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• George Morales Torres

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INTERCAMBIADOR DE CALOR DE DOBLE TUBO E INTERCAMBIADOR A CONTRAFLUJO CON ALETAS UNIVERSIDAD NACIONAL MAYOR DE SAN MARCOS FACULTAD DE QUIMICA E INGENIERIA QUIMICA LABORATORIO DE OPERACIONES UNITARIAS Realizado por: Benites Millan Cecilia Mercedes

14070026

Icanaque Espinal Pool Francisco

14070040

Ramírez Vásquez Jefferson

14070048

Soto Crisostomo Flor de Almendra

14070157

Grupo N°3 Profesora: Contreras Pérez Gloria Luz Escuela Profesional de Ingeniería Química Universidad Nacional Mayor de San Marcos Octubre 2017

1.

TABLA DE CONTENIDO ........................................................ ¡Error! Marcador no definido.

2.

RESUMEN ...........................................................................................................................3

3.

INTRODUCCION ..................................................................................................................4

4.

OBJETIVOS ..........................................................................................................................5

5.

PRINCIPIOS TEÓRICOS ........................................................................................................6

6.

DETALLES EXPERIMENTALES.............................................................................................17

7.

TABLA DE DATOS Y RESULTADOS .....................................................................................18

8.

CUESTIONARIO DEL INTERCAMBIADOR DE FLUJO CRUZADO ...........................................27

10.

CONCLUSIONES ................................................................................................................36

11.

REFERENCIAS BIBLIOGRÁFICAS.........................................................................................37

1. RESUMEN En esta práctica se realizará el estudio de dos Intercambiadores de Calor, uno es el Intercambiador de Doble Tubo a Contracorriente, y el otro un Intercambiador a Flujo Cruzado en un equipo Didáctico. En el estudio del Intercambiador a Flujo Cruzado se da la transferencia de calor entre un gas (aire) y el fluido dentro de la tubería es agua caliente (60°C), las tuberías por donde fluye el agua son de cobre con aletas transversales, con el fin de mejorar la transferencia de calor. Se determina la efectividad de la aleta, y los calores ganados y perdidos entre ambos fluidos. El objetivo es determinar la efectividad y eficiencia de la aleta, con lo cual se puede justificar su uso para mejorar la transferencia de calor. Los resultados para el sistema con aletas es una eficiencia 𝜂𝐹 = 0.95 y una efectividad 𝜀𝑎𝑙𝑒𝑡𝑎 > 2 indicándonos que se mejoró la transferencia de calor. En el estudio del Intercambiador de Doble tubo se da la transferencia de Calor a contracorriente, se intercambia calor entre vapor de agua y agua fría, se tomaron datos de temperatura al inicio y al final de cada fluido, se trabajó para tres distintos caudales, y el valor de estos se obtuvieron en un Rotámetro y midiendo la cantidad de agua en una cantidad de tiempo, para los tres Caudales de Q1= 20LPM , Q2=40 LPM y Q3= 61 LPM, se obtuvo un Coeficiente de Transferencia de Calor Global promedio de U= 969 W/m2K. El porcentaje de Perdidas de Calor obtenido es de 8.3% en promedio y el factor de incrustamiento del intercambiador es 0.000428.

.

2. INTRODUCCION Hay muchos casos que implican intercambio de calor hacia o desde un gas. Para compensar la baja conductividad térmica de los gases, se incrementan las áreas superficiales de intercambiador de calor en el lado de gas. Estos sistemas son a menudo llamados intercambiadores de calor de área extendida. Los ejemplos incluyen radiadores de automóviles, aleta de refrigeración de componentes eléctricos, aleta de refrigeración de componentes eléctricos, y las manijas delgadas que disipan el calor fácilmente y permiten la realización de ollas calientes o las calderas. El intercambiador de calor de flujo transversal DLMX es un radiador en el que fluye agua a través de tubos planos que tienen aletas adheridas mientras se sopla aire más allá de las aletas por un ventilador. Muy versiones a gran escala de este tipo de intercambiador de calor llamado refrigeradores “ventilador de aleta” se utilizan en la industria para enfriar fluidos de proceso.

3. OBJETIVOS A) INTERCAMBIADOR DE FLUJO CRUZADO 1. Realizar el listado de las resistencias de transferencia de calor presentes en un intercambiador de calor de área extendida. 2. Explicar el concepto de una resistencia de control 3. Explican cómo aletas compensar la resistencia a la transferencia de calor en el lado aire. 4. Explicar por qué es necesario un factor de eficacia de la aleta. B) INTERCAMBIADOR DE DOBLE TUBO 1. Determinar el coeficiente global de transferencia de calor U D y UC para el intercambiador. 2. Calcular el porcentaje de pérdidas de calor respecto al calor cedido. 3. Determinar el coeficiente de transferencia de calor interno (hio) en función de los números adimensionales Pr, Nu y Re. 4. Calcular el factor de incrustramiento para el intercambiador.

4. PRINCIPIOS TEÓRICOS INTERCAMBIADORES DE CALOR En las industrias de proceso, la transferencia de calor entre dos fluidos se lleva a cabo casi siempre en intercambiadores de calor. El tipo más común es uno en el cual el fluido caliente y el frio no entran en contacto directo el uno con el otro, sino que están separados por una pared de tubos o una superficie plana o curva. •

EQUIPO DE INTERCAMBIADOR DE DOBLE TUBO El intercambiador de calor puede fabricarse con un simple par de tubos adaptando las conexiones en los extremos, o con varios pares interconectados en serie. Este tipo de intercambiador es útil principalmente para velocidades de flujo bajas. Las partes principales son dos juegos de tubos concéntricos, dos tes conectoras, un cabezal de retorno y un codo en U. La tubería interior se soporta en la exterior mediante estoperos y el fluido entra al tubo interior a través de una conexión roscada localizada en la parte externa del intercambiador. Las tes tienen boquillas o conexiones roscadas que permiten la entrada y salida del fluido del anulo que cruza de una sección a otra a través del cabezal de retorno. La tubería interior se conecta mediante una conexión en U que está generalmente expuesta y que no proporciona superficie de transferencia de calor. Cuando se arregla en dos pasos la unidad se llama horquilla.

