Intercambiadores de Calor(Power Point)

INTERCAMBIADORES DE CALOR

El diseño completo de un cambiador de calor, puede descomponerse en tres fases principales:

• El análisis térmico

• El diseño mecánico preliminar• El diseño para su contrucción y montaje

Se dará énfasis al diseño térmico, se ocupa principalmente en determinar el área de superficie necesaria para transferir calor a una velocidad especifica a determinados niveles dados de flujo y temperatura de los fluidos

• El diseño mecánico considera las temperaturas de operación, las características de corrosión de uno o ambos fluidos, las expansiones térmicas relativas y los esfuerzos térmicos que la acompañan y la relación del cambiador de calor con otros equipos que intervenga.

• El diseño para la fabricación traduce las características y dimensiones físicas a una unidad que pueda construirse a bajo costo. Es preciso hacer la selección de materiales, acabados y cubierta, elegir el dispositivo mecánico óptimo, especificar los procedimientos de fabricación e instalación

• Distribución de temperatura en un condensador de un paso de tubos

• Distribución de temperatura en un Vaporizador de un paso de tubos

• Distribución de temperatura en intercambiadores de calor de flujo en cocorriente de un paso de tubos

INTERCAMBIADOR DE CORRIENTES PARALELAS EN CONTRACORRIENTE

TIPOS BÁSICOS DE INTERCAMBIADORES DE CALOR

• El intercambiador de calor más sencillo se compone de un tubo dentro de otro tubo; este montaje de corrientes paralelas funciona, tanto en contracorriente como en cocorriente, circulando el fluido caliente o el frío a través del espacio anular, mientras que el otro fluido circula por la tubería interior.

• En un flujo paralelo en cocorriente, la temperatura final del fluido más frío nunca puede llegar a ser igual a la temperatura de salida del fluido más caliente.

• Sin embargo, en un flujo en contracorriente, la temperatura final del fluido más frío (que es el que se calienta) puede superar la temperatura de salida del fluido más caliente (que se enfría), puesto que existe un gradiente de temperaturas favorable a todo lo largo del intercambiador de calor.

• Si las dos corrientes son del mismo orden de magnitud, la velocidad del lado de la carcasa es menor que la del lado de los tubos; por esta razón se instalan placas deflectoras con el fin de disminuir la sección de flujo del líquido del lado de la carcasa y obligarlo a circular en dirección cruzada a la bancada de tubos en vez de hacerlo paralelamente a ellos; de esta forma se consigue un coeficiente de transferencia de calor más elevado en flujo cruzado que en circulación paralela a los tubos.

• Los tubos se fabrican en todos los metales corrientes con un determinado diámetro exterior y un definido espesor de pared, según el número BWG.

• Los tubos se disponen según una ordenación triangular o rectangular (regular); cuando el lado de la carcasa tiene gran tendencia a ensuciarse no se utiliza la disposición triangular por cuanto los espacios entre tubos son de difícil acceso, cosa que no sucede en la disposición cuadrada, que a su vez provoca una menor caída de presión en el lado de la carcasa que la disposición triangular.

• Las normas TEMA especifican una distancia mínima de centro a centro de los tubos de 1,25 veces el diámetro exterior de los mismos para la disposición triangular y una anchura mínima de las calles de limpieza de 1/4 de pulgada para la disposición cuadrada.

La caída de presión en el lado de la carcasa ,para una distribución de tubos con deflectores, se puede estimar por la ecuación de Delaware, como suma de las siguientes aportaciones, Caída de presión en las secciones de entrada y salida Caída de presión asociada a las secciones interiores delimitadas por los deflectores

• Caída de presión asociada con el cortocircuito y las fugas

• en la que es la caída de presión uniforme en la batería de tubos, Ndef es el número de deflectores y k* una constante del orden de 0,2 a 0,3, que indica que la caída de presión real es sólo un 20% a un 30% de la que se obtendría en la misma batería de tubos si el flujo fuese uniforme.

carcasaP∆

idealP∆

INTERCAMBIADOR DE FLUJOS CRUZADOS

• En el enfriamiento o calentamiento de gases es interesante utilizar un intercambiador de calor en flujo cruzado, en el que uno de los fluidos (líquido o gas) circula por el interior de los tubos, mientras que al otro fluido (gaseoso) se le obliga a circular perpendicularmente al haz de tubos; el flujo del fluido exterior puede realizarse mediante convección forzada o libre; el gas que circula por el exterior de los tubos se considera de tipo de mezcla, mientras que el fluido del interior de los tubos se considera sin mezclar; el flujo del gas exterior es con mezcla porque puede moverse libremente entre los tubos cuando intercambia calor, mientras que el fluido del interior de los tubos estáconfinado y no puede mezclarse con ningún otro flujo o corriente durante el proceso de intercambio de calor.

