, la economía juega un papel clave en el diseño y selección de
equipo de intercambio de calor, y el ingeniero deberá tenerlo en cuenta cuando
trabaje sobre cualquier nuevo problema de diseño de transferencia de calor. El
peso y tamaño de los cambiadores de calor que se usan en aplicaciones espaciales
o aeronáuticas son parámetros muy importantes y en estos casos las
consideraciones de costo, en lo que se refiere a costos de materiales y construcción
del cambiador de calor, están subordinadas; sin embargo, el peso y tamaño son
factores de costo importantes en la aplicación global en estos campos y por tanto,
deben también considerarse como variables económicas.
Una aplicación específica nos proporcionará las reglas a seguir si queremos
obtener el mejor diseño en relación con consideraciones económicas, tamaño,
peso, etc. Un análisis de todos estos factores está fuera del alcance de nuestro
presente estudio, pero no está de mas recordar que en la práctica se les deberá
tener en cuenta. Nuestro estudio de cambiadores de calor tomará la forma de un
análisis técnico, es decir, se delinearán los métodos para predecir el rendimiento
de los cambiadores de calor, así como una exposición de los métodos que se
pueden usar en la estimación del tamaño del cambiador y el tipo necesario para
realizar una tarea específica.
A este respecto limitaremos nuestro estudio a cambiadores en los que las
principales formas de transferencia de calor son por conducción y convección. Esto
no implica que la radiación no sea importante en el diseño de cambiadores de
calor, de hecho en muchas de las aplicaciones espaciales para efectuar una
transferencia de energía, éste es el medio disponible que predomina.
3

4. II. CONCEPTOS IMPORTANTES
Cambiador de calor
Es un equipo de proceso en el que circulan generalmente dos fluidos en
condiciones de temperatura diferentes, uno por el lado tubos y el otro por el lado
coraza, con el fin de intercambiar calor a través de las paredes metálicas de
los tubos de transferencia, sin que ocurra un contacto directo entre ellos.
Lado tubos
Llamamos así a los conductos por donde circula el fluido que pasa por el
interior de los tubos de transferencia.
Lado coraza o lado envolvente
Se llama así al conducto por donde circula el fluido que baña a los tubos de
transferencia.
Presión de operación (Po)
También conocida como presión de trabajo. Se define como la presión
manométrica a la cual está sometido un equipo en condiciones normales de
operación. Debemos tener presente que en el caso de los cambiadores de calor, se
manejan dos presiones de operación, una por el lado de tubos y la otra por el lado
de la coraza.
Presión de diseño (PD)
Se define como la presión que será utilizada en el diseño del cambiador
de calor. Para servicios a “vacío” se debe especificar una presión externa de diseño
de 15 Lb / Pu lg 2 (vacío total). Para una presión de operación arriba de la
atmosférica, la presión de diseño será:
si Po ≤ 300Lb / pulg 2
ó
si Po > 300Lb / pu lg 2
Resulta importante mencionar que al hablar de presiones, temperaturas,
materiales, etc., en cambiadores de calor, debemos siempre especificar si se
trata del lado de los tubos o del lado de la coraza, ya que generalmente las
condiciones de operación y consecuentemente las de diseño, son diferentes en un
lado y en el otro.
Presiones de prueba (Pp)
Normalmente conocida como presión hidrostática de prueba, la cual es
llevada a cabounas ves q ha sido fabricado el cambiador de calor,
fundamentalmente consiste en el llenado del equipo con agua, al mismo
tiempo que se le somete a presión, su valor se cuantificará por medio de la
siguiente ecuación:
4

5. Donde:
Sta = Esfuerzo a la tensión del material a la temperatura ambiente
Std = Esfuerzo a la tensión del material a la temperatura de diseño
Presión de trabajo máxima permisible
Es la presión máxima a la que se puede someter un cambiador de calor en
condiciones de operación, la evaluación de esta presión, será de mayor utilidad
cuando el equipo se encuentre en las siguientes condiciones:
a) En condiciones corroídas
b) Bajo los efectos de la temperatura de diseño
c) En posición normal de operación
Temperatura de operación (To)
Es el valor normal de temperatura en las condiciones de operación del
proceso, a la cual el cambiador de calor será expuesto.
Temperatura de diseño (TD)
Se define como la temperatura que será utilizada en el diseño del cambiador
de calor, esta temperatura se selecciona como sigue:
Para fluidos que operan con una temperatura superior a 32 0F la temperatura de
diseño será la que resulte mayor de las siguientes:
Para fluidos que operan a una temperatura de 32 F (0 C) o inferior, se
deberá especificar simultáneamente la temperatura mínima y la máxima
anticipada, siendo esta última no menor a 150 F (65.5 C) para el lado de la coraza
con el objeto de considerar la circulación de aire caliente durante la operación de
secado, posterior a la prueba hidrostática.
Esfuerzo de diseño a la tensión (S)
Es el valor máximo al que puede someterse un material que forma parte de
un cambiador de calor en condiciones normales de operación. Su valor está basado
de secado 25% del esfuerzo último a la tensión del material en cuestión.
III. MARCO TEORICO
El elemento tubular. La satisfacción de muchas demandas industriales requiere el
uso de un gran número de horquillas de doble tubo. Estas consumen considerable
área superficial así como presentan un número considerable de puntos en los
cuales puede haber fugas. Cuando se requieren superficies grandes de
transferencia de calor, pueden ser mejor obtenidas por medio de equipo de tubo y
coraza. El equipo de tubo y coraza involucra la expansión de un tubo en un espejo y
la formación de un sello que no fuga bajo condiciones razonables de operación.
5

6. FIG. 1. Tubo rolado FIG. 2. Casquillo
Un ejemplo simple y común de tubo expandido se muestra en la Fig. 1. En el
espejo se perfora un orificio cuyo diámetro es apenas mayor que el diámetro
exterior del tubo, además se cortan dos o más hendeduras en la pared de este
orificio.
Se coloca el tubo dentro del orificio, y se inserta un rolador en el final del
tubo. El rolador es un mandril rotatorio que tiene conicidad pequeña. Es capaz de
exceder el límite elástico del metal del tubo y transformarlo a una condición
semiplástica, de manera que se escurra hasta las hendeduras y forme así un sello
perfecto.
El rolado de los tubos es un arte, ya que el tubo puede dañarse si se rola
hasta adelgazarlo demasiado, de manera que el sello tiene poca resistencia
estructural.
En algunos usos industriales es deseable instalar tubos en el espejo, de
manera que puedan ser fácilmente removidos, como se muestra en la Fig.2. En la
práctica, los tubos se empacan en el espejo mediante casquillos, y usando anillos de
metal suave como empaques.
III.1Tubos para intercambiadores de calor
Los tubos para intercambiadores de calor también se conocen como tubos
para condensador y no deberán confundirse con tubos de acero u otro tipo de
tubería obtenida por extrusión a tamaños normales de tubería de hierro.
El diámetro exterior de los tubos para condensador o intercambiador de
calor, es el diámetro exterior real en pulgadas dentro de tolerancias muy estrictas.
Estos tubos para intercambiador se encuentran disponibles en varios metales, los
que incluyen acero, cobre, admiralty, metal Muntz, latón, 70-30 cobre-níquel,
aluminio-bronce, aluminio y aceros inoxidables.
6