El intercambiador de doble tubo es extremadamente útil, ya que se puede ensamblar en cualquier taller de plomería a partir de partes estándar de tes y cabezales de retorno. Los intercambiadores de doble tubo generalmente se ensamblan en longitudes efectivas es la distancia en cada rama sobre la que ocurre transferencia de calor y excluye la prolongación del tubo interior después de la sección de intercambio. Cuando las horquillas se emplean en longitudes mayores de 20 pies correspondientes a 40 pies lineales efectivas o más de doble tubo, el tubo interior se vence tocando el tubo exterior, por lo que hay una mala distribución del fluido en el ánulo. La principal desventaja en el uso de los intercambiadores de doble tubo es la pequeña superficie de transferencia de calor contenida en una horquilla simple. Cuando se usa con equipo de destilación en un proceso industrial, se requiere gran número de ellos. Esto requiere considerable espacio, y cada intercambiador de doble tubo introduce no menos de 14 puntos en donde pueden ocurrir fugas. El tiempo y gastos requeridos para desmantelarlos y hacerles limpieza periódica son prohibitivos comparados con otros tipos de equipos. Sin embargo, los intercambiadores de doble tubo encuentran su mayor uso en donde la superficie total de transferencia requerida es pequeña, 100 a 200 pies 2 o menos.

El intercambiador más simple es el intercambiador de doble tubo o tubos concéntricos. Esto se muestra en la figura, donde uno de los fluidos fluye en el interior de una tubería y el otro lo hace en el espacio anular entre ambas tuberías.

Los fluidos pueden circular en paralelo (caso a) o a contracorriente (caso b).

𝑄 = 𝑀𝑐 × 𝐶 × (𝑇1 −𝑇2 ) = 𝑤 × 𝑐𝑝 × (𝑡1 −𝑡2 ) … (1)

Dónde: − Q: Calor Transferido − 𝑀𝐻 Flujo másico del fluido caliente − T1 − T2 : Temperaturas de entrada y salida del fluido caliente − C: Capacidad calorífica del fluido caliente − M𝑐 : Flujo másico del fluido frío − t1 – t 2 ∶ Temperaturas de entrada y salida del fluido frío − Cp: Capacidad calorífica del fluido frío Partiendo de la ecuación 1, se demuestra que: 𝑄 = 𝑈𝐴(

(𝑇1 − 𝑡2 ) − (𝑇2 − 𝑡1 ) ) … … (2) 𝑇 −𝑡 𝐿𝑛 (𝑇1 − 𝑡2 ) 2 1

Q = U × AxDMLT … … (3)

Dónde: − −

U: Coeficiente total de transferencia de calor A: Área de transferencia de calor

−

DMLT: Diferencia media logarítmica (DMLT =

(T1 −t2 )−(T2 −t1 ) T −t

Ln(T1−t2) 2

1

)

1.1. Coeficiente total de transferencia de calor

En la Figura siguiente, se observan las diferentes resistencias: : Diámetro de ánulos y Localización de coeficientes

La suma de resistencias implica la resistencia de película del fluido en el tubo, la resistencia de la pared del tubo, y la resistencia del fluido al ánulo. ∑R =

1 Lm 1 + + … … (4) hio K m ho

Dónde: − − − −

hio : Resistencia de la película del fluido en el tubo ho : Resistencia del fluido en el ánulo Lm : Espesor de la tubería K m : Conductividad del material de la tubería

Donde ∑ R es la suma total de las resistencias. Suele reemplazarse por 1/U, donde U se llama coeficiente total de transferencia de calor. El coeficiente de transferencia puede ser coeficiente del equipo nuevo limpio (Uc), o coeficiente del equipo usado o sucio (Ud). La última ecuación se puede relacionar al espesor del tubo: 1 1 𝑤𝑠 𝑑0 1 = + + … … (𝛼) 𝑈 ℎ ( 𝑑𝑖 ^2 ) 𝑘𝑚 𝑑𝑚 ℎ0 𝑖 𝑑 ^2 0 La ecuación (α) se simplifica despreciando la resistencia de la pared del tubo, dado que el espesor es pequeño y es construido de un material que tiene una conductividad térmica alto y por tanto buen conductor de calor. 1 1 1 1 1 = + = + … … . (β) U h ( di ^2 ) h0 hi0 h0 i d ^2 0 El U de la ecuación (β) se conoce como coeficiente global de transferencia de calor limpio. 1 1 1 = + UC hi0 h0

1.2. Coeficientes de película para fluidos en tuberías y tubos El coeficiente global de transferencia de calor depende de distintas variables como se mostró anteriormente, por lo tanto es preciso examinar cada una de las partes. Se examinará el siguiente caso, el tubo interior transporta el fluido frío, y por el ánulo el fluido caliente, para este caso sería vapor de agua. 1.2.1. Sección anular Para el caso de la sección anular, se determina el valor de coeficiente de película en un tubo horizontal. Para este caso, se emplea un valor promedio, ya que la película presenta diferentes espesores. Se considera que hay condensación de película en la parte anular. La ecuación para determinar el coeficiente será: 1/4

k f 3 ρf 2 λg ho = ( ) μf Do ∆TF

… … (5)

Dónde: 𝑊

−

ho: Coeficiente de película del fluido (𝑚2.𝐾 )

−

k f : Conductividad de líquido a la temperatura de película(𝑚.𝐾 )

−

ρf : Densidad de líquido a la temperatura de película(𝑚3)

−

𝜆: Calor latente de vaporización a la presión(Kg)

−

μf : Viscosidad de líquido a la temperatura de película (𝑚.𝑠)

− −

𝑊

𝐾𝑔

KJ

𝐾𝑔

Do : Diámetro exterior (𝑚) ∆TF = t f − t w ; t f = temperatura de película ; t w = temperatura de la pared

La temperatura de película se calcula por: T1 + T2 + tw 2 tf = … … (6) 2 Donde T1-T2: Temperaturas de Y la temperatura de la pared se obtiene por: t w = Ti − (

entrada

y

salida

del

fluido

caliente

ho ) (Ti − t i ) … … (7) hio + ho

Tubo interior En la tubería interior, existe el fenómeno de conversión forzada. Nusselt desarrollo una serie de ecuaciones, las cuales se relacionan con el número de Nusselt para hallar el valor del coeficiente de película. La ecuación: 𝑁𝑢𝑑 = 0.027𝑥(𝑅𝑒𝑑 )0.8 𝑃𝑟1/3 (