COEFICIENTE U DE TRANSFERENCIA TÉRMICA GLOBAL

Una de las primeras cuestiones a realizar en el análisis térmico de un intercambiador de calor de carcasa y tubos consiste en evaluar el coeficiente de transferencia térmica global entre las dos corrientes fluidas. Sabemos que el coeficiente de transferencia térmica global entre un fluido caliente a temperatura TC y otro frío a temperatura TF separados por una pared plana se define mediante la ecuación,

AhAk

L

AhRi

UA

TTAUq

FC

i

i

FC

1111

)(

3

1

++==

−=

∑=

=

LrA ii ***2 π= LrA ee ***2 π=

Si el coeficiente de transferencia térmica global viene referido a la superficie exterior Ae el valor de Ue será y Ai es Ui.

FACTOR DE SUCIEDAD• Con frecuencia resulta imposible predecir el coeficiente

de transferencia de calor global de un intercambiador de calor al cabo de un cierto tiempo de funcionamiento, teniendo sólo en cuenta el análisis térmico; durante el funcionamiento con la mayoría de los líquidos y con algunos gases, se van produciendo gradualmente unas películas de suciedad sobre la superficie en la que se realiza la transferencia térmica, que pueden ser de óxidos, incrustaciones calizas procedentes de la caldera, lodos, carbonilla u otros precipitados, el efecto que ésta suciedad origina se conoce con el nombre de incrustaciones , y provoca un aumento de la resistencia térmica del sistema; normalmente el fabricante no puede predecir la naturaleza del depósito de suciedad o la velocidad de crecimiento de las incrustaciones, limitándose únicamente a garantizar la eficiencia de los intercambiadores limpios.

LimpioSucio

Func

LimpioFuncLimpioFuncsucio

UR

U

UURRR

11

11

+=

−=−=

• Ulimpio es el coeficiente global de transmisión de calor del intercambiador limpio, respecto a la sección exterior

• Usuc. es el coeficiente global de transmisión de calor del intercambiador después de producirse el depósito

• hce es el coeficiente de convección medio del fluido en el exterior del tubo

• hci es el coeficiente de convección medio del fluido en el interior del tubo

• Re es la resistencia unitaria del depósito de suciedad en el exterior del tubo

• Ri es la resistencia unitaria del depósito de suciedad en el interior del tubo

• Requiv es la resistencia unitaria del tubo, en la que se han considerado los depósitos de suciedad interior y exterior, y el material del tubo, en (m2 °K / W), ba sada en el área de la superficie exterior del tubo.

• Ae/Ai es la relación entre la superficie exterior y la interior del tubo.

• La resistencia térmica del depósito se puede determinar, generalmente, a partir de ensayos reales o de la experiencia. Si se realizan ensayos de rendimiento en un intercambiador limpio y se repiten después de que el aparato haya estado en servicio durante algún tiempo, se puede determinar la resistencia térmica del depósito (o factor de incrustación) RSucmediante la relación,

Factores de incrustación

• Si las pruebas de rendimiento se hacen en un cambiador limpio y se repite después de que la unidad ha estado en servicio durante cierto tiempo, la resistencia térmica del deposito puede determinarse a través de la relación:

U = Unidad de conductancia del cambiador limpioUa = Conductancia después de formarse las incrustaciones

Rd = Unidad de resistencia térmica de la costra de incrustaciones

UUaRd

11 −=

• Los factores de incrustación deben aplicarse de la siguiente manera:

• Ud = Coeficiente total de tranferencia de calor en (BTU / h pie2 ºF)del diseño basado en la unidad de área de la superficie exterior del tubo

h0 = Conductancia promedio por unidad de superficie, del fluido sobre el lado exterior de la tubería (BTU / h pie2 ºF)

hi = Conductancia promedio por unidad de superficie del fluido, en el lado interior de la tubería (BTU / h pie2 ºF)

Ro = Unidad de resistencia de incrustaciones sobre el lado exterior de la tubería (h pie2 ºF / BTU).

Ri = Unidad de resistencia de incrustaciones en el lado interior de la tubería (h pie2 ºF / BTU).

Rk = Unidad de resistencia exterior de la tubería (h pie2) de superficie exterior del tubo (ºF / BTU).

A0 / Ai = razón de la superficie exterior del tubo a la superficie interior del tubo.

ii Ah

A

Ai

ARiRkRo

h

Ud

_00

_

0

11

++++=

Diferencia media de temperatura

• Generalmente la temperatura de los fluidos en un cambiador de calor no son constantes, sino que varían de un punto a otro a medida que el calor pasa del fluido más caliente al más frío. Aun para una resistencia térmica constante, la velocidad del flujo de calor variara a lo largo de la trayectoria de los cambiadores porque su valor depende de la temperatura.