7. Se pueden obtener en diferentes gruesos de pared, definidos por el
calibrador Birmingham para alambre, que en la práctica se refiere como el
calibrador BWG del tubo. En la Tabla 10 de los anexos se enlistan los tamaños de
tubo que generalmente están disponibles, de los cuales los de 3/4 y 1 pulg de
diámetro exterior son los más comunes en el diseño de intercambiadores de calor.
Los datos en la Tabla 10 han sido arreglados de tal manera que puedan ser
útiles en los cálculos de transferencia de calor.
F
igura3 Arreglos comunes para los tubos de los intercambiadores.
III.2Espaciado de los tubos.
Los orificios de los tubos no pueden taladrarse muy cerca uno de otro, ya
que una franja demasiado estrecha de metal entre los tubos adyacentes, debilita
estructuralmente el cabezal de tubos o espejo. La distancia más corta entre dos
orificios adyacentes es el claro o ligadura, y éstos a la fecha, son casi estándar.
Los tubos se colocan en arreglos ya sea triangular o cuadrado, como se muestra
en las Fig. 3a y b. La ventaja del espaciado cuadrado es que los tubos son accesibles
para limpieza externa y tienen pequeña caída de presión cuando el fluido fluye en
la dirección indicada en la Fig.3a.
El espaciad0 de los tubos PT es la distancia menor de centro a centro en tubos
adyacentes. Los espaciados más comunes para arreglos cuadrados son de 3/4 plg
(DE) en un espaciado cuadrado de 1 plg y de 1 plg (DE) en un espaciado en cuadro
de de plg. Para arreglos triangulares éstos son, de 3/4 plg DE en espaciado
triangular de 15/16 plg, 3/4 plg (DE) en un arreglo triangular de 1 plg, y 1 plg DE
en un arreglo triangular 1 plg. En la Fig 3c el arreglo en cuadro ha sido rotado 45O,
y permanece esencialmente lo mismo que en la Fig. 3a. En la Fig. 3d se muestra una
modificación del espaciado triangular que permite una limpieza mecánica. Silos
tubos se separan suficientemente, es posibe dejar los pasajes indicados para
limpieza.
Corazas. Las corazas hasta de 12 plg de diámetro IPS se fabrican de tubo de
acero, como se dan en la Tabla ll. Sobre 12 e incluyendo 24 plg el diámetro
exterior real y el diámetro nominal del tubo son los mismos. El grueso
estándar para corazas con diámetros interiores de 12 a 24 plg inclusive, es
de 3/8 plg, lo que es satisfactorio para presiones de operación por el lado de
7

8. la coraza hasta de 300 lb/plg”. Se pueden obtener mayores gruesos para
presiones superiores.
Las corazas mayores de 24 plg de diámetro se fabrican rolando placa de
acero.
Intercambiadores con cabezal de tubos estacionario. El tipo más simple
de intercambiador es el tipo fijo o intercambiador con cabezal de tubo
estacionario, de los cuales el mostrado en la Fig. 4 es un ejemplo.
Las partes esenciales son la coraza (1), equipada con dos entradas y que
tiene dos cabezales de tubos o espejos (2) a ambos lados, que también
sirven como bridas para fijar los dos carretes (3) y sus respectivas tapas (4).
Los tubos se expanden en ambos espejos y están equipados con deflectores
transversales (5) en el lado de la coraza. El cálculo de la superficie efectiva
frecuentemente se basa en la distancia entre las caras interiores de los
espejos en lugar de la longitud total de los tubos.
Figura 4 Intercambiador tubular de cabezal fijo
Deflectores. Es claro que se logran coeficientes de transferencia de calor
más altos cuando el líquido se mantiene en estado de turbulencia. Para
inducir turbulencia fuera de los tubos, es costumbre emplear deflectores
que hacen que el líquido fluya a través de la coraza a ángulos rectos con el
eje de los tubos. Esto causa considerable. Turbulencia aun cuando por la
coraza fluya una cantidad pequeña de líquido. La distancia centro a centro
entre los deflectores se llama espaciado de deflectores. Puesto que los
deflectores pueden espaciarse ya sea muy junto o muy separado, la masa
velocidad no depende enteramente del diámetro de la coraza. Usualmente
el espaciado de los deflectores no es mayor que una distancia igual al
diámetro interior de la coraza, o menor que una distancia igual a un quinto
del diámetro interior de la coraza. Los deflectores se mantienen firmemente
mediante espaciadores (6) como se muestra en la Fig. 4, que consisten de
un pasador atornillado en el cabezal de tubos o espejo y un cierto número
de trozos de tubo que forman hombreras entre deflectores adyacentes. Un
detalle amplificado se muestra en la Fig. 5.
Hay varios tipos de deflectores que se emplean en los intercambiadores
de calor, pero los más comunes son los deflectores segmentados que es
muestran en la Fig. 6. Los deflectores segmentados son hojas de metal
8

9. perforadas cuyas alturas son generalmente un 75% del diámetro interior de
la coraza.
Estos se conocen como deflectores con 25% de corte y serán usados a
través de este texto, aun cuando otros deflectores fraccionales se empleen
también en la industria.
Figura 5 Espaciador de deflector (aumentado).
Figura 6 detalle de deflector segmentado.
Coraza
Corona Corona Disco
Figura 7 Deflector de disco y corona.
9

10. Pueden ser arreglados, como se muestra: para flujo “arriba y abajo” o pueden ser
rotados 90° para un flujo ‘lado con lado”, este último es deseable cuando a través de la
coraza fluye una mezcla de líquido y gas. Es el espaciado del deflector y no el 25% de su
corte, el que determina, como se mostrará después, la velocidad efectiva del fluido en la
coraza.
Otros tipos de deflectores son el de disco y corma de la Fig. 7 y el deflector de
orificio en la Fig. 8. Aun cuando algunas veces se emplean otros tipos, no son de
importancia general.º
Figura 8 deflector de orifico
Intercambiador con cabezal de tubos fijos con carretes integrales.
Otra de alguna de las variaciones del intercambiador de cabezal de tubos fijo se
muestra en la Fig. 9, en el cual los cabezales de tubo se insertan dentro de la coraza,
formando los carretes que son p-es integrales de la coraza. Al usar
intercambiadores con cabezal de tubos fijo, es a menudo necesario tomar en
cuenta la expansión térmica diferencial entre los tubos y la coraza durante la
operación, o de otra manera se desarrollaran esfuerzos térmicos a través del
espejo o cabezal de tubos. Esto puede efectuarse usando una junte de expansión en
la coraza, de las cuales hay disponible un buen número de ellas.
Figura 9. intercambiadores con cabezal de tubos fijos con carretes integrales
Intercambiador 1-2 con cabezal de tubos fijo. Intercambiadores del tipo
mostrado en las Fig. 4 y 9 pueden considerarse como operando en contracorriente,
10

11. no obstante, el hecho de que el fluido en la coraza fluye por el lado externo de los
tubos. Desde un punto de vista práctico, es muy difícil obtener altas velocidades
cuando uno de los fluidos fluye a través de todos los tubos en un solo paso. Sin
embargo, esto puede evitarse, modificando el diseño de manera que el fluido en los
tubos pase a través de ellos en fracciones consecutivas.
Un ejemplo de intercambiador de cabezal de tubos fijo en dos pasos se
muestra en la Fig. 10, en el cual todo el fluido en los tubos fluye a través de las dos
mitades de los tubos sucesivamente.
El intercambiador en el cual el fluido de la coraza fluye en un paso por la
coraza y el fluido de los tubos en dos o más pasos, es el intercambiador 1-2. Se
emplea un solo carrete con una división para permitir la entrada y salida del fluido
de los tubos por el mismo carrete. En el extremo opuesto del intercambiador está
colocado un bonete para permitir que el fluido de los tubos pase del primero al
segundo paso. Como con todos los intercambiadores de cabezales fijos, la parte
externa de los tubos es inaccesible para la inspección o limpieza mecánica. El
interior de los tubos puede ser limpiado removiendo únicamente la tapa del
carrete y usando un limpiador rotatorio o un cepillo de alambre. Los problemas de
expansión son extremadamente críticos en los intercambiadores 1-2 de cabezal
fijo, puesto que ambos pasos así como la coraza, tienden a dilatarse diferentemente
y originan esfuerzos en los espejos estacionarios.
Figura 10 Intercambiadores 1-2 de cabezal fijo.
Intercambiadores con haz de tubos removible. En la Fig. 11 se muestra un
contratipo del intercambiador 1-2, que tiene el banco de tubos removible de la
coraza. Consiste de un cabezal de tubos estacionario, que se encuentra sujeto entre
la brida de un carrete y la brida de la coraza. En el extremo opuesto del haz de
tubos, éstos se expanden en un cabezal de tubos flotante que se mueve libremente.
Al cabezal de tubos se atornilla un casquete de cabeza flotante y todo el haz de
tubos puede extraerse por el extremo del carrete. La coraza se cierra mediante un
bonete. Los cabezales flotantes ilustrados, eliminan los problemas de expansión
diferencial en muchos casos y se llama cabezal flotante de arrastre.
11