𝜇 0.14 ) … … (8) 𝜇𝑤

Y sea: Nud =

(

ℎ𝑖 𝑑𝑖 … … (9) 𝐾𝑖

𝐷𝐺 ) = 𝑁ú𝑚𝑒𝑟𝑜 𝑑𝑒 𝑅𝑒𝑦𝑛𝑜𝑙𝑑 = 𝑅𝑒𝑑 … (10) 𝜇

(

𝐶𝜇 ) = 𝑁ú𝑚𝑒𝑟𝑜 𝑑𝑒 𝑃𝑟𝑎𝑛𝑑𝑡𝑙 = 𝑃𝑟 … (11) 𝐾𝑖 (

𝜇 0.14 ) = 𝜙 … (12) 𝜇𝑤

𝑘𝑎𝑔𝑢𝑎 ℎ𝑖 𝐷 (𝑅𝑒)0.8 (𝑃𝑟)1/3 … (13) = 0.027 𝜙 𝐷𝑖 Para hallar hio : hio = hi

di 2 do 2

… (14)

Dónde: − − − − − −

𝑅𝑒𝑑 = 𝑁ú𝑚𝑒𝑟𝑜 𝑑𝑒 𝑅𝑒𝑦𝑛𝑜𝑙𝑑𝑠 𝑃𝑟 = 𝑁ú𝑚𝑒𝑟𝑜 𝑑𝑒 𝑃𝑟𝑎𝑛𝑑𝑡𝑙 𝑁𝑢𝑑 = 𝑁ú𝑚𝑒𝑟𝑜 𝑑𝑒 𝑁𝑢𝑠𝑠𝑒𝑙𝑡 𝑊 ℎ𝑖 = 𝐶𝑜𝑒𝑓𝑖𝑐𝑖𝑒𝑛𝑡𝑒 𝑑𝑒 𝑝𝑒𝑙í𝑐𝑢𝑙𝑎 𝑒𝑛 𝑒𝑙 𝑖𝑛𝑡𝑒𝑟𝑖𝑜𝑟 𝑑𝑒𝑙 𝑡𝑢𝑏𝑜 (𝑚2.𝐾) 𝐷 = 𝑑𝑖𝑎𝑚𝑒𝑡𝑟𝑜 𝑑𝑒𝑙 𝑡𝑢𝑏𝑜(𝑚) 𝑊 𝐾1 = 𝐶𝑜𝑛𝑑𝑢𝑐𝑡𝑖𝑣𝑖𝑑𝑎𝑑 𝑡𝑒𝑟𝑚𝑖𝑛𝑐𝑎 𝑑𝑒 𝑙𝑎 𝑝𝑎𝑟𝑒𝑑(𝑚.𝐾 )

−

𝐺 = 𝑓𝑙𝑢𝑗𝑜 𝑚𝑎𝑠𝑖𝑐𝑜 ( 𝑠 )

−

𝜇 = 𝑉𝑖𝑠𝑐𝑜𝑠𝑖𝑑𝑎𝑑 𝑑𝑒𝑙 𝑓𝑙𝑢𝑖𝑑𝑜 (𝑚.𝑠)

−

𝜇𝑤 = Viscosidad referida a la pared del tubo (𝑚.𝑠)

−

𝐾𝑔

𝐾𝑔

𝐾𝑔

ℎ𝑖𝑜 = 𝑊 𝐶𝑜𝑒𝑓𝑖𝑐𝑖𝑒𝑛𝑡𝑒 𝑑𝑒 𝑝𝑒𝑙í𝑐𝑢𝑙𝑎 𝑑𝑒𝑙 𝑓𝑙𝑢𝑖𝑑𝑜 𝑖𝑛𝑡𝑒𝑟𝑖𝑜𝑟 𝑟𝑒𝑙𝑎𝑐𝑖𝑜𝑛𝑎𝑑𝑜 𝑐𝑜𝑛 𝑒𝑙 á𝑟𝑒𝑎 𝑒𝑥𝑡𝑒𝑟𝑖𝑜𝑟 (𝑚2.𝐾)

Incrustaciones (Rd) Cuando los aparatos de transferencia de calor han estado en servicio por algún tiempo se les deposita incrustaciones o basura en la parte interior y exterior de las tuberías, añadiendo dos resistencias más de las que fueron incluidas en el cálculo de U. El equipo es diseñando anticipando la deposición de basura e incrustaciones, introduciendo una resistencia R d llamada factor de basura, incrustación o de obstrucción. Supóngase R di para el fluido del tubo interior y sus diámetro interior y R do para el fluido del anulo en el diámetro exterior del tubo interior, estos factores pueden considerarse demasiados delgados para lodos pero apreciablemente gruesos para incrustaciones, que tienen conductividad térmica mayor que los lodos.

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

1 1 + hio ho

Q A × (DMLT)

El valor de A correspondiente a UD en lugar de UC proporciona las bases en las cuales el equipo debe ser hecho en última instancia. La correlación entre los dos coeficientes totales UC y UD es: 1 1 = + R di + R do UD UC Si: R di + R do = R d Entonces se tiene Rd =

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1 1 − UD UC

EQUIPO DE INTERCAMBIADOR DE FLUJO CRUZADO Fotografía de una sección del radiador mirando en la dirección del flujo de aire. Cuatro de los tubos planos horizontales se ven con aletas verticales que conectan entre ellos. La sección en el rectángulo que se volado de la derecha es un patrón que se repite a lo largo del intercambiador.

Nota aletas aparecen más gruesa de lo que realmente son, porque las aletas se cortan en tiras delgadas que se retuercen en un ángulo. Los bordes de estas tiras perturban pleno desarrollo de una capa límite, manteniendo la más delgada capa límite y por lo tanto la disminución de la resistencia a la transferencia de calor en el lado de aire. Esquemática de una sección de tubo plano con las aletas atacadas. Esto representa y la idealización de la pequeña sección del radiador en la fotografía de arriba. Tenga en cuenta que el espesor de la aleta es exagerada. El intercambiador usado en la experiencia es un intercambiador de calor de flujo transversal. Un fluido fluye dentro de los tubos y el gas por el exterior por convección forzada o a veces natural.

El fluido del interior de los tubos se considera sin mezcla, ya que está confinado y no puede mezclarse con otra corriente. El flujo de gas del exterior de los tubos está mezclado, dado que puede moverse libremente entre los tubos y habrá tendencia a que la temperatura del gas se iguale en la dirección normal al flujo.

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EQUIPO CON SUPERFICIE AMPLIADA Cuando el coeficiente de transferencia de calor de una de las corrientes de los fluidos es mucho menor que la otra, se presentan problemas difíciles de transferencia de calor. Un caso típico es el calentamiento de un gas, tal como el aire, por medio de vapor de agua condensante.

