122451663 pdvsa manual de procesos intercambiadores de calor pdf

PDVSA N° TITULO

REV. FECHA DESCRIPCION PAG. REV. APROB. APROB.

APROB. FECHAAPROB.FECHA

TRANSFERENCIA DE CALOR

� PDVSA, 1983

MDP–05–E–01 PRINCIPIOS BASICOS

AGO.95 AGO.95

INTERCAMBIADORES DE CALOR

JUL.950 116

MANUAL DE DISEÑO DE PROCESO

ESPECIALISTAS

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TRANSFERENCIA DE CALORINTERCAMBIADORES DE CALOR

PRINCIPIOS BASICOSJUL.950

PDVSA MDP–05–E–01

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Indice1 OBJETIVO 3. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2 ALCANCE 3. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 REFERENCIAS 4. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4 CONSIDERACIONES BASICAS 5. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.1 Definiciones y descripciones 5. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2 Funciones de los intercambiadores de calor 8. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.3 Mecanismos de transferencia de calor 8. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.4 Proceso de transferencia de calor 9. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.5 Clasificación y aplicaciones de intercambiadores de calor 13. . . . . . . . . . . . 4.6 Consideraciones generales de diseño 24. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.7 Consideraciones de diseño para intercambiadores de tubo y carcaza 39. . 4.8 Problemas operacionales típicos 60. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.9 Optimización de los sistemas de integración de calor 64. . . . . . . . . . . . . . . .

5 GUIA GENERAL PARA DISEÑO 67. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.1 Proceso de diseño de intercambiadores de calor 67. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.2 Criterios de selección para intercambiadores de calor 69. . . . . . . . . . . . . . . . 5.3 Guía general para el diseño de intercambiadores de calor 71. . . . . . . . . . . . 5.4 Programas de computación 73. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

6 NOMENCLATURA 78. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

7 APENDICE 80. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tabla 1 Sumario de los diferentes tipos de intercambiadores de calor 81. . . Tabla 2a Información requerida para el diseño de intercambiadores

de calor (unidades métricas) 82. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tabla 2b Información requerida para el diseño de intercambiadores

de calor (unidades inglesas) 84. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tabla 3 Coeficientes globales de transferencia de calor típicos (U0) 86. . . . . Tabla 4 Temperatura de diseño del agua de enfriamiento entrando 93. . . . . . Tabla 5 Factores de ensuciamiento típicos ri y ro 95. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tabla 6 Caída de presión típicas 100. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tabla 7 Datos de tubos para intercambiadores 101. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tabla 8 Conductividades térmicas 102. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tabla 9 Selección de tipos de cabezales (TEMA) 103. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tabla 10 Número de pasos máximo por los tubos 104. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 1 Hoja de especificación para intercambiadores de calor

(unidades SI) 105. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 2 Elementos de los intercambiadores de tubo y carcaza 106. . . . . . . . . . Figura 3 Nomenclatura TEMA para intercambiadores de calor 107. . . . . . . . . .

http://www.intevep.pdv.com/santp

http://www.intevep.pdv.com/santp/mdp/indice_mdp.htm

http://www.intevep.pdv.com/santp/mdp/inter/indice_inter.htm

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Figura 4 Arreglos comunes de tubos 108. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 5 Tipos de deflectores para la carcaza 109. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 6a Tipos de carcazas comunes para intercambiadores de tubo y

carcaza – carcaza de un paso (TEMA, Tipo AES) 110. . . . . . . . . . . . . Figura 6b Tipos de carcazas comunes para intercambiadores de tubo y

carcaza – carcaza de flujo dividido (TEMA, Tipo AJS) 111. . . . . . . . . Figura 6c Tipos de carcazas comunes para intercambiadores de tubo y

carcaza – carcaza de dos pasos (TEMA, Tipo AFS) 112. . . . . . . . . . . . Figura 7 Localización de la banda de sello 113. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 8 Mecanismos de condensación 114. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 9 Tipos de intercambiadores de placa 115. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .




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1 OBJETIVOEl objetivo de este documento es proveer al ingeniero de proceso y diseño con unconocimiento técnico/práctico que le permita comprender y familiarizarse con losparámetros que gobiernan el diseño de los equipos para transferencia de calor.

El tema “Intercambiadores de Calor”, dentro del área de “Transferencia de Calor”,en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientesdocumentos:

PDVSA–MDP– Descripción del Documento

05–E–01 Intercambiadores de Calor: Principios Básicos. (Este documento)

05–E–02 Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseño para paraequipos de tubo y carcaza.

05–E–03 Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseño paraEnfriadores de Aire.

05–E–04 Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseño paraIntercambiadores de Doble Tubo.

05–E–05 Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseño paraServicios Criogénicos.

Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Intercambiadoresde Calor”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, son unaactualización de la Prácticas de Diseño “Intercambiadores de Calor”, presentadasen la versión de Junio de 1986 del MDP (Sección 9).

2 ALCANCEEste documento presenta definición de conceptos y descripción de lasmetodologías involucradas en el diseño y evaluación de los equipos paraintercambio de calor.

En las subsecciones 4.1, 4.2, 4.3 y 4.4 se conceptualiza brevemente el procesode transferencia de calor.

La subsección 4.5 describe los diferentes tipos de intercambiadores de calorcomunmente usados en la IPPCN y sus aplicaciones. En general, estos equiposse diseñan y fabrican para un servicio específico, por lo que el diseñador y/ofabricante requieren de información sobre la operación y el servicio para el cualserá adquirido dicho equipo. Esta información les es suministrada por el ingenierode proyecto o de proceso mediante una hoja de datos con todos los requisitos queel intercambiador debe cumplir, evitándose así la adquisición de un equipoinadecuado para el servicio requerido. En la Figura 1. se muestra un ejemplo dela hoja de especificación para los intercambiadores de tubo y carcaza.




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La subsección 4.6 presenta las consideraciones básicas de diseño para todos lostipos de intercambiadores de calor y la subsección 4.7 contiene lasconsideraciones generales para el diseño de intercambiadores de calor del tipotubo y carcaza.

Las subsecciones 4.8 y 4.9 intentan concientizar, al ingeniero responsable deldiseño y/o evaluación de un intercambiador, sobre la problemática operacional yde integración energética relacionada con dichos equipos, y la importancia deconsiderar estos factores durante su fase de diseño y/o evaluación dado su granimpacto sobre los costos de mantenimiento, de producción y energéticos.

Finalmente, en la sección 5 se describe el proceso de diseño y selección deintercambiadores de calor. Aunque en los documentos PDVSA–MDP–05–E–02 al05 se cubre en detalle los procedimientos de cálculo. Ciertos aspectos tales comolongitud del tubo, especificaciones del tipo de material, limitaciones en lasdimensiones de la carcaza, etc., son normalmente especificados por el cliente;como parte de las Bases de Diseño para la instalación de una nueva refinería o,en el caso de refinerías y plantas químicas existentes, en la carta de requisicióndel trabajo o, en último caso, esta información puede ser generada durante lasetapas iniciales del trabajo.

3 REFERENCIAS

Manual de Diseño de Proceso (versión 1986)

� Vols V y VI, Sección 9 “Intercambiadores de calor”� Vol I, Sección 1 “Consideraciones económicas de diseño”� Vol I, Sección 2 “Temperatura de diseño, presión de diseño y clasificación de

bridas”� Vols VII y VIII, Sección 12 “Instrumentación y control”� Vol VIII, Sección 14 “Flujo de fluidos”

Manual de Diseño de Proceso

� PDVSA–MDP–08–SG–01 “Seguridad en el Diseño de Plantas: Introducción”

Manual de Ingeniería de Diseño

� PDVSA–MID–EA–201–PR “Equipo de carcaza y tubos para intercambio decalor”

� PDVSA–MID–EA–202–PR “Equipo para intercambio de calor de doble tubo”� PDVSA–MID–EC–201–PR “Equipo para intercambio de calor : enfriador de

aire”� PDVSA–MID–EF–202–R “Torre de enfriamiento de tipo inducido”� PDVSA–MID–EG–201–R “Calentadores desaereadores”




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� PDVSA–MID–L–TP–2.1 “Intercambiadores de calor requisición, análisis deofertas y detalles de compra”

� PDVSA–MID–90616.1.022 “Sistemas de alivio”

� PDVSA–MID–90617.1.041 “Guías de ingeniería para intercambiadores decalor de carcaza y tubo”

Otras Referencias

� Standards of Tubular Exchanger Manufacture’s Association (TEMA)

� API Standard 661 “Air–cooled Heat Exchangers for General Refinery Services”

� API Standard 660 “Heat Exchanger for General Refinery Services”

� API Bulletin 2516 “Evaporation loss from low–pressure tanks (R 1993)”

� API Bulletin 2517 “Evaporative loss from floating roof tanks third edition;Addendum – 1994”

� API Manual of Petroleum Measurements Standards Ch 19 – Evaporative lossmeasurement Section 1 – “Evaporative loss from fixed–roof tanks (SupercedesBulletin 2518)

� API Bulletin 2519 “Evaporation loss from internal floating roof tanks (R 1990)”

� Afgan, N. H. & Schlûnder, E. U.; Heat Exchanger Theory; First Edition McGrawHill (1974).