TRANSMISIÓN DE CALOR ENTRE FLUIDOS EN MOVIMIENTO, A TEMPERATURAS VARIABLES, A TRAVÉS DE UNA PARED

FC TTT −=∆

φ

φ

−∆=

−=−=∆−=∆

1

)(

11)(

)(

TddT

dT

dT

dT

Td

dTdTTd

C

C

F

C

FC

∫∆

∆

−=∆∆

−=∆∆

−∆==∆

2

1

)1()(

)1()(

1

)(

T

T

CC

CC

CCCCC

AUT

TdCPm

dAUT

TdCpm

TdCpmdTCpmTdAU

φ

φ

φ

21

12

121212

21

12

1

2

)(1

;

)1(

CCC

FCFC

CCCC

TT

TT

dT

Td

TTTTTT

TT

TTAUAU

T

TLnCPm

−∆−∆

=∆=−

−=∆−=∆−

∆−∆=−=

∆∆

φ

φ

)((

1

2

1221 LMTDUA

T

TLn

TTUATTCmQ CCPCC =

∆∆

∆−∆=−=

se denomina temperatura media logarítmica ó (LMTD), Logarithmic mean temperature diferencie.

La ecuación anterior se podía haber demostrado también, considerando que la diferencia de temperaturas del fluido es función de q, y varía entre DT2 y DT1, por lo que,

T∆

TdAUdq ∆= **

1

2

12

12

12

**

**)(

**

)/)(

2

1

T

TLn

TTAUQ

Q

TTAU

dq

Td

TdAU

Td

Q

TT

dq

Td

T

T

∆∆

∆−∆=

∆−∆=∆

∆∆=

∆−∆=∆

∫

∫ ∫∆

∆

FACTOR DE CORRECCIÓN DE LA (LMTD)

• Cuando se tienen intercambiadores muy complejos, como los montajes en carcasa y tubos, con varios pasos de tubos por cada carcasa, o varias carcasas, y en el caso de intercambiadores de flujo cruzado, la deducción analítica de una expresión para la diferencia media de temperaturas resulta muy compleja.

El coeficiente de efectividad P

• es un indicativo de la eficiencia del intercambio térmico, y puede variar desde 0, en el caso en que la temperatura se mantenga constante en uno de los fluidos, a la unidad, en el caso en que la temperatura de entrada del fluido más caliente, sea igual a la de salida del fluido más frío, TC1 = TF2.

11

21

CF

FF

TT

TTP

−−

=

Relación de capacidad térmica

φ1

*

*

12

21 =−−

===FF

CC

C

F

CC

FF

TT

TT

C

C

CpM

CpmZ

Desde un punto de vista económico, y para cualquier intercambiador, cuando la relación de capacidades caloríficas sea Z < 0,75 no se debe utilizar ese ti po de intercambiador, ya que no seguiría exactamente las suposiciones hechas en la construcción de las gráficas ;

)11(2

)11(21

1

1

1

)()()()()()(

)()()()(

)()(

2

2

2

12

21

1221

212

2212121

212

2212121

212

221

+++−+−+−

−−

−+=

−−

−+−−+−−+−+

−+−++−+

−+−

=

ZZP

ZZPLn

PR

PLn

Z

ZF

TT

TTLn

TTTTTTTTTTTT

TTTTTTTTLn

TTTT

F

FC

FC

FFCC

FFCCFFCC

FFCCFFCC

FFCC

)()()(

)()()()(

)()()()(

)()(

12

21

1221

212

2212121

212

2212121

212

221

LMDTFAU

TT

TTLn

TTTTFAU

TTTTTTTT

TTTTTTTTLn

TTTTAUQ

FC

FC

FFCC

FFCCFFCC

FFCCFFCC

FFCC

=

−−

−+−−+−−+−+

−+−++−+

−+−=

• Para la aplicación de los factores de corrección en flujos paralelos carece de importancia el que sea el fluido más caliente, o el más frío, el que fluya por el interior de los tubos. Si la temperatura de cualquiera de los fluidos permanece constante, P = 0, carece también de importancia el sentido del flujo, puesto que F será la unidad, y por lo tanto, se aplicarádirectamente el (LMTD).

• Si en un intercambiador de flujos cruzados la temperatura de uno de los fluidos es constante, se aplica directamente el (LMTD) sin factor de corrección, como si los flujos fuesen en contracorriente;

• Pero si la temperatura de los dos fluidos es variable, las condiciones no se pueden asimilar a las del flujo en contracorriente, sino que se considera como flujo cruzado y, por lo tanto, habrá que proceder a su rectificación mediante el factor F de corrección correspondiente.