El coeficiente individual de transferencia de calor para el vapor de agua es típicamente de 100 a 200 veces el de la corriente de aire; en consecuencia, el coeficiente global es esencialmente igual al coeficiente individual para el aire, la capacidad de una unidad de área de la superficie de calentamiento será baja, y para obtener una capacidad razonable se requerirá una gran longitud de los tubos. Con el fin de aprovechar el espacio y reducir el costo del equipo, en estos casos, se utilizan superficies ampliadas, también llamadas aletas, de forma que el área exterior de contacto con el fluido sea mucho mayor que el área interior. La corriente del fluido que tiene el menor coeficiente se pone en contacto con la superficie ampliada y fluye por el exterior de los tubos, mientras que el otro fluido, con coeficiente elevado, circula por el interior de los tubos. Se observa en el Coeficiente Global, despreciando la resistencia de la pared del tubo: 𝑈𝑖 =

1 1/ℎ𝑖 + 𝐴𝑖 /𝐴0 ℎ0

En la ecuación se observa que si h0 es pequeño y hi es grande, el valor de Ui será pequeño; pero si el área A0 se hace mucho más grande que Ai, la resistencia Ai/A0h0 se hace pequeña y Ui aumenta al hacerlo h0 dando lugar al correspondiente aumento de la capacidad por unidad de longitud del tubo. •

TIPOS DE SUPERFICIES AMPLIADAS Existen dos tipos de superficies ampliadas, que se muestran en la figura 15.10. -

Aletas Longitudinales: se utilizan cuando la dirección del flujo del fluido es paralela al eje del tubo. Aletas transversales: Se emplean cuando la dirección del flujo de fluido es perpendicular al tubo.

La forma de las superficies ampliadas es de diferente tipo clavos, pernos, discos, púas, entre otros.

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EFECTIVIDAD DE UNA ALETA Las aletas se utilizan para mejorar la transferencia de calor y no se puede recomendar su uso a menos que el mejoramiento de la transferencia justifique el costo adicional. En términos de efectividad de la aleta se define como:

𝜀𝑎𝑙𝑒𝑡𝑎

o

o

o

•

𝑅𝑎𝑧𝑜𝑛 𝑑𝑒 𝑙𝑎 𝑡𝑟𝑎𝑛𝑠𝑓𝑒𝑟𝑒𝑛𝑐𝑖𝑎 𝑑𝑒 𝑐𝑎𝑙𝑜𝑟 𝑄𝑎𝑙𝑒𝑡𝑎 𝑄𝑎𝑙𝑒𝑡𝑎 𝑑𝑒𝑠𝑑𝑒 𝑙𝑎 𝑎𝑙𝑒𝑡𝑎 𝑑𝑒 á𝑟𝑒𝑎 𝑑𝑒 𝑙𝑎 𝑏𝑎𝑠𝑒 𝐴𝑏 = = = 𝑄sin 𝑎𝑙𝑒𝑡𝑎 ℎ𝐴𝑏 (𝑇𝑏 − 𝑇∞ ) 𝑅𝑎𝑧ó𝑛 𝑑𝑒 𝑙𝑎 𝑡𝑟𝑎𝑛𝑠𝑓𝑒𝑟𝑒𝑛𝑐𝑖𝑎 𝑑𝑒 𝑐𝑎𝑙𝑜𝑟 𝑑𝑒𝑠𝑑𝑒 𝑙𝑎 𝑠𝑢𝑝𝑒𝑟𝑓𝑖𝑐𝑖𝑒 𝑑𝑒 á𝑟𝑒𝑎 𝐴𝑏

Una efectividad 𝜀𝑎𝑙𝑒𝑡𝑎 = 1 nos indica que la adición de aletas a la superficie no afecta a la transferencia de calor en lo absoluto Una efectividad 𝜀𝑎𝑙𝑒𝑡𝑎 < 1 nos indica que en realidad, las aletas actúan como aislamiento, retardando la transferencia de calor en la superficie. Una efectividad 𝜀𝑎𝑙𝑒𝑡𝑎 > 1 nos indica que las aletas están mejorando la transferencia de calor desde la superficie.

EFICIENCIA DE UNA ALETA El área exterior de un tubo con aletas consta de dos partes: el área de las aletas y el área del tubo desnudo no recubierto por las aletas. -

-

-

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Se observa que una unidad de área de superficie de aletas no es tan eficiente como una unidad de área del tubo desnudo, debido a la resistencia adicional que provoca el flujo de calor por conducción a través de la aleta al tubo. Tomando una sola aleta longitudinal unida al tubo (Ver figura 15.11) y suponga que el calor fluye hacia el tubo desde el fluido que rodea a la aleta. La caída de temperatura disponible para la transferencia de calor hacia el tubo desnudo es de T-Tw, o T0. En la aleta hay transferencia de calor por conducción desde la base de la aleta hasta la punta.

Una eficiencia de unidad o de 100%, significa que una unidad de área de la aleta es tan efectiva como una unidad de área del tubo desnudo, en lo que respecta a la caída de temperatura.

RELACIÓN ENTRE EFECTIVIDAD Y EFICIENCIA Se observa que tanto la eficiencia de la aleta como su efectividad están relacionadas con el desempeño de la misma, pero son cantidades diferentes. Sin embargo están relacionadas:

𝜀𝑎𝑙𝑒𝑡𝑎 =

𝑄𝑎𝑙𝑒𝑡𝑎 𝑄𝑎𝑙𝑒𝑡𝑎 𝜂𝑎𝑙𝑒𝑡𝑎 ℎ𝐴𝑎𝑙𝑒𝑡𝑎 (𝑇𝑏 − 𝑇∞ ) 𝐴𝑎𝑙𝑒𝑡𝑎 = = = 𝜂 𝑄sin 𝑎𝑙𝑒𝑡𝑎 ℎ𝐴𝑏 (𝑇𝑏 − 𝑇∞ ) ℎ𝐴𝑏 (𝑇𝑏 − 𝑇∞ ) 𝐴𝑏 𝑎𝑙𝑒𝑡𝑎

Por lo tanto se puede determinar con facilidad la efectividad de la aleta cuando se conoce su eficiencia, o viceversa. •