� Chemical Engineering Magazine; Process Heat Exchange; McGraw Hill (1979)

� Hewitt, G. F.; Shires, G. L. and Bott T. R.; Process Heat Transfer; First Edition;CRC Press, Inc. (1993)10.

� Kays, W.M. and London, A.L.; Compact Heat Exchanger; Second Edition;McGraw Hill (1964)

� Kakac, S. et All; Heat Transfer Design Method; First Edition; McGraw Hill (1974)

� McKetta, J. J.; Heat Exchanger; First Edition; Marcel Dekker, Inc. (1991)

� Schlûnder, E. U.; Heat Exchanger Design Handbook; Vols. 2 & 3; First Edition,CRC Press, Inc. (1983)

� Smith, G. & Patel A.; Step by Step through the Pinch; The Chemical EngineerJournal; Novembre 1987.

4 CONSIDERACIONES BASICAS

4.1 Definiciones y descripciones

La terminología usada en esta serie de documentos del área de Transferencia deCalor, título Intercambiadores, es la que generalmente se usa en la IPPCN. Acontinuación se definen y describen los términos mas comunes:




http://www.intevep.pdv.com/~citonline/espanol/cat_normas_int_es.html

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Refrigerador

Es una unidad que utiliza un refrigerante para enfriar un fluido, hasta unatemperatura menor que la obtenida si se utilizara aire o agua como medio deenfriamiento.

Condensador

Es una unidad en la cual los vapores de proceso se convierten total o parcialmenteen líquidos. Generalmente, se utiliza agua o aire como medio de enfriamiento.

El término “condensador de superficie” se refiere específicamente a aquellasunidades de carcaza y tubos que se utilizan para la condensación del vapor dedesecho, proveniente de las máquinas y de las turbinas a vapor.

Un “condensador de contacto directo” es una unidad en la cual el vapor escondensado mediante contacto directo con el medio enfriante, eliminando lasuperficie de transferencia de calor que separa el medio enfriante y el vapor.

Enfriador

Es una unidad en la cual una corriente de proceso intercambia calor con agua oaire sin que ocurra cambio de fase.

Evaporador

Los evaporadores son intercambiadores de calor usados específicamente paraconcentrar soluciones mediante la evaporación parcial del solvente, algunasveces hasta el punto que ocurra el fenómeno de la cristalización. Son diseñadospara optimizar la producción del producto liquido o solido.

Intercambiador

Es el nombre genérico de un dispositivo mecánico, o equipo, diseñado paratransferir calor entre dos o mas corrientes de fluidos que fluyen a través del equipo.

Calentador

Un calentador es un intercambiador de calor que aumenta la temperatura de unacorriente, sin que normalmente ocurra un cambio de fase. Como fuente de calorpuede utilizarse una corriente de servicio; tal como vapor de agua, aceite caliente,fluidos térmicos o líquidos químicos (como el “Humbletherm”); o una corriente deproceso de entalpía alta; por ejemplo: la descarga de un reactor operado a altatemperatura.

Existe una gran variedad de fluidos térmicos que han sido ampliamente usadosy están comercialmente disponibles; por ejemplo “Dowtherm A” (mezcla de 26.5%de Difenil (C6H5)2, y 73.5% de Oxido de Difenil (C6H5)2,O, con un punto de ebulliciónde 257.1°C.), y “Dowtherm J” ( (C10H14), con un punto de ebullición de 181°C.).




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Rehervidor

Es un vaporizador frecuentemente usado para generar un flujo de vapor quesuministra el calor latente de vaporización al fondo de una columna o torrefraccionadora.

Existen dos tipos generales de rehervidores, aquéllos que descargan una mezclabifásica a la torre y los que retornan vapor solamente. Los primeros pueden operarmediante circulación natural (comúnmente llamados termosifones), o circulaciónforzada (Ver documento PDVSA–MDP–05–E–02 para mayor información).

Los termosifones son los tipos de rehervidores más comunes. Los termosifoneshorizontales donde la vaporización ocurre en el lado de la carcaza son los másusados en la industria petrolera. Normalmente, en los termosifones verticales, lavaporización ocurre en el lado de los tubos y se utilizan preferiblemente en lasindustrias químicas. En un termosifón, se debe proveer suficiente cabezal delíquido a fin de mantener la circulación natural del líquido a vaporizar.

Los rehervidores de circulación forzada requieren de una bomba para impulsar ellíquido a vaporizar a través del intercambiador. Este tipo de rehervidor no se utilizacon mucha frecuencia, debido a los costos adicionales del bombeo de laalimentación al rehervidor; sin embargo, en algunos casos se requiere circulaciónforzada para vencer limitaciones del cabezal hidrostático y problemas decirculación.

Los rehervidores que retornan solamente vapor a la torre se denominanrehervidores de marmita (Kettle Reboilers), los cuales se caracterizan porcarcazas largas, donde ocurre la separación liquido–vapor. El liquido esdescargado como el producto de fondo de la columna y el vapor es retornado ala columna. Quizás la mejor manera de describir la operación de estosrehervidores es comparándolas con una paila u olla hirviendo (para mayoresdetalles ver documento PDVSA–MDP–05–E–02).

Generadores de Vapor (Calderas de Recuperación de Calor)

Los generadores de vapor son un tipo especial de vaporizadores utilizados paraproducir vapor de agua. Como fuente de calor se utiliza generalmente el calor enexceso que no se requiere para el proceso; de allí que estos rehervidores se lesllame comúnmente “Calderas de Recuperación de Calor”. Al igual que losrehervidores, los generadores de vapor pueden ser del tipo “Kettle”, de circulaciónforzada o termosifones.

Sobrecalentador

Un sobrecalentador calienta el vapor por encima de su temperatura de saturación.




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Vaporizador

Un vaporizador es un intercambiador que convierte líquido a vapor. El términovaporizador se refiere normalmente a aquellas unidades que manejan líquidosdiferentes al agua.

4.2 Funciones de los intercambiadores de calorLa función básica de los intercambiadores es la transferencia de energía térmicaentre dos o mas fluidos a diferente temperatura. El calor fluye, como resultadodel gradiente de temperatura, desde el fluido caliente hacia el frío a través de unapared de separación, la cual se le denomina superficie o área de transferencia decalor. Es decir, no existe fuente de energía térmica en un intercambiador de calor.Por otro lado, si los fluidos son inmiscibles, el área física de transferencia de calorpuede ser eliminada, y la interfase formada entre los fluidos puede servir comoárea de transferencia de calor.

En resumen, las funciones típicas de un intercambiador de calor en los procesosindustriales son las siguientes:

1. Recuperación de calor: la corriente fría recupera parte del calor contenidoen la corriente caliente. Es decir, calentamiento y enfriamiento de lascorrientes involucradas, las cuales fluyen simultáneamente a ambos ladosdel área de transferencia de calor.

2. Evaporación: una de las corrientes involucradas en el intercambio de calorcambia de fase líquida a vapor.

3. Condensación: una de las corrientes involucradas en el intercambio decalor cambia de fase vapor a fase líquida.

4.3 Mecanismos de transferencia de calorLa transferencia de calor, como se definió previamente, es una interacción entrefluidos o materiales a consecuencia de un gradiente de temperaturas entre ellos.Esta interacción ocurre mediante tres mecanismos diferentes, a saber:conducción, radiación y convección. Estrictamente hablando, solamente losprimeros mecanismos pueden clasificar como operaciones de transferencia decalor, porque dependen solamente de la existencia de un gradiente detemperatura. A diferencia de ellos, el mecanismo de convección esta fuertementeinfluenciado por el patrón de flujo (dinámica de fluido); pero tiene asociado unintercambio de energía desde las zonas de alta hacia baja temperatura.