12. Figura 11 Intercambiador 1-2 con cabezal de arrastre
La desventaja de usar un cabezal flotante de arrastre es de simple
geometría. Para asegurar la tapa del cabezal flotante es necesario atornillarla
dentro de la coraza de los tubos, y los tornillos requieren el uso de espacio donde
sería posible insertar gran número de tubos.
El atornillador no únicamente reduce el número de tubos que pueden ser
colocados en el haz de tubos, sino que también provee de una canalización de flujo
no deseable entre el banco de tubos y la coraza.
Estas objeciones se superan en el intercambiador más convencional 1-2 de
cabeza flotante y anillo seccionado, mostrado en la Fig. 12. Aun cuando es
relativamente cara su manufactura, tiene un gran número de ventajas mecánicas.
Difiere del tipo cabezal de arrastre por el uso de un arreglo de anillo
seccionado en el cabezal flotante de tubos y una coraza más grande que lo cubre y
lo acomoda.
Los detalles del anillo seccionado se muestran en la Fig.13. El cabezal
flotante de tubos se sujeta mediante una abrazadera a la tapa de la cabeza flotante
y un anillo abrazadera que se coloca detrás del cabezal de tubos. El cual está
dividido por mitad para permitir desmantelarse.
Figura12 Intercambiador 1-2 de cabezal flotante
Diferentes fabricantes tienen también diferentes modificaciones del diseño
que aquí se muestra, pero todas ellas llenan el propósito de proveer un aumento de
12

13. superficie en comparación con el cabezal de arrastre considerando un mismo
tamaño de coraza.
Figura 13 Ensamble de anillo abrazadera dividido
También se emplean, como se muestra en la Fig.12, carretes fundidos que
no tienen tapa removible.
Distribución en el cabezal de tubos y numeración de tubos. La distribución
típica de tubos para un intercambiador de cabezal flotante de anillo dividido, se
muestra en la Fig. 14.
La distribución actual es para una coraza de 13’/4 plg DI con tubos de 1 plg
DE y en arreglo de paso triangular de 11/4 plg acomodado para seis pasos en los
tubos.
También se muestra la colocación de las divisiones para el carrete y la tapa
del cabezal flotante junto con la orientación de los pasos.
Usualmente los tubos no se colocan simétricamente en el cabezal.
Generalmente se dispone de un espacio extra en la entrada omitiendo tubos
directamente bajo la tobera de admisión para minimizar los efectos de contracción
del fluido que entra a la coraza.
13

14. Figura 14. Distribución de tubos en el cabezal para una coraza de 13 plg. (DI) tubos
de 1pgl (DE) y en arreglo de paso triangular de 1 pgl. Acomodado para seis pasos en
los tubos
Cuando los tubos se distribuyen con los mínimos espacios permitidos entre
las divisiones y tubos adyacentes y dentro de un diámetro libre de obstrucciones
llamado el límite exterior de tubo, el número de tubos en la distribución se llama
numeración de tubos.
No siempre es posible tener el mismo número de tubos en cada paso, aun
cuando en intercambiadores de gran tamaño, esta descompensación no deberá ser
mayor de 5%.
En la Tabla 9 del anexo, la numeración de tubos para tubos de 3/4 y 1 plg de
diámetro externo se da para corazas de un paso, y para uno, dos, cuatro, seis y ocho
pasos en los tubos.
Para efectos de distribuir convenientemente los tubos de un intercambiador
de calor dentro de la carcaza, de forma que si se opera con varias pasadas por los
tubos, todas ellas tengan el mismo número de tubos, se indica en la tabla 9 del
anexo como disponerlos.
Un ejemplo se muestra en la figura adjunta.
14

15. Esta numeración de tubos incluye una trayectoria libre de entrada bajo la
boquilla de alimentación igual al área transversal de la boquilla mostrada en la
Fig.1.
Cuando se usa una boquilla de entrada más grande, se puede obtener un
espacio extra de entrada abocinando la boquilla de entrada en su base, o
eliminando los tubos que de ordinario están situados cerca de la boquilla de
entrada.
Cabeza flotante empacada. Otra modificación del intercambio 1-2 de cabeza
flotante es el intercambiador de cabeza flotante empacada, que se muestra en la
Fig. 15. Este intercambiador tiene una extensión en el cabezal de tubos flotante,
que se confina mediante un estopero.
15

16. Aun cuando es enteramente satisfactorio para corazas hasta de 36 plg DI,
los estoperos mayores de esta medida no se recomiendan para presiones altas o en
servicios sujetos a vibración.
Figura15. Intercambiador1-2 de cabeza flotante empaquetada
Intercambiadores con tubos en U. Los intercambiadores 1-2 mostrados en la Fig.
16. están formados por tubos que se doblan en forma de U y se rolan después en el
espejo o cabezal de tubos.
Los tubos pueden dilatarse libremente, eliminando la necesidad del cabezal
de tubos flotante, la tapa del cabezal, la brida de la coraza y la tapa removible de
esta última.
Se pueden instalar deflectores de la manera convencional en arreglos
tubulares cuadrados o triangulares.
El diámetro más pequeño al cual se puede doblar un tubo sin deformar el
diámetro exterior en un doblez en U, es de tres a cuatro veces el diámetro exterior
del tubo.
Esto significa que de ordinario es necesario omitir algunos tubos en el
centro del haz, dependiendo de la distribución.
Figura16 Intercambiador 1- 2 de cabeza flotante empaquetada
Una modificación interesante del intercambiador con tubos en U se muestra en la
Fig.17.
16

17. Emplea un doble cabezal de tubos estacionarios y se usa cuando la fuga del líquido
por uno de los cabezales al unirse con el otro fluido puede ocasionar serios daños por
corrosión.
Usando dos cabezales de tubos con una franja de aire entre ellos, cualquier fluido
que se escape a través de los espejos tiene salida a la atmósfera. De esta manera, ninguna
de las corrientes puede contaminar la otra como resultado de fuga, excepto cuando se
corroe el tubo mismo.
Aun la falla de los tubos puede prevenirse aplicando una prueba de presión
periódicamente.
Figura 17. Intercambiadores de tubos en U con doble cabezal
IV. CALCULO DE LOS INTERCAMBIADORES DE TUBO Y CORAZA
IV.1Cálculo del coeficiente global de transferencia de calor
Por lo que el intercambiador está aislado térmicamente entonces se puede
considerar que el intercambiador se comporta como una pared cilíndrica, teniendo
en cuenta las resistencias de conducción y convección entre fluidos.
IV.2Factor de incrustación
Durante la operación normal de un intercambiador de calor, a menudo las
superficies están sujetas a la obstrucción por impurezas, formación de moho; este
efecto se puede tratar mediante la introducción de una resistencia térmica
adicional denominada factor impureza. .su valor depende de la temperatura de
operación y que esta tabulado para diferentes fluidos.
17

18. IV.3 Coeficientes de película del lado de la coraza.
Los coeficientes de transferencia de calor fuera del haz de tubos se refieren
como coeficientes del lado de la coraza.
Cuando el haz de tubos emplea deflectores para dirigir el flujo del fluido de
la coraza a través de los tubos, desde la parte superior a la parte inferior, los
coeficientes de transferencia de calor son mayores que para el flujo libre a lo largo
de los ejes de los tubos.
Los mayores coeficientes de transferencia se originan por un aumento en la
turbulencia.
En un arreglo cuadrado, como se ve en la Fig. 18, la velocidad del fluido está
sometida continuas fluctuaciones debido a la reducción en área entre los tubos
adyacentes comparada con el área de flujo entre las hileras sucesivas.
En los arreglos triangulares hay todavía mayor turbulencia debido a que el
fluido que fluye entre los tubos adyacentes a alta velocidad golpea directamente en
la hilera siguiente.
Figura 18 Flujo a través de un haz de tubos
Esto indicaría que, cuando la caída de presión y limpieza son de pocas
consecuencias, el arreglo triangular es superior para alcanzar valores altos del
coeficiente de película en el lado de la coraza. Este es actualmente el caso, y bajo
condiciones comparables de flujo y tamaño de tubos, los arreglos triangulares dan
coeficientes cercanos a los 25% mayores que el arreglo en cuadro.
Algunos factores no tratados en los capítulos precedentes tienen influencia
en la razón de transferencia de calor en el lado de la coraza. Suponga que la
longitud del haz está dividida por seis deflectores.
18