CALCULOS PARA INTERCAMBIADORES DE SUPERFICIE AMPLIADA -

Calculo del coeficiente global de transferencia de calor Considere una base una unidad de área de tubo. Basándonos en el área interior A i, el Coeficiente Global es: 1 𝑈𝑖 = 𝐴𝑖 + 𝑥𝑤 𝐷𝑖 /𝑘𝑚 𝐷𝐿 + 1/ℎ𝑖 [ℎ0 (𝜂𝐹 𝐴𝐹 + 𝐴𝑏 )] Donde: 𝐴𝑖 = Área interior 𝐴𝐹 = Área de las aletas 𝐴𝑏 = Área del tubo desnudo ℎ0 = Coeficiente de transferencia de calor del fluido que rodea aletas y el tubo. 𝜂𝐹 = Eficiencia de las aletas

-

Calculo de la eficiencia de aletas La Eficiencia de las aletas 𝜂𝐹 , se calcula matemáticamente, haciendo suposiciones razonables para distintos tipos de aletas. Por ejemplo para aletas longitudinales 𝜂𝐹 se grafica como función de 𝑎𝐹 𝑥𝐹 donde 𝑥𝐹 es la altura de la aleta desde la base a la punta y 𝑎𝐹 se define por la ecuación: ℎ0 𝐿𝑝 /𝑆 𝑎𝐹 = √ 𝑘𝑚 Donde: ℎ0 = Coeficiente del tubo exterior 𝐿𝑝 = Perímetro de la aleta 𝑆= área de la sección transversal de la aleta 𝑘𝑚 = Conductividad térmica del metal de la aleta

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INTERCAMBIADORES ENFRIADOS CON AIRE Como el agua para enfriamiento se ha vuelto más escasa y los controles sobre la contaminación más rigurosos, se ha incrementado el empleo de los intercambiadores enfriados por aire. Éstos consisten de haces de tubos horizontales provistos de aletas, generalmente de 25 mm (1 in.) de diámetro y de 2.4 a 9 m (8 a 30 ft) de longitud, a través de los cuales se hace circular aire por medio de un gran ventilador. Los fluidos calientes del proceso, a temperaturas desde 100 a 400 ºC (212 a 750 ºF) o más se pueden enfriar hasta cerca de 20 ºC por encima de la temperatura de bulbo seco del aire.

Las áreas de transferencia de calor, basadas en la superficie externa de los tubos, varían en un rango de entre 50 a 500 m2 (500 a 5 000 ft3); las aletas multiplican esto por un factor de 7 a 20. El aire fluye entre los tubos a velocidades de 3 a 6 m/s (10 a 20 ft/s). La caída de presión y el consumo de potencia son bajos, pero a veces para reducir el ruido del ventilador hasta un nivel aceptable, su velocidad debe ser menor que la de máxima eficiencia. En los condensadores enfriados por aire, los tubos se encuentran generalmente inclinados.

5. DETALLES EXPERIMENTALES A) INTERCAMBIADOR DE CALOR A FLUJO CRUZADO Uso del Equipo: -

-

El cartucho DLM-1 (intercambiador de calor de flujo cruzado) debe ser instalado en una unidad base llena de agua tibia (< 60o C) y la alimentación conectada de acuerdo con las instrucciones generales de operación. Ajustar la velocidad de flujo usando el mando de la unidad base. Lecturas de temperaturas que se acompañan van aparecer en la pantalla de salida.

Procedimiento Instalar en el equipo el Cartucho DLM-1 (Cross Flow intercambiador de calor) en una unidad de base llena de agua caliente ( 1 la aleta acelera la velocidad de transferencia de calor.

b. Mira un diagrama de ηf en un libro de texto. Discuta el significado del término del eje x dentro de la raíz cuadrada. ℎ0 𝑃𝑤 𝑚=√ 𝑘𝑚 𝐴𝑥

A partir del gráfico mostrado podemos observar que mientras se presente mayor área de la aleta, el término del eje x disminuirá su magnitud y al mismo tiempo mejorará su efectividad. Por otro lado, el otro factor que afectaría a la variación de la eficiencia, es el término L, referido al largo de la aleta, la menor magnitud de esta favorecerá al incremento de efectividad. Se puede apreciar también que la forma de la aleta es un factor determinante a medida que el valor de x aumenta, ya que para los 2 tipos de aletas que se presentan en el gráfico, la aleta triangular es más efectiva que la rectangular a partir de un x mayor a 0.5.

c. Utilizando una punta de lápiz para identificar L; ¿Es la longitud completa o media de la aleta? ¿Por qué? Como se especifica en el gráfico anterior, Lv proviene de una fórmula que corrige la longitud de la aleta, mediante la siguiente ecuación: 𝑡 𝐿𝑐 = 𝐿 + ( ) 2 Donde: Lc: longitud corregida. L: longitud de la aleta. t: espesor de la aleta. 0.11𝑚𝑚 𝐿𝑐 = 3.72𝑚𝑚 + ( ) = 3.775𝑚𝑚 2 9. Como se nota en la actividad de la hoja de trabajo, la expresión para Ui se puede escribir de tal manera que las áreas aparecen sólo como las relaciones Af/Ai y Ab/Ai. Usando sólo las dimensiones de la sección fundamental en el siguiente diagrama, desarrollar fórmulas para estas relaciones de área. A continuación, proceda a calcular las relaciones de área para el intercambiador de calor de área extendida DLMX utilizando números de la sección de hoja de cálculo "Dimensión y Constantes".

𝐴𝑓 𝐴𝑟𝑒𝑎 𝑎𝑙𝑒𝑡𝑎𝑠 2×2×𝐿×𝑤 = = 𝐴𝑟𝑒𝑎 𝑖𝑛𝑡𝑒𝑟𝑛𝑎 𝑑𝑒𝑙 𝑡𝑢𝑏𝑜 𝐴𝑖 (𝑤𝑇 − 2𝑥𝑤 ) × (ℎ 𝑇 − 2𝑥𝑤 ) 𝐴𝑓 2 × 2 × 3.72𝑚𝑚 × 16.1𝑚𝑚 239.568𝑚𝑚2 = = = 9.98 𝐴𝑖 (13.3𝑚𝑚 − 2 × 0.13𝑚𝑚) × (2.1𝑚𝑚 − 2 × 0.13𝑚𝑚) 23.99𝑚𝑚2 𝐴𝑓 = 9.98 𝐴𝑖

𝐴𝑏 2(2𝑥𝑓 𝑤𝑇 ) + 2(2𝑥𝑓 ℎ 𝑇 ) − 4(𝑤𝑡) = (𝑤𝑇 − 2𝑥𝑤 ) ∗ (ℎ 𝑇 − 2𝑥𝑤 ) 𝐴𝑖 𝐴𝑏 2(2 × 1.6 × 13.3) + 2(2 × 1.6 × 2.1) − 4(16.1 × 0.11) = = 3.81 (13.3 − 2 × 0.13) ∗ (2.1 − 2 × 0.13) 𝐴𝑖 𝐴𝑏 = 3.81 𝐴𝑖