Conducción es fundamentalmente transferencia de energía por contacto físico enausencia de movimiento del material a nivel macroscópico. Este mecanismopuede ocurrir en solidos, líquidos o gases.

Radiación es la transferencia de calor de un cuerpo a otro mediante el movimientode ondas electromagnéticas a través del espacio, inclusive cuando exista vacío




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entre ellos. La radiación puede ocurrir a través de gases, líquidos o sólidos; perodebido a la mayor capacidad de absorción de energía de los medios densos, laradiación del calor es mas eficiente a través de los gases.

Convección es transferencia de calor de un punto a otro en un fluido, gas o líquido,debido a la mezcla y movimiento de las diferentes partes del fluido. Existen dosmecanismos de transferencia de calor por convección, denominados convecciónforzada y convección natural. En la convección forzada, el movimiento del fluidoes debido a fuerzas externas, tal como bombeo; mientras que en la convecciónnatural el movimiento es inducido por la diferencia de densidades resultante de ladiferencia de temperatura en el fluido. Cuando en la convección forzada lavelocidad es relativamente baja, estos factores de diferencia de densidad y detemperatura pueden tener un efecto considerable.

Los métodos de cálculo para cada uno de estos mecanismos son diferentes. Elflujo de calor por conducción es proporcional al gradiente de temperatura (ley deFourier: Q=–kA(dT/dX) ); por radiación es función del incremento de latemperatura absoluta a la cuarta potencia (ecuación de Stefan Boltzmann:Q=1.714 x 10–7εA (T1

4 – T24)) y por convección es proporcional a la diferencia de

temperatura entre la superficie de transferencia y la masa de fluido en contacto conella (ley de Newton Q=hA (T1 – T2)). La diferencia entre estas ecuaciones reside,básicamente, en el coeficiente de transferencia. Así, el coeficiente porconducción, denominado conductividad térmica, es una propiedad del medio detransferencia y puede ser medido directamente y el coeficiente por radiacióndepende de una propiedad de la superficie radiante, llamada emisividad, la cuales medida directamente. Pero el coeficiente por convección es un parámetroempírico, obtenido experimentalmente, pero no medido directamente, por lo queel cálculo de la transferencia de calor por convección es mas empírico que paralos otros dos mecanismos, existiendo una gran dependencia de datosexperimentales y sus correlaciones. Adicionalmente, este coeficiente incorporaelementos de dinámica de fluidos.

Generalmente, en cualquier proceso de transferencia de calor se encuentranpresente, simultáneamente, varios de estos mecanismos; por ejemplo latransferencia de calor por convección incorpora calor por conducción en el fluido;de hecho, si el fluido fuese no–conductor no se daría la convección, pues elmovimiento sirve para poner en contacto las partes fría y calientes.

4.4 Proceso de transferencia de calor

En la subsección previa se ha planteado los diferentes mecanismos detransferencia de calor, y en esta subsección se plantean como a través de estosmecanismos ocurre la transferencia de calor. El objetivo es introducir unconocimiento general sobre los procesos de transferencia de calor. Existen dos




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tipos generales de procesos; a saber: (1) Sin cambio de fase, conocida tambiéncomo calor sensible y (2) con cambio de fase.

El proceso sin cambio de fase o calor sensible, como su nombre sugiere, involucraoperaciones de calentamiento y enfriamiento de fluidos donde la transferencia decalor resulta solamente en cambios de temperatura; mientras que en el cambio defase, la operación se traduce en una conversión de líquido a vapor o de vapor alíquido; es decir, vaporización o condensación. Muchas aplicaciones involucranambos tipos de procesos.

A continuación se presentan descripciones generales sobre estos tipos deprocesos de transferencia de calor; pero no siendo el objetivo de este MDPpresentar un tratado teórico sobre el tema, le remitimos para mayores detalles alas referencias mencionadas en la sección 3. En los documentosPDVSA–MDP–05–E–02/ 03/ 04/ 05, referidos a procedimientos dediseño, se presentan las correlaciones usadas en la IPPCN en el diseño deintercambiadores.

4.4.1 Calor sensible

La mayoría de las aplicaciones de los procesos de transferencia de calor sincambio de fase involucran el mecanismo de transferencia de convección forzada,tanto dentro de los tubos como sobre superficies externas. Como se mencionopreviamente (subsección 4.3), el coeficiente de transferencia de calor porconvección depende de parámetros de dinámica de fluido, por ejemplo lavelocidad. En base al movimiento de fluido, el flujo dentro de los tubos se divideen tres regímenes de flujo, los cuales son medidos mediante un parámetroadimensional, llamado número de Reynolds, el cual es una indicación de laturbulencia del flujo (para mayores detalles ver documento PDVSA–MDP–(Pendiente) (Consulta MDP versión 1986, Sección 14). Los regímenes de flujo son:

1. Flujo laminar: número de Reynolds menor que 2.100.

2. Flujo de transición: número de Reynolds entre 2.100 y 10.000.

3. Flujo turbulento: número de Reynolds mayor que 10.000.

Para cada uno de estos regímenes de flujo han sido desarrollados ecuacionessemi–empíricas las cuales son usadas para describir y predecir adecuadamentela transferencia de calor en la región en consideración.

Aunque los coeficientes de transferencia de calor para flujo Laminar sonconsiderablemente mas pequeños que para flujo Turbulento, en algunas casos seprefiere el flujo Laminar para reducir costos de bombeo. El mecanismo detransferencia de calor en este régimen de flujo es básicamente por conducción.

En la región de Transición, el flujo puede ser inestable y fluctuaciones en la caídade presión y en la transferencia de calor han sido observadas. Existe una gran




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incertidumbre en cuanto al comportamiento de los parámetros de transferencia decalor y de fricción del flujo; en consecuencia es aconsejable evitar el diseño de losequipos de intercambio de calor para operar dentro de esta región.

En cuanto al fenómeno de transferencia de calor por convección forzada sobresuperficies externas, es importante mencionar que el proceso de transferencia decalor esta íntimamente relacionado con la naturaleza del flujo; por ejemplo, latransferencia de calor sobre un haz de tubos depende del patrón de flujo y delgrado de turbulencia; es decir, es función de la velocidad del fluido y del tamañoy arreglo de los tubos. Debido a la complejidad del flujo en estos casos detransferencia calor sobre superficies externas dificulta su tratamiento analítico, lasecuaciones disponibles para el cálculo del coeficiente de transferencia de calor sehan desarrollado completamente en base a datos experimentales.

En los documentos PDVSA–MDP–05–E–02/ 03/ 04/ 05, referidos aprocedimientos de diseño, se presentan las correlaciones usadas en la IPPCN enel diseño de intercambiadores sin cambio de fase.

4.4.2 Condensación

Condensación, una de las operaciones de transferencia de calor mas importantes,es un proceso convectivo, mediante el cual el vapor es convertido en liquidocuando el vapor saturado entra en contacto con una superficie a temperatura masbaja.

Este proceso ocurre en una gran variedad de aplicaciones y equipos (por ejemplo:sobre/dentro de tubos verticales/horizontales). El condensado se forma sobre lasuperficie fría y, bajo el efecto de la fuerza de gravedad fluye hacia abajo, sobredicha superficie, en diferentes maneras, las cuales se describen a continuación:

Si el líquido condensado humedece la superficie formando una película continuade líquido, sobre la superficie, el proceso se denomina Condensación tipopelícula, la cual se muestra en la Figura 8.b. La película actúa como un materialaislante de la superficie y representa una resistencia o barrera a la transferenciade calor. Este tipo de condensación es la que usualmente se asume en el diseñode condensadores y es la base teórica del procedimiento de diseño paracondensadores presentado en el documento PDVSA–MDP–05–E–02.