19. Todo el fluido viaja a través del haz siete veces. Si se instalaran diez
deflectores en la misma longitud del haz, se requeriría que el haz fuera cruzado un
total de once, veces, los espaciados más cerrados causan mayor turbulencia.
Además de los efectos del espaciado de los deflectores, los coeficientes del
lado de la coraza son también afectados por el espaciado de los tubos, tamaño de
ellos, tolerancias y características del flujo del fluido.
Aún más, no hay verdadera área de flujo mediante la cual la masa velocidad
pueda ser computada puesto que el área de flujo varía a través del diámetro del haz
de tubos con las diferentes tolerancias para los tubos en cada hilera longitudinal de
ellos.
La correlación obtenida para los fluidos que fluyen dentro de los tubos
obviamente no es aplicable a los fluidos fluyendo sobre un banco de tubos con de
flectores segmentados, de hecho, esto se comprueba por experimentos.
Sin embargo, al establecer un método de correlación se retuvo el factor de
transferencia de calor jH = (hD/k) (cμ/k)-1/3(μ/μω)-0.14 vs. DG/μ,, de acuerdo con la
sugestión de McAdams,2 pero usando valores ficticios para el diámetro
equivalente D, y la masa velocidad G, según la discusión siguiente es una
correlación de datos industriales que da resultados satisfactorios para los
hidrocarburos, compuestos orgánicos, agua, soluciones acuosas y gases, cuando el
banco de tubos emplea deflectores con espaciados aceptables entre deflectores y
tubos y entre deflectores y corazas.
La ecuación posee curvatura, no puede evaluarse en la forma simple
De modo que la constante de proporcionalidad y el exponente del número
de Reynolds varían en la práctica.
Sin embargo, para valores de Re de 2000 a 1000 000.Los datos se
representan con bastante exactitud por la ecuación.
19

20. IV.4Masa-velocidad lado de la coraza.
La velocidad lineal y de masa del fluido cambia continuamente a través del
haz de tubos, ya que el ancho de la coraza y el número de tubos varía de cero en la
parte superior y en el fondo a un máximo en el centro de la coraza.
El área transversal de flujo para el lado de la coraza as
La masa velocidad es
IV.5 Diámetro equivalente lado de la coraza.
Por definición, el radio hidráulico corresponde al área de un círculo
equivalente al área de un canal no circular y consecuentemente en un plano a
ángulos rectos a la dirección del flujo.
Donde PT es el espaciado de los tubos, d0 es el diámetro exterior del tubo.
Para el arreglo en triángulo mostrado en la Fig. 19. el perímetro húmedo del
elemento corresponde a medio tubo.
Figura19. Arreglo en cuadro y triangulo
20

21. Podría aparecer que este método de evaluar el radio hidráulico y el
diámetro equivalente, no distingue entre los porcentajes relativos de flujo a ángulo
recto al flujo axial, esta apreciación es correcta.
Es posible, usando la misma coraza, tener igual masa velocidad, diámetros
equivalentes, y números de Reynolds, usando una cantidad de fluido mayor y un
espaciado también mayor de los deflectores o una cantidad pequeña de fluido y
menor espaciado en los deflectores, aun cuando las proporciones de flujo a ángulo
recto a flujo axial difieran.
Aparentemente, donde el rango de espaciado de los deflectores está
restringido entre el diámetro interior y un quinto del diámetro interior de la
coraza, la importancia del error no es tan grande que permita su correlación.
IV.6 La diferencia verdadera de temperatura Δt en un intercambiador 1-2.
Una gráfica típica Fig. 20. de temperatura vs longitud para un
intercambiador que tiene un paso en la coraza y dos en los tubos. El método
empleado aquí es una modificación de la derivación de Underwood y se presenta
en la forma final propuesta por Nagle y Bowman, Mueller y Nagle.
Figura 20. Relaciones de temperatura en un intercambiador 1-2
21

22. La temperatura del fluido en la coraza puede sufrir cualquiera de dos
variaciones cuando se desplaza de la entrada a la salida cruzando el haz de tubos
varias veces en su trayectoria: (1) Se induce tal turbulencia que el fluido de la
coraza se encuentra completamente mezclado a cualquier longitud X de la tobera
de entrada, o (2) se induce tan poca turbulencia que hay una atmósfera de
temperatura selectiva alrededor de los tubos en cada paso de tubos
individualmente. Los deflectores y la naturaleza turbulenta del flujo a través del
haz de tubos parece eliminar (2) de manera que (1) se toma como la primera de las
suposiciones para derivar la diferencia verdadera de temperatura en un
intercambiador 1-2. Las suposiciones son:
1. La temperatura del fluido en la coraza está a una temperatura isotérmica
promedio en cualquier sección transversal.
2. El área de calentamiento en cada paso es igual.
3. El coeficiente total de transferencia de calor es constante.
4. La razón de flujo de cada uno de los fluidos es constante.
5. El calor específico de cada fluido es constante.
6. No hay cambios de fase de evaporación o condensación en una parte del
intercambiador.
7. Las pérdidas de calor son despreciables.
El balance de calor se obtiene considerando
Con
Donde se tiene que modificar utilizando el factor de corrección
Siendo
22

23. IV.7 Caída de Presión en intercambiadores de calor multitubulares en el lado
de la carcaza.
La pérdida de presión en la carcaza es proporcional a:
número de veces que el fluido cruza el haz de tubos = N+1
longitud del tubo
Siempre el número de deflectores, N, es un número par si las 2 boquillas de la
carcaza están en lados opuestos y N es impar si las 2 boquillas están al mismo lado.
La ecuación para caída de presión de fluidos que se calientan o enfrían y que
incluye las pérdidas en las boquillas de entrada y salida es:
S: gravedad especifica.
f: factor de fricción.
: Relación de viscosidades.
IV.8 EN LOS TUBOS
En este caso es aplicable la ecuación de Fanning, pero dado que ella se
aplica principalmente a un fluido isotérmico, Sieder y Tate desarrollaron una
correlación de pérdida de carga para fluidos que se enfrían o calientan en tubos:
Donde:
n : número de pasos por los tubos.
L: longitud del tubo.
Para Re > 2100.
El cambio de dirección en el cabezal de retorno introduce una pérdida de
presión adicional por el lado de los tubos, equivalente a:
Donde:
V: velocidad en pie/s
s : gravedad especifica
gc : factor de conversión
23

24. Luego la caída de presión total del lado de los tubos será la suma de la
pérdida debida a los tubos propiamente tales más la provocada por el cambio de
dirección:
IV.9 MÉTODO DE LA TEMPERATURA MEDIA LOGARÍTMICO:
Para diseñar y predecir el rendimiento de un intercambiador de calor es
esencial relacionar la transferencia total de calor con la temperatura de entrada y
salida de fluido, el coeficiente global de transferencia de calor, y el área superficial
total.
Aplicando un balance de energía
Donde i es la entalpia del fluido. Los subíndices h y c se refiere a los fluidos
caliente y frio, en tanto que i y o designa las condiciones de entrada y salida del
fluido. Si los fluidos no experimentan cambio de fase y se suponen calores
específicos constante.
y
Se puede obtener otra expresión útil al relacionar la transferencia total e
calor q con la diferencia de temperaturas entre los fluidos caliente y el frio.
Tal expresión seria una extensión de la ley de enfriamiento de newton, sin
embargo como la varia con la posición en el intercambiador de calor, es
necesario trabajar con una ecuación de flujo de la forma.
Donde es una diferencia de temperatura media apropiada
Para el intercambiador de flujo paralelo
Para el intercambiador en contra flujo.
24