10. Una tercera manera de medir la carga térmica (en adición a lo discutido en la hoja de trabajo) es por un balance en toda el agua en el sistema (tanque, tubería e intercambiador). Si se supone que se pierde calor del agua sólo en el intercambiador y que la temperatura de entrada al intercambiador es representativa de la temperatura del agua en el tanque (suponiendo que esté bien mezclada), calcule el deber térmico medio del intercambiador desde la tasa media de cambio de temperatura durante el período de 3 minutos del experimento. Tenga en cuenta que debe calcular la masa total de agua en el sistema a partir de la profundidad medida en el tanque (el diámetro interior del tanque es de 22 cm). Haciendo el balance de energía 0 = ℎ𝑖𝑛(𝑎𝑔𝑢𝑎) × 𝑚𝑡𝑎𝑛𝑞𝑢𝑒(𝑎𝑔𝑢𝑎) − ℎ𝑜𝑢𝑡(𝑎𝑔𝑢𝑎) × 𝑚𝑡𝑎𝑛𝑞𝑢𝑒(𝑎𝑔𝑢𝑎) + 𝑄𝑡 0 = 𝑚𝑡𝑎𝑛𝑞𝑢𝑒(𝑎𝑔𝑢𝑎) (ℎ𝑖𝑛(𝑎𝑔𝑢𝑎) − ℎ𝑜𝑢𝑡(𝑎𝑔𝑢𝑎) ) + 𝑄𝑡 0 = 𝑚𝑡𝑎𝑛𝑞𝑢𝑒(𝑎𝑔𝑢𝑎) × −𝛥ℎ + 𝑄𝑡 𝑄𝑡 = 𝑚𝑡𝑎𝑛𝑞𝑢𝑒(𝑎𝑔𝑢𝑎) × 𝑐𝑝 × ∆𝑇

Calculamos la masa de agua: 𝑄𝑡 = 0.096 × 𝜋 × 0.112 × 0.075317𝑘𝐽/𝑚𝑜𝑙. 𝐾 × (1.13)

af=8.89 L=0.00372 afxF=0.033 Eficiencia de 0.95

8. DISCUSÓN DE RESULTADOS 1. De acuerdo a los datos calculados, podemos observar que existe una

9. CONCLUSIONES 1. Las mayores pérdidas por fricción, en esta experiencia, se dan en el Venturímetro y los codos de 90° 2. A mayor caudal se generan mayores pérdidas por fricción ya que la caída de presión es directamente proporcional al cuadrado de la velocidad. 3. En este caso particular, las menores caídas de presión en tuberías comerciales se dan

10. REFERENCIAS BIBLIOGRÁFICAS -

Incropera, Frank P. y De Witt, Daniel P. “Fundamento de transferencia de calor”. Editorial Prentice Hall Hispanoamericanas.A.; Cuarta edición 1999.Páginas: 587 – 604.

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McCabe, W.L, Smith, J.C. and Harriott, P. Operaciones Unitarias en Ingenieria Quimica 7ma Edicion, Pag. Perry, R.H. Greed, D, Perry’s Chemical Engineers Handbook, 8th ed. 2008, New York: McGrawHill Professional.

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11. APÉNDICE

EJEMPLO DE CÁLCULO Cálculo del Flujo Másico del Fluido Frío (𝑚̇𝑓𝑓 ) 𝑚̇𝑓𝑓 = 𝑚̇𝑓𝑟𝑖𝑝 = 973.4 ∗

𝑊𝑓𝑓 𝑡

2.2046𝑙𝑏 1 3600𝑠 ∗ ∗ 1000𝑔 10𝑠 1ℎ

𝑚̇𝑓𝑓 = 772.6

𝑙𝑏 ℎ

Cálculo del Calor Ganado por el fluido frio (𝑄𝑓𝑓 ) 𝑄𝑓𝑓 = 𝑚̇𝑓𝑓 ∗ 𝐶𝑝𝑓𝑓 ∗ (𝑡2 − 𝑡1 )

𝑚𝑓𝑓 : Flujo Másico del Fluido Frío. 𝐶𝑝𝑓𝑓 : Capacidad calorífica del fluido frio a 𝑡. 𝑡2

: Temperatura de salida del fluido frio.

𝑡1

: Temperatura de entrada del fluido frio.

𝑄𝑓𝑓 = 772.6

𝑙𝑏 ∗ 0.91 ∗ (111.866 − 73.67)℉ ℎ

𝑄𝑓𝑓 = 26854.31

𝐵𝑡𝑢 ℎ

Cálculo del Flujo Másico del Condensado (𝑚̇𝑐𝑜𝑛𝑑𝑒𝑛𝑠𝑎𝑑𝑜 ) 𝑚̇𝑐𝑜𝑛𝑑𝑒𝑛𝑠𝑎𝑑𝑜 =

𝑊𝑐𝑜𝑛𝑑𝑒𝑛𝑠𝑎𝑑𝑜 : Masa del Condensado. 𝑡 : Tiempo de Recolección del Condensado.

𝑊𝑐𝑜𝑛𝑑𝑒𝑛𝑠𝑎𝑑𝑜 𝑡

𝑚̇𝑐𝑜𝑛𝑑𝑒𝑛𝑠𝑎𝑑𝑜 = 897.4𝑔𝑟 ∗

2.2046𝑙𝑏 1 3600𝑠 ∗ ∗ 1000𝑔𝑟 240𝑠 1ℎ

𝑚̇𝑐𝑜𝑛𝑑𝑒𝑛𝑠𝑎𝑑𝑜 = 29.1

𝑙𝑏 ℎ

Cálculo del Flujo Másico del Fluido Caliente (𝑚̇𝑓𝑐 ) Aplicando Balances de Materia y Energía en la Trampa de Vapor: 𝑚̇𝑐𝑜𝑛𝑑𝑒𝑛𝑠𝑎𝑑𝑜

TRAMPA DE VAPOR

𝑚̇𝑓𝑐

•

La entrada es líquido saturado a 19.696 psia.

•

La salida es mezcla liquido-vapor a 14.696 psia.