Si por el contrario el líquido condensado no humedece la superficie, se formangotas de liquido las cuales crecen lo suficiente para moverse al azar sobre lasuperficie por efecto de la gravedad. Este proceso se denomina Condensaciónpor gotas y se muestra en la Figura 8.a. En este proceso, porciones desuperficie están directamente expuestas al vapor, no existiendo resistencia al flujode calor, por lo que se experimenta ratas de transferencia de calor mas elevadasque en la condensación tipo película. Por esta razón, la condensación por gotasprodría ser preferida a la tipo película; pero es una opción impráctica dada la




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dificultad de mantenerla en el tiempo. La mayoría de las superficies tienden a laformación de película después de ser expuestas al vapor condensado durante unlargo período de tiempo. Se ha intentado fomentar la condensación por gotasmediante el uso de aditivos al vapor y tratamiento de la superficie (por ejemplo,revestimiento), sin éxito, debido al incremento de costos operacionales, a suinefectividad en el tiempo y al ensuciamiento de la superficie, entre otros.

Si las gotas de condensado se forman en la masa de la corriente de vapor, en lugarde sobre la superficie, el proceso se denomina Condensación homogénea, lacual se muestra en la Figura 8.d. Esta situación puede ocurrir encondensadores parciales o en corrientes de vapor con gases incondensables,cuando el vapor o la mezcla gas–vapor es enfriado por debajo del punto de rocío.Este tipo de condensación puede resultar en la formación de una niebla de gotasde liquido en el vapor, las cuales por ser muy pequeñas son difíciles de separarpor métodos convencionales y pueden ser arrastradas en el venteo decondensador, presentando posibles problemas de contaminación ambiental.

Cuando el vapor condensa produciendo dos fases liquidas ( por ejemplo, unamezcla de vapores de agua e hidrocarburos), el proceso se conoce comoCondensación de líquidos inmiscibles. En estos casos, el patrón decondensación es variable. Un enfoque conservador supone la presencia de dospelículas de condensado y el calor se transfiere a través de ambas películas enserie. Otro enfoque supone condensación tipo película para una de las fase,mientras que la otra forma gotas sobre la superficie de la película, como se ilustraen la Figura 8.c.

4.4.3 Vaporización

La vaporización puede ser definida como la adición de calor a una masa líquida,en tal magnitud, que ocurre la generación de vapor. Es un proceso convectivo queinvolucra cambio de fase de líquido a vapor.

Esta subsección intenta describir a continuación, solo a título informativo, losmodos de transferencia de calor en el proceso de vaporización, y en el documentoPDVSA–MDP–05–E–02 se presentan las correlaciones prácticas usadas en eldiseño de intercambiadores, con vaporización.

La vaporización ocurre cuando una superficie es expuesta a un liquido ymantenida a la temperatura de saturación de ese líquido, dependiendo el flujo decalor de la diferencia de temperatura entre la superficie y la condición desaturación. Si la superficie esta sumergida en una piscina estática de líquido, alproceso se le denomina Piscina de vaporización (“Pool Boiling”). Inicialmenteno se forman burbujas o gotas de vapor y la transferencia de calor se da porconvección natural. En el área cerca de superficie caliente, el líquido absorbe unpequeño sobrecalentamiento y es subsecuentemente evaporado en la medidaque se mueve hacia la superficie del líquido. Seguidamente, comienzan a




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formarse burbujas en la superficie de transferencia, las cuales inicialmentedesaparecen por condensación en la masa de líquido, al desprenderse de lasuperficie. A medida que la diferencia de temperatura se incrementa, crece elnúmero de burbujas y solo alguna de ellas desaparecen en la superficie del líquido.Este régimen se le denomina Vaporización por nucleación. Eventualmente lasburbujas se forman tan rápidamente y alcanzan a ser tan numerosas que seaglutinan, formando una película continua de vapor sobre la superficie caliente, yfinalmente el vapor es descargado desde la película, en forma de burbujasregularmente espaciadas. Este régimen se denomina Vaporización porpelícula, donde la transferencia de calor es por conducción y convección a travésde la película y, a medida que la temperatura de la superficie se incrementa, porsignificativa radiación; siendo la transferencia de calor menos eficiente.

Si la temperatura del líquido es menor que su temperatura de saturación, elproceso se llama Vaporización subenfriada o local. Si el liquido es mantenidoa su temperatura de saturación, al proceso se le conoce como vaporizaciónsaturada. En este último caso, las burbujas formadas se desprenden hacia elcentro de la masa liquida.

Estos dos últimos modos de vaporización se encuentran presente cuando lavaporización ocurre en tubos verticales y se le conoce como Vaporizaciónconvectiva forzada.

4.5 Clasificación y aplicaciones de intercambiadores de calorLos intercambiadores son diseñados para satisfacer requerimientos específicos,existiendo en el mercado una gran diversidad de tipos que difieren en tamaño yforma. Estos tipos son clasificados de acuerdo a diferentes criterios, tales comoprocesos y mecanismos de transferencia de calor, grado de compacticidad de lasuperficie, patrón de flujo, número de fluidos, geometría y tipo de construcción.Este último criterio engloba un amplio rango de intercambiadores usados en laindustria petrolera, los cuales se describen a continuación. Por supuesto, existenotros tipos de intercambiadores de calor a los cuales no se hace referencia, peroéstos no se utilizan con frecuencia en la industria petrolera.

4.5.1 Intercambiadores del tipo tubo y carcaza

Este es el tipo de intercambiador que se utiliza comúnmente en las refinerías. Noes caro, es fácil de limpiar y relativamente fácil de construir en diferentes tamañosy puede ser diseñado para presiones desde moderadas a altas, sin que varíesustancialmente el costo. Mecánicamente resistente para soportar las tensionesa la cual es sometido durante la etapa de fabricación, el envío, montaje einstalación en sitio; y los esfuerzos externos e internos en las condicionesnormales de operación, debido a los cambios en temperatura y presión. Fácil demantener y reparar (aquellas partes sujetas a fallas frecuentes, tubos yempacaduras, son fáciles de reemplazar). Adicionalmente, la disponibilidad de




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buenos procedimientos de diseño, de experticia y de facilidades de fabricación,aseguran el diseño y construcción exitoso de este tipo de intercambiadores,convirtiéndoles en la primera opción a seleccionarse para un proceso detransferencia de calor.

El intercambiador de tubo y carcaza consiste de un haz de tubos paralelosencerrados en un estuche cilíndrico llamado carcaza. En la Figura 2. se muestranlas diferentes partes de este tipo de intercambiadores.

Hay tres tipos básicos de intercambiadores de tubo y carcaza, dependiendo delmétodo utilizado para mantener los tubos dentro de la carcaza. El primero es elde tipo fijo o intercambiadores de placa de tubos fija o de cabezal fijo. En estecaso, el equipo tiene tubos rectos, asegurados en ambos extremos en placas detubos soldados a la carcaza. En este tipo de construcción, algunas veces esnecesario incorporar en la carcaza una junta de expansión o una junta deempaques, debido a la expansión diferencial de la carcaza y los tubos. Estaexpansión se debe a la operación del equipo a diferentes temperaturas y a lautilización de diferentes materiales en la construcción. La necesidad de esta juntaes determinada tanto por la magnitud de la expansión diferencial como del ciclooperativo esperado. Cuando no se requieren estas juntas o empacaduras, elequipo ofrece el máximo de protección contra la fuga del liquido contenido en lacarcaza. El haz de tubos no puede ser removido para inspección y limpieza, peroel cabezal en el lado de los tubos, las empacaduras, la cubierta del canal, etc. sonaccesibles para mantenimiento y reemplazo de las partes. La carcaza puede serlimpiada por retrolavado o químicamente. Los intercambiadores de cabezal fijoson usados en servicios donde el fluido de la carcaza es un fluido limpio, comovapor de agua, refrigerante, gases, cierto tipo de agua de enfriamiento, etc.

El segundo tipo de intercambiadores de tubo y carcaza utiliza tubos en forma deU, con ambos extremos de los tubos sujetados a una placa de tubos simple,eliminándose así los problemas de expansión diferencial porque los tubos puedenexpandirse y contraerse libremente, la forma de U absorbe estos cambios. A estasunidades se les denomina intercambiadores con tubos en U. El haz de tubospuede ser removido de la carcaza para inspección y limpieza; pero la limpiezamecánica interna de los tubos y su reemplazo es difícil, por lo que este tipo deintercambiadores es usualmente aplicable en servicios limpios o cuando lalimpieza química es efectiva. El costo de estas unidades a presión baja esaproximadamente igual al de las unidades de cabezal fijo, pero a presión alta essignificativamente mas barato, por lo que es muy usado en este tipo de aplicación.