INTERCAMBIADORES DE CALOR, MÉTODO DE LA

EFICIENCIA

EFICACIA DE LOS INTERCAMBIADORES DE CALOR

• En muchas situaciones lo único que se conoce es la descripción física del intercambiador, como el número y tamaño de los tubos, número de pasos de tubos, número de pasos por la carcasa, etc, y las temperaturas de entrada de los fluidos TC1 y TF1.

• Se puede obtener una ecuación de la transferencia de calor en la que no intervenga ninguna de las temperaturas de salida de los fluidos, haciendo uso del concepto de eficacia e del intercambiador que se define en la forma,

εLa eficiencia compara la velocidad de transferencia térmica real, que es la absorbida por el fluido que se calienta, con la velocidad de transferencia térmica máxima que podría transmitirse en un intercambiador en contracorriente de superficie de intercambio infinita, cuyos límites viene impuestos por el Segundo Principio de la Termodinámica, que tiene en cuenta los focos térmicos a las temperaturas extremas TF1 (foco frío) y TC1 (foco caliente).

• Sea:

FFF

C

CpmC

CpcmCc*

*

=

=

En un intercambiador en contracorriente de superficie de intercambio infinita, con CF < CC, resulta que TF2 TC1y el valor de

En un intercambiador en contracorriente de superficie de intercambio infinita, con CC < CF, resulta que TC2 TF1 y el valor de

• La velocidad máxima posible de transferencia térmica descrita en el denominador es la que se obtendría en un intercambiador de calor en contracorriente, con superficie de transferencia térmica infinita.

• En estas circunstancias, si no existen pérdidas térmicas, se pueden presentar dos situaciones,

• Cuando se cumpla que,

la temperatura de salida del fluido que se enfría TC2, sería igual a la temperatura de entrada del fluido más frío, TF1.

• A su vez, cuando se cumpla,

y la temperatura de salida del fluido más frío TF2, sería igual a la temperatura de entrada del fluido más caliente TC1.En ambas situaciones se observa que para superficie de intercambio infinita la eficiencia es del 100%.

• Una vez conocida la eficiencia de un intercambiador de calor, se puede determinar directamente la velocidad de transferencia térmica Q y las temperaturas de salida de los fluidos, mediante la ecuación,

• que es la relación básica de este análisis, y expresa la velocidad de transferencia térmica en función de la eficacia , (cuyo valor hay que determinar), de la capacidad térmica mínima Cmin. y de la diferencia de temperaturas de entrada de los dos fluidos, que son datos del problema.

ε

ε

• A su vez, conocidos la geometría del intercambiador A, su coeficiente global de transmisión de calor U, las velocidades del flujo uF y uC, y las capacidades caloríficas de los fluidos CC y CF, se pueden calcular directamente las temperaturas de salida a partir de , conocidas las temperaturas de entrada, sin necesidad de recurrir a soluciones de tipo iterativo.

ε

ε

por lo que si se pone que, Cmin = mín (CC, CF), resulta que la máxima transferencia de calor en cualquier tipo de intercambiador es

En consecuencia se puede poner,

FLUJOS PARALELOS EN COCORRIENTE

• Cuando CF sea el mínimo, CC será el máximo, y la eficacia del intercambiador será,

• y si fuese al contrario, CC el mínimo, y CF

el máximo, se obtiene,

• Por consiguiente, la eficacia e del intercambiador de calor para flujos paralelos del mismo sentido se puede poner, en general, en la forma,

se denomina Número de unidades de transferencia térmica, (number of heat transfer units), y es una medida del valor de la capacidad de transferencia de calor del intercambiador; el valor del rendimiento del intercambiador a partir del NTU se determina mediante gráficas, como la indicada en la Fig .3, para flujos paralelos en cocorriente.

NTUC

UA

mín

=

FLUJOS PARALELOS EN CONTRACORRIENTE

Partimos de la misma definición de la eficacia, en la que hay que introducir los valores correspondientes a y ; haciendo un análisis semejante,

2T∆ 1T∆

Intercambiadores de flujo equilibrado

Las capacidades térmicas de las corrientes caliente y fría son aproximadamente iguales, por lo que, Cmin. = Cmáx.

• Para un intercambiador cocorriente:

• Para un intercambiador en contracorriente:

2

1

1

1 21

.

.

NTU

máx

mín

C

CNTU

e

C

Ce máx

mín

−

+−

−=+

−=ε

NTU

NTU

eC

C

e

máx

máx

mín

C

CNTU

máx

mín

C

CNTU

+==

−

−=

−

−

10

0

1

1

1

1

min

.