𝑚̇𝑉𝑎𝑝𝑜𝑟

𝑚̇𝑐𝑜𝑛𝑑𝑒𝑛𝑠𝑎𝑑𝑜 = 𝑚̇𝑓𝑐 − 𝑚̇𝑉𝑎𝑝𝑜𝑟 … … (𝐵𝑎𝑙𝑎𝑛𝑐𝑒 𝑑𝑒 𝑀𝑎𝑡𝑒𝑟𝑖𝑎) 𝐻𝑐 ∗ 𝑚̇𝑐𝑜𝑛𝑑𝑒𝑛𝑠𝑎𝑑𝑜 = 𝐻𝑓𝑐 ∗ 𝑚̇𝑓𝑐 − 𝐻𝑣 ∗ 𝑚̇𝑉𝑎𝑝𝑜𝑟 … … (𝐵𝑎𝑙𝑎𝑛𝑐𝑒 𝑑𝑒 𝐸𝑛𝑒𝑟𝑔í𝑎)

•

𝐻𝑓𝑐 (Líquido Saturado a 25 psia)= 208.4 𝐵𝑇𝑈/𝑙𝑏

•

𝐻𝑐 (liq. Sat. a 14.696 psia) = 180.07 𝐵𝑇𝑈/𝑙𝑏

•

𝐻𝑣 (vap. Sat. a 14.696 psia)= 1150.4 𝐵𝑇𝑈/𝑙𝑏

𝑙𝑏

29.1 ℎ = 𝑚𝑓𝑐 − 𝑚𝑣 …………(1) 180.07

𝐵𝑇𝑈 𝑙𝑏

𝑙𝑏

∗ 29.1 ℎ = 195.24

𝐵𝑇𝑈 𝑙𝑏

∗ 𝑚𝑓𝑐 − 1150.4

𝐵𝑇𝑈 𝑙𝑏

∗ 𝑚𝑣 …………(2)

Resolviendo las ecuaciones (1) y (2)

𝑚̇𝑓𝑐 = 30.26

𝑙𝑏 ℎ

Cálculo del Calor Perdido por el Fluido Caliente (𝑄𝑓𝑐 ) 𝑄𝑓𝑐 = [𝑚̇𝑓𝑐 ∗ 𝐶𝑝𝑓𝑐 ∗ (𝑇1 − 𝑇2 )] + [𝑚𝑓𝑐 ∗ 𝐿]

𝑚̇𝑓𝑐 : Flujo Másico del Fluido Caliente. 𝐶𝑝𝑓𝑐 : Capacidad calorífica del Fluido Caliente. 𝑇2

: Temperatura de salida del Fluido Caliente.

𝑇1

: Temperatura de entrada del Fluido Caliente

𝐿

: Calor Latente de Condensación.

𝑄𝑓𝑐 = 30.26

𝑙𝑏 𝐵𝑇𝑈 𝑙𝑏 𝐵𝑇𝑈 ∗ 0.98 ∗ (254.12 − 239.378)℉ + 30.26 ∗ 945.4 ℎ 𝑙𝑏℉ ℎ ℎ

𝑄𝑓𝑐 = 28850.7

𝐵𝑡𝑢 ℎ

Cálculo del Calor Cedido al Ambiente (𝑄𝑐𝑎 ) 𝑄𝑐𝑎 = 𝑄𝑓𝑐 − 𝑄𝑓𝑓 𝑄𝑐𝑎 = 28850.7

𝐵𝑡𝑢 𝐵𝑡𝑢 − 26854.38 ℎ ℎ

𝑄𝑐𝑎 = 1996.32

𝐵𝑡𝑢 ℎ

Cálculo del Porcentaje de Pérdidas de Calor

% 𝑃é𝑟𝑑𝑖𝑑𝑎𝑠 =

𝑄𝑐𝑎 𝑥100% 𝑄𝑓𝑐

𝐵𝑡𝑢 ℎ 𝑥100% % 𝑃é𝑟𝑑𝑖𝑑𝑎𝑠 = 𝐵𝑡𝑢 28850.7 ℎ 1996.322

% 𝑃é𝑟𝑑𝑖𝑑𝑎𝑠 = 6.92%

➔ Cálculo del Coeficiente de Transferencia de Calor Interno (referido a la superficie exterior) (ℎ𝑖𝑜 )

➔ Hallando la Temperatura Media del Fluido Frío ( 𝑡𝑓 )

𝑡𝑓 =

𝑡1 + 𝑡2 2

𝑡2 : Temperatura de salida del Fluido frío. 𝑡1 : Temperatura de entrada del Fluido Frío.

𝑡𝑓 =

(73.67 + 111.86)℉ 2 𝑡𝑓 = 92.8℉

➔ Hallando el Área de Flujo del Tubo Interno ( 𝐴𝑖 ) 𝐴𝑖 =

𝜋 2 𝑑 4 𝑖

𝑑𝑖 : Diámetro Interno de la Tubería Interna

𝐴𝑖 =

𝜋 (0.115𝑓𝑡)2 4

𝐴𝑖 = 0.0104𝑓𝑡 2

➔ Hallando el Número de Reynolds ( 𝑅𝑒 ) 𝑅𝑒 =

𝑚̇𝑓𝑓 ∗ 𝑑𝑖 𝜇 ∗ 𝐴𝑖

𝑚̇𝑓𝑓 : Flujo Másico del Fluido Frío 𝑑𝑖

: Diámetro Interno de la Tubería Interna

𝜇

: Viscosidad del Fluido Frío a 𝑡𝑓 = 87.09°𝐹

𝐴𝑖 : Área de Flujo del Tubo Interno 𝑙𝑏 ∗ 0.115𝑓𝑡 ℎ 𝑅𝑒 = 𝑙𝑏 1.78 ∗ 0.0104𝑓𝑡 2 𝑓𝑡 ∗ ℎ 772.6