El tercer tipo de intercambiadores de tubo y carcaza, al igual que las unidades decabezal fijo, presenta dos placas de tubos, pero con solo una de ellas soldada ala carcaza y la otra moviéndose libremente, y así evitando los problemas deexpansión diferencial. A este diseño se le conoce como intercambiadores decabezal flotante. El haz de tubos de este tipo de intercambiador puede




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removerse para mantenimiento y para la limpieza mecánica de la carcaza y lostubos, también, pueden ser limpiados mecánicamente tanto en su exterior comoen su interior. El diseño de cabezal flotante es mas caro (aprox. en un 25%) queel diseño de cabezal fijo, y es apropiado para servicios asociados a altastemperatura y presiones, pero limitado a aquellos servicios donde la fuga del fluidocontenido en la carcaza es tolerable. Para mayor información sobre el diseño deeste tipo de intercambiadores, refiérase a la Subsección 4.7 y al documentoPDVSA–MDP–05–E–02.

Resumiendo, los tipos de intercambiadores de tubo y carcaza, en orden deincremento de costos, para rango de presiones desde moderadas a altas,existentes son:

1. Intercambiador de cabezal fijo.

2. Intercambiador con tubos en U.

3. Intercambiador de cabezal fijo con junta de expansión o junta de empaques.

4. Intercambiador de cabezal flotante.

El diseñador debería elegir el tipo de intercambiador menos costoso, que seaaplicable al caso en estudio. En la Tabla 9 se presentan los tipos de cabezal fijoy flotante de la TEMA.

Las boquillas de entrada y salida del fluido contenido en la carcaza songeneralmente secciones de tubos estándares soldadas a la carcaza; aunquediseños especiales pueden ser requeridos en casos de baja caída de presión,distribución uniforme del fluido o protección por erosión. (Por ejemplo, deflectoresde choque, cuando flujo bifásico o vapor saturado es admitido en la carcaza).

La cubierta del canal es asegurada por pernos o atornillada al canal para permitirla inspección de la placa de tubos y de los tubos sin perturbar la operación delequipo. Alternativamente, para el fluido por los tubos pueden usarse casquetescon boquillas bridadas o conexiones roscadas.

Otra de las partes importantes en la mayoría de los intercambiadores es el arreglode los deflectores transversales, cuya función principal es el soporte de los tuboscontra las vibraciones y deformaciones. Otra función es definir la trayectoria delflujo alrededor de los tubos, mejorando la transferencia de calor, peroincrementando la caída de presión. Los deflectores mas usados son los de cortesegmentado.

Otras partes importantes en la construcción de estos equipos son las barrastirantes, los espaciadores, las bandas de sellos y, por supuesto, las empacaduras.Todas esta partes son discutidas en las subsecciones 4.6 y 4.7.




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Los intercambiadores de carcaza y tubos se diseñan y fabrican de acuerdo a losestándares de la Asociación de Fabricantes de Intercambiadores Tubulares(Tubular Exchanger Manufacturers Association “TEMA”), con las modificacionesindicadas en el MID–EA–201–PR. De acuerdo a los patrones de TEMA existentres clases estándares de construcción mecánica de intercambiadores: R, C y B.De éstas sólo se considerarán las clases R y C. (La Clase B es muy similar a laClase C). El equipo que se fabrica de acuerdo a los patrones de la Clase R,cumplen con todos los requisitos para los servicios que involucran unatransferencia de calor elevada.

Sin embargo, existe una cantidad numerosa de aplicaciones que no requieren estetipo de construcción. Estas se caracterizan por bajas tendencias a la corrosión yensuciamiento, requiriendo factores de ensuciamiento que no exceden de0.00035 m2°C/W (0.002 hpie2°F/BTU) y límites permisibles de corrosión que noexcedan 3.0 mm (1/8 pulg), para la unidad que se esté considerando. Este tipode unidades pueden ser consideradas como equipos cuya frecuencia demantenimiento es baja. En esta categoría se encuentran los intercambiadores deservicio agua/agua, enfriadores de aire, y aplicaciones similares de corrientes queno sean hidrocarburos; también se incluyen algunos servicios de hidrocarburoslivianos, tales como: intercambiadores para fracciones livianos de crudo,calentadores de aceite lubricante y algunos calentadores de tanques de succión.Para estos servicios, se debería considerar la construcción Clase C. Aunque lasunidades que se fabrican de acuerdo a la Clase R o a la Clase C, cumplen contodos los requisitos de los códigos pertinentes, (ASME u otros códigosnacionales); las unidades Clase C se diseñan para lograr una mayor economía,pudiéndose conseguir un ahorro en costos de hasta el 5% con respecto a lasunidades Clase R.

4.5.2 Enfriadores de aire

Los enfriadores de aire consisten de uno o más ventiladores de flujo axial,velocidades relativamente bajas y diámetros grandes, que forzan o inducen al airea fluir a través de un banco de tubos, generalmente con aletas. La configuraciónbásica de una unidad es un banco de tubos aleteados montado sobre unaestructura de acero con una cámara de pleno y un anillo vénturi, un motor y otrosaccesorios como persianas, guardaventilador, alambrado e interruptores devibración.

La selección entre enfriadores de aire o intercambiadores convencionales detubos y carcaza, depende del balance económico, el cual debe considerar en lainversión inicial, los costos de las facilidades requeridas dentro y fuera del área,para la instalación de los equipos y los costos de operación de los mismos.

En general, los enfriadores de aire resultan especialmente atractivos en aquéllaslocalidades donde el agua escasea o requieren un tratamiento costoso como unatorre de enfriamiento, donde las leyes de contaminación ambiental establezcan




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requisitos estrictos para los efluentes de agua, donde la expansión de los sistemasde agua de enfriamiento sea necesaria, o donde la naturaleza del medio enfriantecause taponamientos frecuentes o problemas de corrosión. En resumen, estasunidades requieren una inversión inicial mas alta que los enfriadores de agua perolos costos de operación y mantenimiento son menores. Estos equipos se utilizancon frecuencia en combinación con enfriadores de agua, cuando se requiereremover una gran cantidad de calor. En este caso los enfriadores de aireremueven primero la mayor parte del calor y el enfriamiento final se consigue conlos de agua. también pueden utilizarse como enfriadores de emergencia en casode requerirse un bombeo rápido de una corriente de proceso.

Estas unidades aún con el ventilador apagado, son capaces de remover porconvección natural entre 15 y 35% del calor de diseño, dependiendo del rango detemperatura de la corriente de proceso entrando al enfriador.

Los enfriadores de aire ocupan un área relativamente grande. Por lo tanto, estasunidades se instalan normalmente encima de los tendidos de líneas y de losequipos de proceso, tales como tambores e intercambiadores. Para los criteriosde seguridad aplicados, ver el documento PDVSA–MDP–08–SG–01. Cuandose considere la instalación de enfriadores de aire, se debería tomar en cuenta elefecto que puedan tener las pérdidas de calor de los equipos circundantes, en latemperatura de entrada del aire.

El documento PDVSA–MDP–05–E–03 presenta una descripción detallada y elprocedimiento de diseño para los enfriadores de aire.

4.5.3 Intercambiadores de doble tubo

Los intercambiadores comerciales de doble tubo consisten de uno o más tubos,encerrados dentro de otro tubo en forma de U u “horquilla” que hace el papel decarcaza. Aunque algunas secciones de los intercambiadores de doble tubo tienentubos lisos, la mayoría tienen aletas longitudinales en la superficie externa de lostubos. Son unidades de costos relativamente bajos, resistentes y se puedendesmantelar fácilmente para limpieza, removiendo la tapa colocada en el extremoen U del tubo externo, desmontando ambos cierres frontales y retirando elelemento de transferencia de calor. Estos intercambiadores se encuentrandisponibles como unidades de fabricación estándar.