.

ε

VALORES DE LA EFICIENCIA TERMICA Y DEL NTU PARA ALGUNAS

CONFIGURACIONES DE FLUJOS DE CARCASA Y TUBOS, Y FLUJOS

CRUZADOS

• Una sola corriente y todo tipo de intercambiadores

cuando

0=máx

mín

C

C

• Flujos paralelos en cocorriente

• Flujos paralelos en contracorriente

• Intercambiadores de carcasa y tubos, 1 paso por la carcasa y un número par de pasos por tubos

• Intercambiadores de carcasa y tubos, n pasos por la carcasa y un número par de pasos por tubos, 2n, 4n, 6n,...

Flujos cruzados con mezcla en un fluido, y el otro sin mezclar

INTERCAMBIDOR DE CALOR DE PLACAS

Plato soldado de intercambiador

de calor.

Gasket de placas de intercambiador

de calor .

Gasket de placas de intercambiador de

calor.

Cabezal Barra superior

Separador Paquete de placas

Tapa inspección

Columna de Soporte

Pernos de amarre

Barra inferior

Placa

Tuerca de apriete

Arandela de

fijación

Placa Gasket

Perno de apriete

Barra superior

Barra inferior

Intercambiador de calor de placa. Arreglo de flujo en circuito

Arreglo en serie Arreglo en circuito U

Arreglo en circuito Z Arreglo complejo 2 pasos –1 paso

Arreglo complejo 3 pasos – 1 paso

Construcción de intercambiador de calor de placas

• Un intercambiador de calor de placa consiste en un número de placas de transferencia de calor las cuales son sujetas y puestas entre placas fijas y una placa liberadora de presión para formar una unidad completa. Cada placa de transferencia de calor tiene un gasket el cual provee dos sistemas de canales separados.

• .

• El arreglo de los gasket (el campo y anillo de gasket) da como resultado un flujo simple a través de los canales, entonces el medio primario y secundario están en flujo contracorriente. El medio no puede ser mezclado debido al diseño de los gasket.

•Las placas son corrugadas lo cual crea turbulencia en los fluidos a medida que fluye a través de la unidad. Esta turbulencia, en asociación con la razón de volumen del medio al tamaño del intercambiador de calor, da un coeficiente de transferencia de calor efectivo.

Un principio similar es empleado en la construcción de intercambiadores de calor soldados. En lugar de gasket de elastómeros técnicas especiales de soldadura son utilizadas para dar el mismo resultado

Placa

Pegado

Gasket

Fluido 1º

Fluido 2º

DiagonalParalelo

El marco es unido, este consiste en un marco y las placas de presión, barras guías superior e

inferior y las conexiones.

La placa final es la primera placa en ser colgada

en el marco.

Luego las placas correspondientes a las especificaciones y son posicionados

en el marco.

Los pernos de tensión son

instalados y el paquete de placas

es apretado por medio de una llave

de tuercas o cualquier otra herramienta adecuada.

Entrada del primer medio en el lado izquierdo y salida del segundo medio en el lado derecho.

Intercambiadores de calor de placas con gasket parados directamente sobre el suelo.

Intercambiadores de calor soldados amarrados a la pared.

El intercambiador de placas se compone de un número variable de placas, en función de la demanda de calor que se necesita cubrir. Dichas placas presentan un diseño que permite encajar las unas con las otras formando con su unión, los canales de fluidos necesarios para el intercambio. El intercambiador de placas se monta encima de dos ejes, superior y otro inferior, que une las distintas placas y las fijas con respaldos, anteriores y posteriores en planchas de acero carbono de 2” de espesor.

• De acuerdo con la disposición de las placas se forman dos canales de flujo independientes, uno para el fluido caliente y otro para el frío. A través de las conexiones, cada fluido circula por su canal permitiendo el intercambio de calor, debido a la diferencia de temperaturas entre ellos.

• En un ICP las superficies de separación de los medios consiste en un paquete, provistas de juntas, comprimidas mediante pernos entre la placa fija y la placa móvil de un bastidor.

• Las placas pueden ser de corrugación horizontal proporcionando canales sin puntos de contacto, aptos para líquidos, conteniendo sólidos en suspensión o de corrugación angular con múltiples puntos de contacto, lo que permite el trabajo a altas presiones

Ventajas del IPC en relación al intercambiador convencional de coraza y tubo

• Altos coeficientes globales de transferencia de calor(U)= 2000 – 5000 (kcal / h m2 ºC)(U)= 410 – 1025 (BTU / h pie2 ºF)

En aplicaciones agua – agua que se logra debido a la turbulencia alcanzada a un bajo Re.La turbulencia impide que se formen incrustaciones y favorece la transferencia de calor.Esto combinado con el espesor de las placas contribuye a alcanzar coeficientes altos.