25. Para las configuraciones de flujo cruzado - casco - tubos es necesario
introducir in factor de corrección, en la temperatura media logarítmica. Los valores
de F se presentan en tablas o diagramas. En dichos gráficos se entra con dos
valores P y R.
Donde F está en función de estos dos valores: F=f (P, R)
T: temperatura del fluido caliente
t: temperatura del fluido frio
Se emplea entonces la modificación de la diferencia de temperatura media
logarítmica
La expresión de potencia térmica queda
V. NORMAS DE DISEÑO
V.1. CODIGOS EMPLEADOS
El diseño mecánico de recipientes a presión, como el de la gran mayoría de los
equipos para procesos industriales, se encuentran regidos por diferentes normas y
códigos.
Para el caso de los cambiadores de calor tubo y coraza, que es el tema del que nos
ocuparemos, el código más empleado es el ASME Boiler and Pressure Vessels Code
(Código para Calderas y Recipientes a Presión de la Sociedad Americana de Ingenieros
Mecánicos).
La aplicación de dicho código, requiere de un amplio criterio para la interpretación
correcta del mismo en el diseño. Asimismo existen las normas “TEMA” (Standard of
Tubular Exchangers Manufactures Association) cuya finalidad es regular los criterios de
diseño y fabricación de los equipos que nos ocupan.
V.1.1. CODIGO ASME
El código ASME es un conjunto de normas, especificaciones, fórmulas de diseño y
criterios basados en muchos años de experiencia, todo esto aplicado al diseño,
fabricación, instalación, inspección, y certificación de recipientes sujetos a presión.
25

26. Fue creado en los Estados Unidos de Norteamérica en el año de 1907, por iniciativa
de varias compañías de seguros con el fin de reducir pérdidas y siniestros. El comité que
lo forma está constituido por ingenieros de todas las especialidades y de todos los
sectores, con el fin de mantenerlo siempre actualizado.
El código ASME se encuentra dividido en las siguientes secciones:
SECCION I Calderas de Potencia.
SECCION II Especificación de Materiales.
SECCION III Recipientes para Plantas Nucleares.
SECCION IV Calderas de Calentamiento.
SECCION V Pruebas No Destructivas.
SECCION VI Cuidado y Mantenimiento de Calderas de Calentamiento.
SECCION VII Cuidado y Mantenimiento de Calderas de Potencia.
SECCION VIII Recipientes a Presión (Div. 1 y Div. 2).
SECCION IX Procedimientos para Calificar Soldaduras.
SECCION X Recipientes a Presión de Fibra de Vidrio con Plástico.
SECCION XI Reglas para Inspección de Sistemas de Enfriamiento de Reactores Nucleares.
Siendo SECCION VIII la que rige los equipos que trataremos en este trabajo, la
describiremos brevemente.
La SECCION VIII se encuentra constituida por la DIVISIÓN 1 Y LA DIVISIÓN 2.
DIVISIÓN 1
Esta a su vez está dividida en tres subsecciones: La subsección “A” que cubre los
requisitos generales para todos los recipientes sujetos a presión, la subsección “B”, que
cubre los requisitos específicos para los diferentes métodos utilizados en la fabricación de
dichos recipientes y la subsección “C”, que cubre los requisitos específicos para los
materiales empleados en la fabricación.
En sí, la DIVISIÓN 1 es un compendio de normas de diseño para las partes
constitutivas de los recipientes sometidos a presión, las cuales están basadas en la teoría
de membrana.
Las fórmulas mandatorias que determinan los espesores en todas las partes
sujetas a presión, obedecen a los esfuerzos directos permisibles, basados en 1/4 de Ft
(Esfuerzo último a la tensión). Los criterios anteriores, se contemplan para equipos, cuya
presión no exceda 3,000 Lb/pulg2.
DIVISIÓN 2
Esta división cubre solamente a los recipientes que son instalados en una
localización determinada y para un servicio específico, donde exista un estricto control de
los materiales, operación, construcción y mantenimiento.
En relación a la División 1, ésta es más restrictiva en la selección de los materiales
y aunque el valor de la intensidad de los esfuerzos permisibles, se basa en 1/3 de Ft, exige
una evaluación de esfuerzos en todos los elementos que constituyen el equipo, siendo
aplicable esta división para aquellos cuya presión es 3,000 Lb/pulg2 o mayor.
26

27. V.1.2 NORMAS TEMA (STANDARD OF TUBULAR EXCHANGERS MANUFACTURERS
ASSOCIATION)
ORIGEN.- Las causas que motivaron la realización de estos estándares
esencialmente fueron, asociar a los fabricantes de cambiadores de calor en los Estados
Unidos de Norteamérica, con la finalidad de unificar sus criterios en la solución de los
problemas presentados por los usuarios de equipos que constantemente reclamaban por
la calidad y tolerancias proporcionadas en el diseño y fabricación de los mismos.
CONTENIDO GENERAL
Estas normas se han dividido en las partes siguientes:
* Nomenclatura
* Tolerancias de Fabricación
* Fabricación en General, Información Necesaria
* Instalación, Operación y Mantenimiento
* Normas Mecánicas “TEMA“CLASE R”
* Normas Mecánicas “TEMA“CLASE C”
* Normas Mecánicas “TEMA“CLASE B”
* Especificación de Materiales
* Normas Térmicas
* Propiedades Físicas de Fluidos
* Información General
* Prácticas Recomendadas
Con respecto a las Normas Mecánicas, es importante señalar que las diferentes
CLASES se desarrollan con las mismas partes; sin embargo, su diferencia radica
principalmente en factores de diseño para cada una de ellas.
Por otra parte conviene indicar que siempre se deberá especificar la categoría
(CLASE), que desea emplearse de estas normas. Por ejemplo TEMA “R”, TEMA “B” o TEMA
“C”, pero nunca especificar solamente TEMA, ya que carecería de sentido.
La CLASE “R”, es parte de las normas donde los requisitos de diseño, fabricación y
materiales son los más estrictos.
Esta CLASE se especifica generalmente para condiciones severas de operación y
procesos de petróleo.
La CLASE “C”, se especifica para procesos y aplicaciones generales, siendo los
requisitos menos estrictos que para el caso anterior. Esto último se aplica también para la
CLASE “B” con la única diferencia que los equipos clasificados para esta categoría
generalmente se encuentran en procesos químicos.
27

28. V.2. ASPECTOS GENERALES
El equipo de transferencia de calor se define tomando en consideración la función
que desempeña dentro de una planta industrial.
El cambiador de calor tiene como función principal, como su nombre lo indica,
intercambiar calor entre dos o más corrientes en un proceso determinado. Como parte
integrante de una planta de proceso industrial, su función es determinante en todas las
etapas.
El cambiador de calor se clasifica principalmente bajo dos consideraciones; por su
funcionamiento térmico y por su tipo de construcción.
Por su funcionamiento térmico, se clasifica de la siguiente manera:
Evaporadores
Rehervidores
Calentadores
Precalentadores
Condensadores
Enfriadores
Postenfriadores
Reactores, Etc.
Por su tipo de construcción, se identifican como sigue:
Cambiadores de tubo y coraza o envolvente
Cambiadores de tubos concéntricos
Cambiadores de Multitubos
Cambiadores enfriados por aire
Cambiadores de placas, etc.
Para efectos de este curso, estudiaremos el tipo de mayor difusión y uso en nuestra
Industria Petrolera, el de tubos y coraza.
Este, con su amplio rango de servicio y su alta resistencia a diversas condiciones de
operación, ha propiciado el desarrollo de una tecnología bastante amplia para este tipo de
construcción.
Con el objeto de visualizar más a fondo este tipo de construcción, haremos una
clasificación menos generalizada, en la cual tomaremos en consideración las ventajas y
desventajas que cada uno presenta para determinados servicios.
Cambiador de Calor Tipo Espejos-Fijos
Ventajas: Construcción económica y un mínimo de juntas empacadas, reduciendo con
esto las posibilidades de fuga.
28