Las secciones de doble tubo permiten un flujo en contracorriente y corrienteverdadero, lo cual puede ser particularmente ventajoso cuando se requierentemperaturas de aproximación pequeñas o rangos de temperaturas grandes.Además, las unidades de doble tubo encajan muy bien en aquellas aplicacionesque involucran presiones altas y/o flujos bajos, debido a que estas unidades sonde diámetros relativamente pequeños. Esto permite el uso de bridas pequeñasy paredes delgadas, si se las compara con los equipos de carcaza y tuboconvencionales. Las secciones de doble tubo han sido diseñados para presiones




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de 16500 kPa man. (2400 psig), inclusive, en el lado de la carcaza, y 103400 kPaman. (15000 psig), inclusive, en el lado de los tubos. Las juntas de metal a metal,juntas de anillo o anillos tipo O se utilizan en los cierres terminales frontales apresiones bajas.

Los intercambiadores de doble tubo simple se encuentran disponibles en elmercado en diferentes tamaños. El diámetro nominal de la carcaza oscila entre50 y 100 mm (2 a 4 pulg) y el de los tubos internos entre 20 y 65 mm (3/4–2 1/2pulg). Estos intercambiadores pueden ser justificados económicamente cuandola superficie equivalente de la carcaza y el tubo interno que se requiere, sea menorde 30 metros cuadrados (300 pie2).

Los intercambiadores de doble tubo múltiples contienen hasta 64 tubos dentro deltubo exterior o carcaza. Los tubos internos, los cuales pueden ser lisos o conaletas, se encuentran disponibles en diámetros externos entre 16 mm y 22 (5/8 a7/8 pulg). Sin embargo, en aquellas secciones que contengan más de 19 tubos,sólo se utilizan normalmente tubos lisos. Los tamaños nominales de la carcazavarían entre 100 mm y 400 mm (4 y 16 pulg) de diámetro nominal.

Para mayor información acerca de los intercambiadores de doble tubo, verdocumento PDVSA–MDP–05–E–04.

4.5.4 Intercambiadores de superficie extendida

En los tubos lisos, usualmente, la relación entre la superficie externa y la internase encuentra en el rango de 1.1 a 1.5, dependiendo, por supuesto del diámetro yel espesor de pared. Aquellos tubos con una mayor relación de superficies, en elrango 3 a 40, se les conoce como tubos de superficie extendida; y porantonomasia, los intercambiadores construidos con este tipo de tubos se lesdenomina Intercambiadores de superficie extendida.

Los tubos de superficie extendida presentan aletas, normalmente, transversaleso longitudinales; aunque otros tipos de aletas, como espigas (“peg”), espinas(spines) o helicoidal pueden ser usadas. Las aletas longitudinales, para diseñosde flujo paralelo a los tubos, son especialmente aplicables en servicios donde lacaída de presión es pequeña y el fluido en el lado de las aletas es limpio. Las aletastransversales son generalmente para diseños de flujo perpendicular a los tubos.Este tipo de superficie se emplea cuando, debido a las propiedades detransferencia de calor de un fluido, existe una resistencia alta para el flujo de calor,mientras que las propiedades del otro fluido permiten una resistencia baja. Elfluido con la resistencia alta al flujo de calor se pone en contacto con la superficiede las aletas. En los documentos PDVSA–MDP–05–E–02/ 03 se presentanlas guías para la utilización de las superficies extendidas en los intercambiadoresde carcaza y tubos.




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4.5.5 Intercambiadores de placas

Desde 1930 los intercambiadores de placa han sido usados en la industria químicay de alimentos. Actualmente su uso se ha extendido considerablemente hacia laindustria petrolera, especialmente cuando se requiere un sistema de intercambiode calor compacto y flexible en rangos de temperatura por debajo de 250 °C (482°F) y 2533 kPa man. (368 psig).

En estas unidades, la superficie de transferencia de calor es construida deplanchas de metal en lugar de tubos. Estas planchas pueden ser de superficie lisa,corrugada o canalizada. Dependiendo del tipo de superficie de la plancha y de laconfiguración de la unidad, se conocen cuatro (4) tipos de intercambiadores deplaca, a saber : (1) intercambiadores de placas en espiral (Spiral Plate), (2)intercambiadores de placas con empacadura (Plate–and–Frame Exchanger), (3)intercambiadores de placas con aletas (Plate–and–Fin Exchanger) y (4)intercambiadores de laminas repujadas (Patterned Plates).

Dada la poca experiencia existente en estos tipos de intercambiadores, tanto enla IPPCN como en la compañías de ingeniería, este manual recomienda que eldiseño de estas unidades sea realizado por los vendedores o fabricantes de estasunidades, dada su experiencia en dicha área.

1. Intercambiadores de placas en espiral (Spiral Plate).– Estas unidadesconsisten, esencialmente, de dos planchas paralelas, enrolladas en espiraly soldados, adecuadamente, los extremos alternos de las planchasadyacentes para formar un par de canales concéntricos. Las planchas sonseparadas por protuberancias abollonadas en una de las planchas. Un fluidoentra en el centro del espiral y fluye hacia afuera; mientras el otro entra enla periferia y fluye hacia el centro, en contracorriente. Debido a la trayectoriaen espiral de los fluidos, estas unidades presentan un coeficiente global detransferencia de calor más alto que las unidades convencionales y unareducción de la formación de depósitos de sucio. En la mayoría de losservicios no presentan problemas de expansión térmica y son relativamentefáciles de limpiar. Son utilizables en el manejo de fluidos viscosos o concontenido de solidos, y como condensadores o reboilers. En la Figura 9.ase muestran versiones de este tipo de equipos.

2. Intercambiadores de Placas con Empacadura (Plate–and–FrameExchanger).– En la Figura 9.b se muestra un intercambiador típico deplacas. Estas unidades consisten en un conjunto de planchas de metal muydelgadas y corrugadas, mantenidas juntas en un bastidor y selladas en susbordes, para prevenir fugas hacia afuera, por una empacadura compresible,formando así una serie de pasadizos estrechos e interconectados, a travésde los cuales son bombeados los fluidos. El fluido caliente y el frío siguenpasadizos alternos y el calor es transferido a través de las planchas con unaresistencia térmica relativamente baja. El bastidor es una estructura rígida




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formado por una placa fija en un extremo y una columna de soporte en el otro,conectados ambos en el tope por una barra de sustentación y en el fondo porun riel guía. Estas unidades resultan atractivas para su uso en lugaresconfinados o sensibles al peso, como barcos o plataformas costa afuera (porejemplo, plataformas de producción en el Lago de Maracaibo), debido a quelas superficies de transferencia son relativamente compactas y livianas.Pueden ser fabricadas con cualquier metal, aunque acero al carbono es pocousado porque el equipo no sería competitivo con las unidades de tubo ycarcaza. Los rangos de temperatura y presión son limitados a valoresrelativamente bajos, debido al material de la empacadura y de construcción.

3. Intercambiadores de placas con aletas (Plate–and–Fin Exchanger).–Los intercambiadores de placas con aletas representan la forma mascompacta de superficie de transferencia de calor, por lo menos en el casousual donde los fluidos deben mantenerse separados. El peso también esmantenido al mínimo. La presión de diseño puede alcanzar hasta 4826 kPaman. (700 psig.) y la temperatura en el orden de los 800°C (1472°F),inclusive temperaturas mas altas pueden usarse, si se utiliza como materialde construcción, cerámica. Usualmente, el material de construcción esaluminio y las condiciones máximas de diseño son 4100 kPa man. (600 psig)y 67°C (150°F). Estas unidades son construidas de múltiples capas de hojasde metal corrugadas (aletas), formando una especie de matriz porosa ocorrugada, colocada entre láminas planas de metal que sirven comotabiques separadores, como se muestra en la figura 9.c. El fluido entrandoy saliendo de de la matriz corrugada es controlado por distribuidores, con unabarra lateral solida usada para prevenir que un fluido entre en los canales delotro fluido. Mas de un fluido puede ser manejado en una sola unidad,mediante el arreglo adecuado de los distribuidores. El conjunto de matrizcorrugada, laminas planas y barras laterales es soldado con una soldadurafuerte, resultando en una estructura resistente y rígida con una densidadvolumétrica del área de transferencia de calor muy alta. Sin embargo, estasunidades presentan limitaciones en cuanto a su tamaño, materiales deconstrucción y limpieza. Siendo esta última su limitación mas generalizada,puesto que el tipo de construcción (completamente soldada y estrechospasadizos) no permite el acceso para una limpieza mecánica, y el uso dequímicos no resulta completamente satisfactorio dada la dificultad depenetración del fluido de limpieza. Por lo tanto, este tipo de unidades sonespecificadas para servicios de fluidos limpios, siendo el área mas común deaplicación los procesos criogénicos, tales como producción de gas naturalliquido, purificación de hidrógeno etc., y actualmente se usan en las plantasde etileno.