• Economía de costos de calentamientoLos altos coeficientes de transferencia de calor en sistemas de flujo en contra corriente producen diferencias de temperaturas (10 ºC) en comparación a los de tubos (5 ºC)Luego el IPC recupera hasta el 90 % de calor y el de tubos solo el 50 %.Esto tiene como consecuencia que el IPC requiere menos agua de refrigeración y el empleo de bombas y tuberías de menor capacidad.


• Alta turbulenciaLas corrugaciones realizadas en las placas, pueden inducir a un flujo turbulento, a un número de Re entre (10 – 800) dependiendo de las corrugaciones.

Para tuberías lisas el flujo turbulento Re > 2100


• FlexibilidadLa experiencia ha demostrado que es difícil determinar exactamente los datos de proceso en la etapa inicial del proyecto.En intercambiadores de haces de tubos el resultado suele ser un sobre dimencionamiento hasta del 30 % ya que este no se puede ampliar ni reducir.El IPC tiene una flexibilidad que hace que se puede evitar el sobre dimencionamiento ya que las placas son unidades independientes que pueden ser sacadas, adicionadas o rearregladas según se desee


• Tamaño compactoEl tamaño de un IPC respecto a un intercambiador convencional que sea capaz de efectuar la misma operación es bastante menor, luego el espacio requerido para la instalación es menor.


• Peso

El peso de un IPC, vacío es un factor importante para el transporte y la instalación.

El peso en funcionamiento cuando esta lleno de liquido es importante en la construcción de la instalación.El IPC pesa de 5 -6 veces menos que el intercambiador convencional de tubos en el mismo trabajo


• Volumen que contiene

El volumen de liquido contenido es pequeño comparado con el intercambiador de tubos.

Esto constituye un factor importante cuando se trabaja con un medio costoso, también responde más rápidamente a una variación de temperatura y proporciona por lo tanto un control más rápido del proceso


• CorrosiónCuando las aguas de refrigeración son corrosivas. Las aleaciones de acero inoxidable y cobre tiene una vida útil limitada, pero los IPC de titanio ofrece una duración útil prácticamente ilimitada para todo tipo de aguas de refrigeración

Material de las placas

Las placas se fabrican de materiales que pueden trabajar en frío, sin preocuparse de sus características de unión.Los materiales más comunes son:

• Acero inoxidable• Titaneo• Níquel money• Incaloy• Hastelloy C• Bronce fosforado• Níquel cobre• Titaneo estabilizado

• El espesor de las placas varia de (0,5 – 3) (mm)

• El promedio de separación entre placas va de (1,5 – 5) (mm).

• Las áreas superficiales totales hasta 1500 (m2)

Parámetros geométricos

mojadoPerimetro

flujodeÁreaDH 4=1. Diámetro hidráulico

2. Área de flujo Af

Es el área disponible entre dos placas o canal, se determina una vez que la corrugación en la placa esta realizada:

Af = w * b

w = Ancho de la placa entre juntas

b = Separación entre placas


3. Perímetro mojado (PM)

PM = 2*(w+b)

Como la separación entre placas es pequeña en comparación con el ancho b << w

PM = 2*w

DH = 2*b

Parámetros geométricos• El área libre de flujo por corriente se puede obtener a p artir de:

AC = NC * W * b Donde Nc es el número de canales por corriente, W es el ancho de placa.

• El número de placas térmicas, Np, es igual a:NP = NT - 2

Donde NT es el número total de placas.

El número de canales térmicos por corriente se obtiene a partir de:

2

1−= NTNCT


• El número total de placas térmicas se puede obtener a partir del área total de transferencia de calor, AT y el áre a por placa:

• El número de Reynolds, Re, está definido de la s iguiente manera:

Donde ṁ es el flujo másico de la corriente y µ es la viscosid ad.

placaArea

ATNP =

AC

Dm H

µ

*

Re=

Área total de transferencia de calor

AT = Ae * NPNP = Número de placas térmicas que transfieren calor

(número total de placas menos 2 placas una en cada lado extremo)

Ae = Área efectiva o área de transferencia de calor desarrollada = Ap * F

Ap = Área de una placa proyectadaF = Factor que depende del estampado que tenga la

placa, el cual aumenta la superficie efectiva de transferencia de calor, según la forma, tamaño y frecuencia de loas corrugaciones.

Caída de presión

• La caída de presión total en un intercambiador de placas tiene las siguientes componentes: caída de presión debida a la fricción, a los cambios de velocidad, a los cambios de dirección y a los cambios de altura. De éstas, la que tiene mayor influencia en el comportamiento térmico del equipo es la que se origina por la fricción.