29. Desventajas: La coraza y el exterior de los tubos del haz, no pueden ser limpiadores por
medios mecánicos, ni ser inspeccionados físicamente. Problemas estructurales originados
por la expansión diferencial entre la coraza y el haz de tubos para gradientes de
temperatura considerables.
Cambiador de Calor de Tubos En “U”
Ventajas: Maneja fluidos de alta presión y temperatura lado tubos, absorbe libremente
las expansiones térmicas y su costo es relativamente bajo.
Desventajas: Dificultad para limpiar mecánicamente el interior de los tubos y limitación
en el número de pasos (lado tubos).
Cambiadores de Calor de Cabezal Flotante
Ventajas: Amplias facilidades de inspección, mantenimiento y reparación, elimina
problemas de expansión diferencial por efectos térmicos entre tubos y coraza mediante el
libre desplazamiento del cabezal flotante.
Desventajas: Mayor costo de fabricación que en los casos anteriores y un número
considerable de juntas empacadas que lo hacen poco recomendable para el manejo de
fluidos tóxicos o peligrosos.
V.3. NOMENCLATURA E IDENTIFICACIÓN DE CAMBIADORES DE CALOR
La nomenclatura utilizada por “TEMA”, adopta tres literales que representan:
La primera, el tipo de cabezal de distribución o entrada, la segunda, el tipo de
coraza y la tercera, el tipo de cabezal de retorno. Ver Fig. I.1.
Así por ejemplo, un cambiador de calor del tipo “AES”, estará constituido por un
cabezal de distribución “A”, una coraza “E” y un cabezal de retorno “S”.
El tamaño de un cambiador de calor se indica por dos números: el primero
representa el diámetro interior de la coraza y el segundo la longitud recta de los tubos de
transferencia.
V.4. ELEMENTOS CONSTITUTIVOS DE UN CAMBIADOR DE CALOR
El nombre que recibe cada uno de los elementos que constituye un cambiador de
calor de tubos y coraza, se proporciona en las Figs. I.2. y I.3., de los cuales se describirán
los de mayor importancia.
CORAZA
Es un cuerpo cilíndrico construido de una sola pieza que puede ser un tubo sin
costura o una placa rolada que contendrá en su interior el haz de tubos y a través de los
cuales circula el fluido que baña el exterior de los tubos de dicho haz.
29

30. HAZ DE TUBOS
Es el elemento formado por los tubos de transferencia, situado en el interior de la
coraza y orientado paralelamente a ella.
Consta también de mamparas, cuya función además de soportar los tubos, es crear
turbulencias y dirigir el fluido que circula por el exterior de los tubos mismos.
ESPEJOS
El haz de tubos remata sus extremos en placas perforadas llamadas espejos, que
sirven por una parte como elemento divisores entre el flujo del lado coraza y el flujo del
lado tubos y por otra parte como elementos de sujeción de los tubos; estos cruzan el
espejo a través de sus perforaciones y sellan expansionados contra los espejos o mediante
una soldadura perimetral en los extremos de los tubos para unirlos a los espejos
permanentemente.
TUBOS DE TRANSFERENCIA
Son tubos de longitud normalizada por “TEMA”, cuyo diámetro nominal
corresponde a su diámetro exterior y su espesor varía según el calibrador
Birmingham, que en la práctica se conoce como BWG del tubo.
CABEZAL DE DISTRIBUCIÓN
Elemento similar a la coraza, cuya función es recibir el fluido que ha de circular por
el interior de los tubos, distribuirlo y recolectarlo para mandarlo fuera de el.
CABEZAL FLOTANTE
Está constituido por una tapa que se fija al espejo flotante por medio de pernos y
un anillo dividido, teniendo como función retornar el fluido que circula por el interior de
los tubos hacia el cabezal de distribución o bien mandar el fluido fuera del cambiador
cuando este cuenta con un solo paso lado tubos.
30

31. 31

32. 32

33. 33

34. VI. CALCULO DE UN INTERCAMBIADOR DE CORAZA Y TUBO DE AGUA DESTILADA
Y AGUA CRUDA.
VI.1Condiciones de operación
Datos:
Agua destilada
Agua cruda como refrigerante
Lado de la coraza
DI = 151/ plg (DIAMENTRO INTERIOR)
Espaciado de los deflectores = 12 plg
NUMERO DE PASOS (Nº) =1
Lado de los tubos
Número y longitud = 160, 16’0”
Espaciado de DE, BWG, paso = 3/4 plg, 18 BWG, 15/16 de plg en triángulo
Paso =2
(1) Balance de calor:
Agua destilada, Q = 175 000 X l(93 - 85) = 1400 000 Btu/h
Agua cruda, Q = 280 000 x l(80 - 75) = 1400 000 Btu/h
(2) :
fluido caliente fluido frio diferencia
93 alta temperatura 80 13
85 baja temperatura 75 10
8 diferencias 5 3
VI.2 Cálculo de la temperatura por el método de media logarítmica:
34

35. Donde:
Reemplazando los datos del cuadro se obtiene
(Temperatura media logarítmica)MLDT = 11.4ºF
Factor de corrección de
En tablas (Factor de corrección MDLT para intercambiadores de calor)
35

36. (Factor de corrección)Fr = 0.945
(3)
El promedio de temperaturas de 89 y 77.5ºF será satisfactorio para los
rangos reducidos y y tomadas como 1.0. Probar el fluido caliente dentro de la coraza
como experimento, puesto que es el más pequeño de los dos.
Fluido caliente: coraza, agua destilada
(4’)
(5’)
(6’) A ,
36

37. (7’) con la tabla obtenemos que es el factor de transferencia de calor
(8’) A , de tablas
(9’)
(10’) (11’)(12’) las pequeñas diferencias entre las temperaturas promedio eliminan la
necesidad de corrección en la pared del tubo y .
Fluido frio: tubos, agua cruda
(4)
(5)
Velocidad
(6) A =77.5 º F,
=0.054 pie
(9)
(13) coeficiente total
Cuando ambos coeficientes de película son altos, la resistencia del tubo metálico no
necesariamente es insignificante como se supuso en la derivación de la ecuación.
Para tubo de 18 BWG, y para cobre .
37

38. (14) coeficiente total de diseño
SUPERFICIE EXTERNA / pie, a’’=0.1963
(15) factor de obstrucción :
SUMARIO
1010 h exterior 1155
Uc 537
Ud 259
Rd calculado 0.0020
Rd requerida 0.002
Caída de presión
(1`) para
Del diagrama se obtiene f (factor de friccion)
38

39. (2’) No, de cruces
N+1= 12L/B=12*16/12=16
(3’)
Verificando para el fluido frio
(1)Para
Del diagrama se obtiene f (factor de fricción)
f= 0.00019
(2)
39

40. (3) determinar
(4)
VI.2 SOLUCIÓN POR MEDIO DE EL SOFTWARE EES
Por lo tanto la caída de presión esta en intervalo deseado donde , son caídas
totales de presión, lado de los tubos y de retorno.
"Diseño de un intercambiador de calor de coraza y tubo para
agua destilada y agua cruda"
"1.1.- condiciones de operación"
T_ent_aire=34[°C]
T_sal_aire=29[°C]
P_entr_aire=0,2[MPa]
T_ent_enfri_agua=25[°C]
m_dot_aire=2,7[Kg/s]
m_dot_agua=3,0[Kg/s]
P_entr_agua=0,5[MPa]
a=0,56[m] "ancho del ducto"
b=0,5[m] "altura del ducto"
c=1[m]
"1.2.- Balance Térmico"
Cp_aire=CP(Air;T=T_ent_aire)
Q_ICCA=m_dot_aire*Cp_aire*(T_ent_aire-T_sal_aire)
h_1=enthalpy(water;P=P_entr_agua;T=T_ent_enfri_agua)
h_2=h_1+(Q_ICCA/m_dot_agua)
T_2=temperature(water;h=h_2;P=P_entr_agua)
T_media_agua=0,5*(T_ent_enfri_agua+T_2)
40