𝑅𝑒 = 4800

➔ Hallando el Número de Prandtl ( 𝑃𝑟 ) 𝑃𝑟 =

𝐶𝑝 ∗ 𝜇 𝑘

𝐶𝑝 : Capacidad Calorífica del Fluido Frío a 𝑡𝑓 = 92.8°𝐹 𝜇

: Viscosidad del Fluido Frío a 𝑡𝑓 = 92.8°𝐹

𝐾

: Conductividad Térmica del Fluido Frío a 𝑡𝑓 = 92.8°𝐹

𝐵𝑇𝑈 𝑙𝑏 ∗ 1.78 𝑙𝑏 ℉ 𝑓𝑡 ℎ 𝐵𝑇𝑈 0.325 𝑓𝑡 ℎ ℉

0.91𝑥 𝑃𝑟 =

𝑃𝑟 = 4.98 ➔ Hallando el número de Nusselt ( 𝑁𝑢 ) 1

𝑁𝑢 = 0.027 ∗ 𝑅𝑒 0.8 ∗ 𝑃𝑟 3

1

𝑁𝑢 = 0.027 ∗ (4800)0.8 ∗ (4.98)3 𝑁𝑢 = 40.41

➔

Cálculo del ℎ𝑖 ℎ𝑖 =

𝑁𝑢 ∗ 𝐾 𝑑𝑖

𝐵𝑇𝑈 𝐵𝑇𝑈 𝑓𝑡 ℎ ℉ = 114.19 0.115𝑓𝑡 ℎ 𝑓𝑡 2 ℉

40.41 ∗ 0.325 ℎ𝑖 =

➔

Cálculo del ℎ𝑖𝑜 ℎ𝑖𝑜 = ℎ𝑖 ∗

ℎ𝑖𝑜 = 114.19

𝑑𝑖 𝑑𝑒

𝐵𝑇𝑈 0.115𝑓𝑡 ∗ ℎ𝑓𝑡 2 ℉ 0.138𝑓𝑡

ℎ𝑖𝑜 = 95.15

𝐵𝑇𝑈 ℎ 𝑓𝑡 2 ℉

ℎ𝑖𝑜 = 540.19

𝑤 𝑚2 °𝑐

Cálculo del Coeficiente de Transferencia de Calor externo para un fluido que condensa (ℎ0 ) :

𝜆: Calor latente de vaporización del Fluido Caliente. 𝜌: Densidad del Fluido Caliente a 𝑇𝑓 𝐾: Conductividad Térmica del Fluido Caliente a 𝑇𝑓

𝑔: Gravedad. 𝜇: Viscosidad del Fluido Caliente a 𝑇𝑓 𝑑𝑜 : Diámetro externo del Tubo Interno

➔ Calculo de las temperaturas de fluido caliente y frío. TL = 23.15 + 44.37 = 33.78°C 2 TV = 123.4 + 115.21= 119.305 °C 2 Tw = Tv + TL = 76.54 °C 2

➔ Calculo del Tf Tf = 119.305°C - (3/4)(119.305°C – 76.54°C) Tf = 87.231°C

➔ Cálculo de las propiedades del fluido a la Tf Kf = 0.0676 W/m°K f

= 967Kg/m3

f = 3.26 .

10-4 Kg/ms do =

0.035 m gf = 9.87 m/s2 = 2228 KJ/Kg

➔ Calculo de To To = 119.305 °C – 76.54 °C To = 42.75°C

➔ Calculo de el ho ho = (0.725)( (2228 . 103)(967)2 (0.0669)3 (9.8 ) ) ¼ ( (0.0.35) (3.26 . 10-4) (42.75))1/4 ho = 7708.3945 W/m2K

Para hallar la Tw se tiene la siguiente ecuación: 𝑇𝑤 = 𝑇 −

ℎ𝑖0 (𝑇 − 𝑡 ) ℎ𝑖𝑜 + ℎ0

𝑇 : Temperatura promedio del Fluido Caliente. 𝑡 : Temperatura promedio del Fluido Frío.

Donde: hio: Coeficiente de película interior corregido ho: Coeficiente de película exterior Tw: Temperatura de la pared. Tv: Temperatura promedio del vapor TL: Temperatura promedio del liquido Donde : A partir de los cálculos realizados tenemos: hio = 540.19 W/m2K ho = 7708.349 W/m2K Tv = 119.31 °C TL = 33.78 C

INTERCAMBIADOR DE CALOR de doble tubo e intercambiador A CONTRAFLUJO CON ALETAS Remplazando los datos anteriores temperatura Tw Tw = 113.71°C

obtenemos

la

Se puede seguir el cálculo hasta llegar a un valor más o menos constante.

➔ Cálculo del 𝑀𝐿𝐷𝑇 (Flujo Contracorriente): 𝑀𝐿𝐷𝑇 =

𝑀𝐿𝐷𝑇 =

(𝑇1 − 𝑡2 ) − (𝑇2 − 𝑡1 ) 𝑇 −𝑡 𝐿𝑛(𝑇1 − 𝑡2 ) 2 1

(123.4 − 44.37) − (109.1 − 23.15) 123.4 − 44.37 𝐿𝑛(109.1 − 23.15) 𝑀𝐿𝐷𝑇 = 85.38°𝐶

➔ Cálculo del Área Efectiva de Transferencia de Calor ( 𝐴ℎ 𝑡 ) : 𝐴ℎ 𝑡 = 𝜋 ∗ 𝐿𝑒𝑓 ∗ 𝑑𝑜 𝐴ℎ 𝑡 = 𝜋 ∗ 9.48𝑓𝑡 ∗ 0.138𝑓𝑡

𝐴ℎ 𝑡 = 4.11 𝑓𝑡 2

𝐴ℎ 𝑡 = 0.3614 𝑚2

➔ Cálculo del Coeficiente de Transferencia de Calor de Diseño ( 𝑈𝐷 ) : 𝑈𝐷 =

UD =

GRUPO N°3

𝑄𝑓𝑓 𝐴𝑡 ∗ 𝑀𝐿𝐷𝑇

7868.333W 0.364m2 ∗ 85.38ºC

LABORATORIO DE INGENIERIA QUIMICA I

1

INTERCAMBIADOR DE CALOR de doble tubo e intercambiador A CONTRAFLUJO CON ALETAS

UD = 254.99w/m2.c

➔ Cálculo del Coeficiente de Transferencia de Calor del Equipo Limpio ( 𝑈𝐶 ) : 1 1 1 = + 𝑈𝑐 ℎ0 ℎ𝑖𝑜

1 1 1 = + 𝑤 𝑤 𝑈𝑐 7708.3493 2 540.194 2 𝑚 º𝑐 𝑚 º𝑐 𝑈𝒄 = 540.81

𝑤 𝑚2 º𝑐

➔ Cálculo del Factor de Incrustamiento ( 𝑅𝐷 ) : 𝑅𝐷 =

𝑅𝐷 =

1 1 − 𝑈𝐷 𝑈𝐶

1

1 − 𝑤 𝑤 254.99 2 540.81 2 𝑚 º𝑐 𝑚 º𝑐 𝑚2 ∗ º𝐶 𝑅𝐷 = 0.00194 𝑊

GRUPO N°3

LABORATORIO DE INGENIERIA QUIMICA I

2