Caída de presión

Donde G es el flujo másico por unidad de área, L es la longitud de la placa y ƒ es el factor de fricción que como se presenta en la Ec. Anterior, puede expresarse en la forma generalizada de la siguiente

manera:

ρHD

LGfP

2

4 2

=∆

ƒ = x * Re-y

)2(

1

)1(

)2(2 y

yH

yy

C PD

LmxA

−

−

−

∆=

ρµ

• De la ecuación anterior se puede observar que una vez definido el tipo de placa y sus características geométricas, es posible determinar el área libre de flujo para una corriente en función de la caída de presión permitida. Con este valor es posible calcular el número de pasajes por corriente que se requieren para maximizar el uso de la caída de presión. El número de pasajes calculados que son necesarios para cumplir con la carga térmica o pasajes térmicos (NCH). Este valor debe ser contrastado con el número de pasajes que son necesarios para cumplir con la carga térmica o pasajes térmicos (NCT).

• Modelo de flujoSe le llama modelo de flujo a todo lo que caracteriza el arreglo división y distribución de flujo.

• Arreglo de flujoSe llama arreglo de flujo al cuociente (NP1/NP2)donde NP1 es el número de pasos o recorrido vertical que realiza el total del flujo (1) de igual manera NP2 es del flujo (2)

Transferencia de calor en IPC

• La transferencia de calor ocurre por convección desde el fluido más caliente a la superficie sólida, por conducción a través del solido y luego por convección desde la superficie al fluido más frío.

• El diseño del intercambiador de calor comienza generalmente con la determinación del área requerida para transferir el calor necesario entre las corrientes fluidas.

∑=

++=

++=−

−=

−=

−=

−

n

fm

C

fm

C

fC

ffC

mK

CCC

Rhk

esp

hU

AhAK

esp

AhqTT

TTAhq

dx

dTAkq

TTAhq

1

1

__

__

2sup

_

1sup

_

11.1

1.1

)(

)(

Tf

Tc Tsup1

Tsup2

esp.

km

hC

hf

• Cuando los intercambiadores has estado en servicio por algún tiempo se les depositan incrustaciones, añadiendo dos resistencias que se incluyen en el calculo del coeficiente global U

• Esta resistencia reduce el valor U y el calor requerido no podrá transferirse por A .

• Para obviar esto es costumbre diseñar estos equipos anticipando la incrustación introduciendo una resistencia Rd que es igual a la suma de las resistencias de los depósitos de ambos fluidos.

• Se obtienen de datos basados en experiencias.

TAUqUA

qTfTc

Rdhk

esp

h

U

RdeRdfRd

fm

C

∆=

=−

+++=

+=

**

1

1.11

__

• El margen de diseño (M) es calculado como:

Siendo:Uc = Coeficiente de transferencia de calor limpio (Rd =0)

Rd = Factor de incrustación

U = Coeficiente de transferencia de calor de diseño

( )%U

UUM C −=

w

Cm º2

Cm

w

º2

Cm

w

º2

RdUc

RdkhhU m

+=+++= 1111

21

δ

RdUcM *=

Incrustación y factor de incrustación

• La tolerancia de incrustación puede ser expresada por el margen de diseño (M), o como un factor de incrustación Rdexpresado en unidades o

El diseño de un intercambiador de calor de placa entrega mayor turbulencia, por eso la eficiencia térmica es mayor

w

Cm º2

kcal

Chm º2

Ejemplo para un intercambiador (agua – agua) de placa es U = 6.000 – 7.500

mientras que para un intercambiador de tubo y coraza esU = 2.000 – 2.500

Para las mismas condicione de M = 20 – 25 %

Cm

w

º2

Cm

w

º2

= −

w

CmRd

º10*1

24

= −

w

CmRd

º10*33,0

24

Características Termo Hidráulicas

• En el diseño de intercambiadores de calor el aspecto de mayor importancia es el relacionado con el cálculo de los coeficientes individuales de calor y los factores de fricción de los diferentes tipos de superficies que se pueden emplear. Por lo general, esta información estádisponible en forma de correlaciones empíricas o semiempíricas.

Características Termo Hidráulicas

• Las características térmicas se presentan en función de números adimensionales como son: el número de Nusselt (Nu), el número de Stanton (St) y el factor de Colburn (j=St*Pr2/3), en función del número de Reynolds (Re). Las características de fricción se reportan en términos del factor de fricción contra el número de Reynolds. La información disponible en la literatura abierta de este tipo de parámetros es muy escasa debido a que tanto métodos de diseño como características termo hidráulicas son propiedad industrial.

hC y hf indican la resistencia de la delgada película laminar del fluido que existe: estos coeficientes se calcula:

20,005,0

85,065,0

45,030,0

40,015,0

−−=−=−=

=

δγβα

µµα

δ

γβ

turbulentoflujoPara

PRNuf

re

• Estos rangos son obtenidos empíricamente por distintos autores con distintos tipos d ICP.