41. T_media_aire=0,5*(T_ent_aire+T_sal_aire)
"Propiedades fisicas para el agua"
rho_media_agua=DENSITY(Water;T=T_media_agua;P=P_entr_agua)
v_med_agua=volume(water;T=T_media_agua;P=P_entr_agua)
K_med_agua=CONDUCTIVITY(Water;T=T_media_agua;P=P_entr_agua)
visco_cinem_med_agua=VISCOSITY(Water;T=T_media_agua;P=P_entr_ag
ua)*v_med_agua
Pr_med_agua=PRANDTL(Water;T=T_media_agua;P=P_entr_agua)
"Propiedades fisicas para el aire"
rho_media_aire=DENSITY(air;T=T_media_aire;P=P_entr_aire)
v_med_aire=volume(air;T=T_media_agua;P=P_entr_aire)
K_med_aire=CONDUCTIVITY(air;T=T_media_aire)
visco_cinem_med_aire=VISCOSITY(air;T=T_media_aire)*v_med_aire
Pr_med_aire=PRANDTL(air;T=T_media_aire)
difus_med_aire=SOUNDSPEED(Air;T=T_media_aire)
"1.3.Caracteristicas constructivas del Intercamvbiador de
calor"
"Tubo interno"
"material: acero al carbono para uso de generadores de vapor"
d_interno=0,020[m]
e_pared=2,5*10^(-3)"[m]"
"Tubo externo con aletas en espiral"
"material;aluminio"
d_tubo_aletas=0,028[m]
h_aleta=0,0135[m]
S_A=0,003[m] "Paso entre aletas"
e_aleta=8*10^(-4) "[m]""espesor medio de aleta"
R_contc=1,89*10^(-4) "[m^2.K/W]"
"1.3.1.-Caracteristicas geometricas relativas de los tubos
aletados"
L_A=1[m] "metro lineal"
L_T=0
D_exter_aleta=d_tubo_aletas+2*h_aleta "[m]"
"Area de la superficie de las aletas en un metro de longitud
del tubo"
A_A1=(pi/2)*(D_exter_aleta^2-
d_tubo_aletas^2+2*D_exter_aleta*e_aleta)*(L_A/S_A)
"Area de la superficie del tubo que no esta ocupada por las
aletas"
A_T1=pi*d_tubo_aletas*(L_A*(1-(e_aleta/S_A))+L_T)
41

42. "Area de la superficie externa por aletas"
A_1=A_A1+A_T1
Relacion_A_A1_A_1=(A_A1/A_1)
Relacion_A_T1_A_1=(A_T1/A_1)
"Area de la superficie del tubo que sostiene las aletas"
A_sost=pi*d_tubo_aletas*L_A "m^2"
"Area de la superficie interna del tubo que sostiene las
aletas"
A_int=pi*d_interno*L_A "m^2"
Relacion_A_1_A_int=(A_1/A_int)
Relacion_A_1_A_sost=(A_1/A_sost) "Coeficiente de
aleteado"
"1.3.2.- Dimensiones del conducto de aire y pasos entre los
tubos"
z_1=9 "numero maximo de tubos aleteados"
S_1=a/(z_1+0,5) "paso transversal entre tubos"
S_2=(sqrt(3)/2)*S_1 "paso longitudinal entre tubos"
S_dot_2=S_1 "paso diagonal"
Relacion_S_1_d_tubo_aletas=(S_1/d_tubo_aletas)
Relacion_S_2_d_tubo_aletas=(S_2/d_tubo_aletas)
Relacion_S_dot_2_d_tubo_aletas=(S_dot_2/d_tubo_aletas)
Relacion_S_1_S_2=(S_1/S_2)
"1.3.3.- Velocidad del aire libre para el paso del aire"
d_rel=d_tubo_aletas+(2*h_aleta*e_aleta/S_A)
trinch_rel=(S_1-d_rel/S_dot_2-d_rel)
"Cuando trinch_rel <2 el area minima libre se ubica en el plano
del paso tranversal"
L_s_c=0,5[m]
F=a*b-z_1*L_s_c*d_rel "m^2"
Vel_aire=(m_dot_aire*v_med_aire)/F "[m/s]"
"1.3.4.- Velocidad media y area libre para el paso del agua"
n_x=2 " para arreglo de tubo de trinagulos"
z_p=n_x*z_1
f_tubo=z_p*(pi*d_interno^2/4)
Vel_agua=(m_dot_agua*v_med_agua)/f_tubo "[m/s]"
"1.4.- Calculo del area de la superficie del intercambiador de
calor"
42

43. C_efectividad=0,95 "Coeficiente de efectivida Termica"
R_t=R_contc "Resistencia térmica por contacto en la
forntera acero aluminio"
C_z=1,0 "numero de filas de tubos transversales en
el banco de tubo"
E_prima=0,9 "Eficiencia posible a corregir"
T_aluminio=(T_media_aire-(T_media_aire-T_media_agua))*E_prima
K_aluminio=k_('Aluminum'; T_aluminio)
"7.4.1.Coeficiente de conveccio relativo h_rel"
X=Relacion_S_1_S_2-(1,26/Relacion_A_1_A_sost)-2
n=0,7+0,08*tanh(X)+0,005*Relacion_A_1_A_sost
C_q=(1,36-tanh(X))*((1,1/(Relacion_A_1_A_sost+8))-0,014)
h_c=1,13*C_z*C_q*(K_med_aire/d_tubo_aletas)*((Vel_aire*d_tubo_a
letas/visco_cinem_med_aire)^n)*(Pr_med_aire^0,33)
m=sqrt((2*h_c)/(e_aleta*K_aluminio))
h_aleta_relativa=h_aleta*(1+(0,191+0,054*(D_exter_aleta/d_tubo_
aletas))*ln(D_exter_aleta/d_tubo_aletas))
E=tanh(m*h_aleta_relativa)/(m*h_aleta_relativa)
Coef_correc_efectividad=1-0,016*(D_exter_aleta/d_tubo_aletas-
1)*(1+tanh(2*m*h_aleta-1))
u_A=1 "Coeficiente de aletas"
h_realtivo=(Relacion_A_A1_A_1*E*u_A*Coef_correc_efectividad+Rel
acion_A_T1_A_1)*h_c "[W/m^2.K]"
"1.4.2.- Coeficente de conveccion de la pared hacia el fluido
interno h_2"
A_dot=100[m^2] "Area asumida"
h_dot_2=3500[W/m^2.K] "conveccion asumida"
T_dot_w=T_media_agua+(Q_ICCA/A_dot_int)*(10^3/h_dot_2)
u_w=VISCOSITY(Water;T=T_dot_w;P=P_entr_agua)
u_f=VISCOSITY(Water;T=T_media_agua;P=P_entr_agua)
Re_f=(Vel_agua*d_interno)/visco_cinem_med_agua
K=1+(900/Re_f)
si=(1,82*log10(Re_f)-1,64)^(-2)
A_dot_int=A_dot/Relacion_A_1_A_int
C_tem=(u_f/u_w)^0,11
landa=1,006
h_2_salida=(K_med_agua/d_interno)*((0,125*si*Re_f*Pr_med_agua*C
_tem)/(landa+4,5*(si^0,5)*((Pr_med_agua^0,666)-1))) "W/m^2.K"
43