4. Intercambiadores de láminas repujadas (Patterned Plates).– En estasunidades las superficies de transferencia de calor son construidas con dosplanchas de metal, una de las cuales o ambas son repujadas, unidas con




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soldadura normal o de latón de tal manera que forman canales parecidos aun serpentín. Un fluido circula a través de dichos canales y el otro alrededorde la superficie externa de las planchas. Estas unidades son poco costosas,livianas y fáciles de limpiar en el lado externo. Su aplicación principal es elenfriamiento y calentamiento de tanques. Las unidades conocidas como losIntercambiadores Lamella o Ramen son construidos soldando estassuperficies de transferencia en una placa de tubos para formar un haz detubos que es colocado en una carcaza. Aunque generalmente se construyenpara presiones hasta 1724 kPa man. (250 psig), pueden ser diseñadas parapresiones tan altas como 10342 kPa man. (1500 psig).

4.5.6 Intercambiadores de tipo espiral (“Hampson Coil”)

Los intercambiadores de tubos en forma de espirales consisten de un grupo deserpentines concéntricos enrollados en forma de espiral, los cuales estánconectados a placas o cabezales de tubos. Entre sus características se puedenmencionar las siguientes: son económicos, de fácil instalación y limpieza; seutilizan para flujo en contracorriente, no tienen problemas de expansióndiferencial, son compactos y pueden ser usados para el intercambio de calor dedos o más fluidos. Estas unidades se utilizan normalmente en las aplicacionescriogénicas, donde la presión de proceso es 4500 kPa man. (650 psig) o mayor;siendo particularmente útiles en el manejo de fluidos viscosos y aplicables comocondensadores o rehervidores.

El documento PDVSA–MDP–05–E–05 presenta detalles adicionales sobreestas unidades.

4.5.7 Otros tipos de intercambiadores de calor

La mayoría de los tipos de intercambiadores se describieron previamente en lassubsecciones precedentes, pero ello no significa que se ha agotado ladisponibilidad de dispositivos para transferencia de calor; muchas otrasconfiguraciones especiales se encuentran disponibles en el mercado.

A continuación se describen brevemente algunos tipos de intercambiadores quese utilizan en la IPPCN bajo consideraciones especiales de proceso y/omateriales. Para mayor información sobre estos intercambiadores, consulte lasreferencias 7, 8, 9, y 13 mencionadas en la sección 3. Adicionalmente, cuando serequiere utilizar este tipo de intercambiadores, se especifica normalmente el calora transferir dejándole el diseño a los fabricantes de este tipo especial de equipos,quienes disponen de metodología de diseño, datos, experticia y garantizan laoperabilidad de los mismos.

1. Intercambiadores tipo superficie raspadora (Scraped–Surface).– Losintercambiadores tipo superficie raspadora tienen un elemento rotatorioprovisto de una cuchilla sujeta a un resorte, la cual sirve para limpiar lasuperficie de transferencia de calor. Estos equipos pueden ser de baja (15




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a 150 rpm) y alta velocidad (200 a 2000 rpm) y ambos se utilizangeneralmente en plantas donde el fluido es muy viscoso o tiene tendencia aformar depósitos, como en las plantas de extracción de parafinas (porejemplo: La Refinería de San Roque, CORPOVEN, S. A.). Las unidades dealta velocidad son especialmente usadas en aquellos servicios donde serequiere un corto tiempo de residencia para prevenir la formación dedepósitos y la cristalización. Estos intercambiadores son de construccióntipo doble tubo. El tubo interno, el cual lleva las cuchillas, se encuentradisponible en diámetros nominales de 150, 200 y 300 mm (6, 8 y 12 pulg,respectivamente). El tubo externo, el cual forma un pasadizo anular pordonde fluye el medio enfriante o refrigerante se dimensiona de acuerdo a lasnecesidades del caso en cuestión. El arreglo más común consiste en unmáximo de 10 secciones horizontales de 300 mm (12 pulg) de diámetro o unmáximo de 12 secciones horizontales de diámetro menor, conectadas enserie o series/paralelo formando dos filas verticales sobre una estructuraadecuada. Este tipo de arreglo se denomina soporte (“Stand”). Motores ycadena, o engranajes, más los protectores apropiados complementan elsoporte (“Stand”). La secuencia normal de procesamiento incluye uno o másintercambiadores de soporte, seguidos de uno o más enfriadores de soporteen servicio refrigerante.

2. Intercambiadores tipo bayoneta.– Un intercambiador tipo bayonetaconsiste de un par de tubos concéntricos, con el tubo externo soldado en unode sus extremos. El tubo interno o bayoneta sirve únicamente para suplir elfluido al ángulo localizado entre el tubo externo o funda y el interno. Latransferencia de calor ocurre solamente a través del tubo externo, el cual estáhecho normalmente de una aleación muy costosa y el interno de acero alcarbono. Son unidades de gran utilidad cuando existe una diferenciaextremadamente alta entre el fluido del lado de la carcaza y el del lado de lostubos, ya que todas las partes sujetas a expansión diferencial, se muevenlibre e independientemente una de la otra; se utilizan en servicios con cambiode fase donde no es deseable tener un flujo bifásico en contra de la gravedad;son adecuadas en servicios en vacío, debido a su baja caída de presión yalgunas veces se coloca en tanques y equipos de proceso paracalentamiento y enfriamiento. Los costos por metro cuadrado para estasunidades son relativamente altos, ya que solamente el tubo externotransfiere calor al fluido que circula por la carcaza.

3. Enfriadores de película vertical descendente.– Los intercambiadores depelícula vertical descendente son del tipo de cabezal de tubos fijo. El aguase controla mediante un instrumento de medición de la entrada de cada tuboy fluye por el interior de éstos, formando una película densa.

4. Enfriadores de serpentín (Worm Coolers).– Estos enfriadores consistenen serpentines sumergidos en un recipiente con agua. Aunque estos




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enfriadores son de construcción simple, son extremadamente costosos pormetro cuadrado de superficie. Se utilizan solamente por razones especiales,por ejemplo, cuando se requiere un enfriamiento de emergencia y no existeotra fuente de agua disponible. La caja contiene agua suficiente para enfriarel líquido en caso que ocurra una perturbación en la unidad y el agua deenfriamiento falle. Cuando se decide instalar estos equipos, los mismosdeberían utilizarse regularmente como parte del circuito de enfriamiento dela unidad.

5. Condensadores de contacto directo (Barométricos).– Un condensadorde contacto directo consiste en una torre pequeña, en la cual el agua y elvapor circulan juntos. El vapor condensa mediante el contacto directo conlas gotas de agua. Su nombre se deriva del término “cola de tubería larga”(“Long Tailpipe”) o “pata barométrica” (“Barometric Leg”), la cual se requierecuando es necesaria una descarga de condensado continua. Las unidadesde contacto directo se utilizan solamente cuando las solubilidades del medioenfriante y del fluido de proceso, son tales que no se crean problemas decontaminación del agua o del producto. Las pérdidas del fluido de procesoen el medio enfriante también deben evaluarse.

6. Enfriadores de cascada.– Un condensador de cascada está constituido poruna serie de tubos colocados horizontalmente uno encima del otro y sobrelos cuales gotea agua de enfriamiento, proveniente de un distribuidor. Elfluido caliente generalmente circula en contracorriente respecto al flujo deagua. Los condensadores de cascada se utilizan solamente donde el fluidode proceso es altamente corrosivo, tal como sucede en el enfriamiento deácido sulfúrico. Estas unidades también se les conoce con el nombre deenfriadores de trombón (“Trombone Coolers”), enfriadores de gotas oenfriadores de serpentín.