• Una relación ampliamente adaptable para régimen turbulento es:

14,0

333,0668,0374,0

=

fre PRNu

µµ

• Las siguientes correlaciones fueron reportadas por Shah y Focke (1988) para la placa tipo Chevron P31 de la compañía Alfa Laval:

NU = 0,729 * Re1/3 * Pr1/3 para Re ≤ 7 (1)0,380 * Re2/3 * Pr1/3 para Re > 7

y

17,0* Re-1 para Re < 10ƒ = 6,29* Re-0,57 para 10 < Re < 101 (2)

1,141* Re-0,20 para 101 < Re < 8550,581* Re-0,10 para Re > 855

Diferencia media logarítmica de temperatura

[ ]

−−

−−−=∆=

41

32

4132log

)()(

TT

TTLn

TTTTTDMLT

T1 = temperatura media entrada de fluido caliente

T2 = Temperatura media salida de fluido caliente

T3 = Temperatura media entrada fluido frío

T4 = Temperatura media salida fluido enfriamiento

Numero de unidades de transferencia de calor NUT

• Para decidir cual tipo de placa será la mas adecuada para un servicio se utiliza el NUT, que indica el grado de dificultad del trabajo de transferencia de calor.

• Se define como el valor absoluto de la diferencia de temperatura dividida por la temperatura impulsara media logarítmica

LogT

ToTiNUT

∆−=

NTU, también conocido como el factor de perfomance o longitud térmica

• A mayor NUT mayor numero de pasos. En principio se puede considerar el numero de pasos igual al entero mas próximo al valor NUT.

• A mayor numero de pasos, mayor caída de presión total.

• Existe un requerimiento de caída de presión máxima total ligada al aspecto económico operacional de funcionamiento.

NUT

psiJ

aguaaguaParaNUT

pJ

optimo

totaloptimo

5,4

:

=

−

∆=

• Las placas denominadas rígidas (HARD) son las mas adecuadas para altos valores de NUT (donde se requiere que la diferencia de temperatura final sea pequeña) Debido a que este tipo de placas proporciona una alta recuperación de calor, pero implica una gran perdida de presión, este tipo de placa es generalmente larga y angosta.

• Las placas denominadas flexibles (SOLF) son mejores para trabajo que requieren bajos valores de NTU (aproximado a 1).

• El rango general de este parámetro NTU es (0,5 – 3)• Una placa con NTU alto es corrugada con ángulo

obtuso, caída de presión grande.• Una placa con NTU bajo es corrugado con ángulo agudo

y ofrece menor resistencia al flujo

Aplicaciones

Agua/agua

Algunos usos típicos de intercambiadores de calor de placas

Calefacción centralizada.Enfriamiento centralizado.Toma de agua caliente.Calentamiento solar.Calentamiento de piscinas.Recuperación de calor (motor de enfriamiento)Control de temperaturas para criaderos de peces.Industria del acero-enfriamiento de horno.Industria generadora-enfriamiento central.Industria química-enfriamiento de procesos.

Material de la placa

Agua/aceite

Algunos usos típicos de intercambiadores de calor de placas

Enfriamiento de aceite hidráulico.Enfriamiento de aceite para templado.Enfriamiento de aceite de motor en bancos de motores de prueba.Con aceite sintético puede ser necesario gaskets especiales..Los intercambiadores de calor de placas pueden funcionar con aceites teniendo viscosidades tan altas como 2.500 cp. Emulsiones que también pueden ser usadas en intercambiadores de calor de placas y puede ser tratadas como agua cuando las concentraciones son menores a 5%.

Agua/glicol

Cuando existe un riesgo de congelamiento, se añade g licol al agua.Glicol tiene una diferente capacidad de calentamient o desde el agua y es por ello que necesita de alguna manera u n área de mayor transferencia de calor para cumplir con los mis mos servicios. En la otra mano, las propiedades físicas de los varios tipos de glicol son bastantes similares.Ejemplos de glicol:- Glicol etileno (mono, di o tri).- Glicol propileno.

Algunos usos típicos de intercambiadores de calor

Como un intercooler en una bomba de calor.Producción de enfriamiento de agua en fábricas de comida.Enfriamiento de aire en circuitos de aire acondicionado.Sistema de calefacción solar.


Intercambiadores de Calor(Power Point)

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