44. U=(C_efectividad/((Relacion_A_1_A_int*(1/h_2_salida))+(Relacion
_A_1_A_int*R_t)+(1/h_realtivo)))
"7.4.3.- Diferencia media de temperatura"
DeltaT_mayor=T_ent_aire-T_2
DeltaT_menor=T_sal_aire-T_ent_enfri_agua
DeltaT=(DeltaT_mayor-
DeltaT_menor)/(ln(DeltaT_mayor/DeltaT_menor))
"7.4.4.- Superficie de intercambio de calor del aparato"
A_trans=(Q_ICCA*10^3)/(U*DeltaT)
A_int_nuevo=A_trans/Relacion_A_1_A_int
T_w=T_media_agua+(Q_ICCA*10^3)/(A_int_nuevo*h_2_salida)
"Como T_w es aprozximado a T_dot_w entonces C_tem no necesita
correccion"
"Longitud del aluminio"
L_aluminio=A_trans/A_1
"Cantidad Total de tubos en el intercambiador"
z=L_aluminio/L_s_c
"Numero de filas de tubos transverasles"
z_2=z/z_1
"Profundidad del conducto de los gases"
c_conducto=z_2*S_2
"Numero real de tubos en el intercambiador"
z_dot_real=z_1*(z_2+1)
"Longitud real de los tubos aletados en el intercambiador"
L_aluminio_real=L_s_c*z_dot_real
"7.5.- Calculo de la caida de presione externa"
Relacion_A_total_F=(pi*(d_tubo_aletas*S_A+2*h_aleta*e_aleta+2*h
_aleta*(h_aleta+d_tubo_aletas)))/(S_1*S_A-
(d_tubo_aletas*S_A+2*h_aleta*e_aleta))
"Para un arreglo en triangulo con phi_relativo<2 se determina
por la formula"
d_eq=2*(S_A*(S_1-d_tubo_aletas)-
(2*h_aleta*e_aleta))/(2*h_aleta+S_A) "[m]"
" Para el cálculo del coeficiente de pérdidas Co se utiliza en
formula 3.2. que es valida en el caso de un banco de tubos
con arreglo en triangulo"
44

45. n_1=0,17*((Relacion_A_total_F)^0,25)*((S_1/S_2)^0,57)*(exp(-
0,36*(S_1/S_2)))
C_r=2,8*((Relacion_A_total_F)^0,53)*((S_1/S_2)^1,3)*(exp(-
0,9*(S_1/S_2)))
"Debido a que z2=18, es decir z2>6 Deacuerdo con la formula
(3.2) se determina el coeficiente de pérdidas del banco de
tubos"
C_dot_z=1
C_op=1,1
C_dot_o=C_dot_z*C_r*(((Vel_aire*d_eq)/visco_cinem_med_aire)^(-
n_1))
"Caida de presion externa en el intercambiador de calor "
delta_H=C_op*C_dot_o*(z_2+1)*(rho_media_aire*(Vel_aire^2))/2
"[Pa]"
"7.6.- Calculo de la presio interna en el intercambiador"
n_rec=(z_2+1)/2
L_caliente_aluminio=L_s_c*n_rec
L_entr=0,3[m]
n_cod=((z_2+1)/2)-1
L_cod=pi*S_2
L_seccion_fria=2*L_entr +L_cod*n_cod
L_total=L_caliente_aluminio+L_seccion_fria
"Calculo de la cida de presion en el serpentin Pser
a)coeficiente de presion C_fricc
Deacuerdo con el apartado 4,4,2 para determinar Cfricc se
necesita elegir el valor de la rugosidad absoluta de los tubos
epsislon de la tabla 4,1, ya que la parte interna de laos tubos
bimetalicos está hecha de acero al carbón tipo 20, apartado
7,3, entonces epsilon=8,0,10^-5 m"
"La rugosidad relativa de los tubos será igual a "
epsilon=8*10^(-5)
d_cab=0,081[m] " Diametro de
cabezal interno"
rug=d_interno/epsilon " Rugosidad"
"El límite de automodelacion de la ley resistencia para tal
valor de la rugosidad relativa corresponde al siguiente limite
de reynolds"
Re_dot_f=560*rug
"Debido a que el valor real del número de reynolds Ref apartado
7,4,4 es inferior al valor límite"
45

46. "Re_f<Re_dot_f ,13358<140,10^4, entonces C_fricc debe
determinarse por la fig. 4,1 para Ref =13358 y rug = 250"
C_fricc= 0,0325
"Coeficiente de pérdidas de entrada, al tubo que se caliente
C_ent en el caso de estudio tiene lugra un suministro lateral
del flujo hacia el cabezal de suministro (fig 4,3,2) por eso de
acuerdo con el apartado 4,5,2, y la tabla 4,2"
r_dia=d_interno/d_cab
"Como r_dia>0,1 entonces"
C_ent=0,7
"Coeficiente de pérdidas de salida del tubo que se calienta
hacia el cabezal colector C_sal, que deacuerdo al partado4,5,3,
y la tabla 4,3 "
C_sal=1,1
"Coeficiente de pérdida del codode acuerdo con el apartado
4,5,4, la tabla 4,4 o la figura 4,4. El cambio de direccion del
flujo en todos los codos se realiza en un misomo angulo
fi=180°, Deacuerdo al apartado 7,6,1,"
Relacion_radios=S_2/d_interno
"entonces de acuerdo con la tabla 4,4 "
rho_f=1000
n_cd=8
C_cd=0,356
"El coeficiente total de pérdidas de los codos del serpentin"
u_f1=0,53
"Caida de presión en el serpentin, debido a qeu la densidad del
agua en toda la longitud del serpentin prácticamente permanece
constante, y su velocidad en las secciones caracteristicas
permanecen igual.la caida de presión en los tubos del
intercambiador se puede determinar de la siguiente manera"
deltaP_serp=(((C_fricc/d_interno)*L_total)+C_ent+(n_cd*C_cd)+C_
sal)*(rho_f*(u_f1^2)/2)
"Perdida de presion total en los suministros y colectores del
intercambiador de calor"
46

47. "El area del colector del cabezal y del distribuidor son las
mismas por ello"
A_cabezal=(pi*d_cab^2)/4
"Las velocidades maximas en el colector del cabezal y del
distribuidor son las mismas por ello"
Vel_max_agua=(m_dot_agua*v_med_agua)/A_cabezal
"Cuando se tiene suministro lateral con seccion completa
Bdis=0.8 para el cabezal distribuidor"
"Cuando se tiene suministro lateral con seccion incompleta
Bdis=2.0 para el cabezal colector"
B_distribuidor=0,8
B_colector=2,0
deltaP_distribuidor_cabezal=B_distribuidor*(rho_media_agua*Vel_
max_agua^2)/2
deltaP_colector_cabezal=B_colector*(rho_media_agua*Vel_max_agua
^2)/2
deltaP_cabezal=(2/3)*(deltaP_colector_cabezal-
deltaP_distribuidor_cabezal)
"Caida de presion interna total en el intercambiador de calor"
deltaP_total=deltaP_serp+deltaP_cabezal
S_dot_2_final=sqrt((1/4)*S_1^2+S_2^2)
47

48. 48

49. VII. CONCLUSIONES
 La Temperatura de salida del aire y la transferencia de calor aumentarán al incrementar el
número de líneas de tubos, y para un número fijo de líneas, se varían ajustando la velocidad
del aire.
 No existe mecanismo capaz de considerar todas las variables para la optimización de un
condensador pero el mecanismo que hemos utilizado es de gran utilidad para diseño de
condensadores con un óptimo rendimiento.
 Si se construyera un prototipo se convertiría en una valiosa herramienta en el diseño del
intercambiador de calor, ya ,que permitiría realizar mediciones previas para poder
determinar con mayor precisión el valor de las temperaturas de pared a lo largo de los tubos,
temperatura de los fluidos, perdidas de calor, los cuales son parámetros involucrados en el
modelo de cálculo.
 El método que escogimos fue el de la efectividad-nut, el cual nos ha sido de gran ayuda
para poder diseñar con la mayor exactitud posible dejando entrever que es un método
bastante difundido.
49

50. VIII. ANEXOS
50

51. IX. BIBLIOGRAFÍA
TRANSFERENCIA DE CALOR (CUARTA EDICION). INCROPERA, DE WITT
Editorial Pearson 1999
TRANSFERENCIA DE CALOR. J.P. HOLMAN
Editorial McGraw-Hill / Interamericana de España, S.A.
GUIA DE LABORATORIO DE MAQUINAS TERMICAS
Universidad nacional de ingeniería
Los valores de la Efectividad y NTU se presentan en forma de gráficos y diagramas (Páginas
694, 695, 697, "Transferencia de calor" - Autor: Junus A. Çengel - Editorial: McGraw-Hill )
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