7. Intercambiadores de grafito impermeable.– Los intercambiadores degrafito impermeable se utilizan solamente en aquellos servicios que sonaltamente corrosivos, como por ejemplo, en la extracción de isobutano y enlas plantas de concentración de ácidos y dímeros. Estas unidades seconstruyen en diferentes formas:

a. Los intercambiadores de grafito cúbico consisten de un bloque cúbicocentral de grafito impermeable, el cual es agujereado para proveerpasadizos para los fluidos de proceso y de servicio. Los cabezalesestán apernados a los lados del cubo de manera de distribuir el fluido.Los cubos se pueden interconectar para proveer área adicional detransferencia de calor.

b. Los intercambiadores de grafito tipo bloque consisten de un bloque degrafito impermeable encerrado en una carcaza cilíndrica. El fluido deproceso (lado de los tubos) fluye a través de pasadizos axiales en el




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bloque, y el fluido de servicio (lado de la carcaza), circula porpasadizos transversales en el bloque.

c. Los intercambiadores de grafito de carcaza y tubos son iguales a losintercambiadores corrientes de carcaza y tubo, excepto que los tubos,las hojas de tubos y cabezales están construidos de grafitoimpermeable.

4.6 Consideraciones generales de diseño

4.6.1 Generalidades

La velocidad de transferencia de calor de un fluido a otro, a través de una paredde metal es proporcional al coeficiente global de transferencia de calor, el área dela pared y a la diferencia de temperatura entre el fluido caliente y el frío:

Q � Uo x A x DTMe (Ec. 1)

donde:

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En unidadesSI

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En unidadesinglesas


Q ÁÁÁÁÁÁ

=ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Velocidad de transferencia decalor


W ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU / h

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

UoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

=ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Coeficiente global detransferencia de calor basado enel área externa de la superficiedel metal

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

W / m2 °CÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU / hpie2 °F


A ÁÁÁÁÁÁ

=ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Area externa de la superficie delmetal a través de la cual ocurre latransferencia de calor


m2 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pie2

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

DTMeÁÁÁÁÁÁÁÁ

=ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Diferencia de temperaturasmedias logarítmicas entre losfluidos caliente y frío


°CÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

°F

Cuando se especifica un intercambiador de calor, el diseñador casi siempreconoce o puede calcular sin mucha dificultad, los términos Q y DTMe para lascondiciones de proceso dadas. Para obtener el valor apropiado del área detransferencia de calor requerida, se necesita evaluar solamente el coeficiente Uo.Desafortunadamente, Uo es función del diseño y de las velocidades deensuciamiento. Por esta razón, el diseño de un intercambiador de calor requiereun cálculo de ensayo y error (tanteo).




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El procedimiento general utilizado en el diseño de intercambiadores de calor sedescribe en la sección 5.

4.6.2 Coeficiente global de transferencia de calor (U0)

Esta disertación teórica sobre los coeficientes globales de transferencia de calores aplicable a todos los tipos de intercambiadores, excepto los de contacto directo.

Cuando el calor fluye desde un fluido que circula por un lado de un tubo a otro fluidoque circula por el otro lado del tubo, dicho calor debe vencer las resistenciassiguientes:

– Rio, la cual es la resistencia de la película laminar del fluido en el interior del tubo,referida al área externa del tubo.

– rio, la cual es la resistencia (factor de ensuciamiento) del material extrañodepositado en el interior de tubo, referida al área externa del tubo.

– rw, la cual es la resistencia de la pared del tubo.– ro, la cual es la resistencia (factor de ensuciamiento) del material extraño

depositado en el exterior del tubo.– Ro, la cual es la resistencia de la película laminar del fluido en el exterior del tubo.La suma de estas cinco resistencias se denomina resistencia total Rt y se definecomo:

Uo �1Rt

(Ec. 2)

Los factores de ensuciamiento rio y ro se estiman basados en la experiencia outilizando los valores típicos que se muestran en la Tabla 5. El término rw se calculaa partir del espesor y la conductividad térmica del metal. Rino y ro son funcionesde la velocidad másica y de las propiedades físicas del fluido, y se evalúan a partirde las correlaciones dadas en las subsecciones siguientes. Estas correlacionesestán dadas en términos de hio y ho, donde 1/Ro = hi y 1/Rio = hio. Los términos“h” se denominan “coeficientes de película”.

Los términos de resistencia se expresan por unidad de área (m2 o pie2). El árease refiere a los metros cuadrados (pie2) de superficie, donde ocurre la resistencia.Como las resistencias se suman para obtener una resistencia total, cadaresistencia debe estar referida a una misma área en lugar de a su propia área. Estoracionaliza los términos y hace posible que puedan adicionarse. Es prácticacomún utilizar el área externa de los tubos, como base para los cálculos y laespecificación de los intercambiadores. Esto se indica normalmente con elsubíndice “io”, como se mostró anteriormente. Por ejemplo, “hio” es el “coeficienteinterno” basado en el área externa del tubo. Para un tubo, hio = hi (di/do), dondehi es el “coeficiente interno” basado en el área interna del tubo. Este factor ya hasido incluido en las correlaciones presentadas en este manual.




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La hoja de especificación de intercambiadores de calor, que se muestra en laFigura 1., indican que dos coeficientes totales de transferencia de calor deberíanser calculados; se debería calcular un coeficiente limpio y otro sucio (La hoja deespecificación de los enfriadores de aire se muestra en el documentoPDVSA–MDP–05–E–03). El coeficiente limpio (“Commercially CleanCoefficient”) es el coeficiente total que puede esperarse cuando un intercambiadornuevo se pone por primera vez en servicio. Este coeficiente se calcula de lamanera siguiente:

1Uc

� Rc � Rio � Ro � rw � F1(Ec. 3)

El factor F1 (F1 = 0.0002 m2 °C/W = 0.001 h.pie2 °F / BTU) es una resistencia quese estima por el ensuciamiento de un intercambiador nuevo debido a loslubricantes utilizados durante la expansión (Tube Roller Lubricants) de los tubos,la corrosión causada por la prueba hidrostática del equipo, etc. Se supone queesta resistencia se divide uniformemente entre las superficies del lado de lacarcaza y del lado de los tubos.

4.6.3 Temperaturas de operación

Las temperaturas de operación de un intercambiador son establecidas por lascondiciones del proceso. Sin embargo, en ciertos casos, el diseñador delintercambiador puede establecer las condiciones de operación, pero estas enningún caso pueden ser menores que las mínimas requeridas por el proceso. Acontinuación se presentan criterios para la selección de la temperatura deoperación:

1. Temperatura de las corrientes a almacenaje – La temperatura máxima deuna corriente enviada a un almacenaje abierto a la atmósfera, se establecegeneralmente de acuerdo a criterios de seguridad, aspectos económicos oconsideraciones especiales del proceso (Ver documentoPDVSA–MDP–08–SG–01):

a. Criterios de seguridad – Una corriente enviada a un tanque situadoa nivel del mar y abierto a la atmósfera, no debería exceder latemperatura a la cual su presión de vapor verdadera sea 89.6 kPa abs.(13 psia). Este valor se reduce 11.3 kPa, por cada 1000 m (0.5 psi porcada 1000 pie) de elevación. Para las corrientes pesadas cuyapresión de vapor verdadera es difícil de determinar, la temperaturamáxima a almacenaje debería ser el valor más bajo entre 28°C (50°F)por debajo del punto inicial de ebullición ASTM y 8°C (15°F) por debajodel punto de inflamación mínimo. Las corrientes no deberían enviarsea almacenaje a temperaturas superiores de 90 a 120°C (200 a 250°F).Si se opera en este rango de temperatura o por encima de él, el agua




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remanente en el tanque podría evaporarse ocasionando underramamiento del tanque.

b. Aspectos económicos – La selección de la temperatura óptima deuna corriente enviada a un tanque de techo cónico, se basageneralmente en un balance económico entre el costo en que seincurre al aumentar la superficie del enfriador y el consumo de aguade enfriamiento, y el ahorro que se produce al reducir las pérdidas porvaporización del producto enviado a almacenamiento. El método paradeterminar las pérdidas por vaporización se presentan en losBoletines API siguientes:

• API Bulletin 2516 “Evaporation loss from low–pressure tanks (R1993)”

• API Bulletin 2517 “Evaporative loss from floating root tanks thirdedition; Addendum – 1994”

• API Manual of Petroleum Measurements Standards Ch 19 –Evaporative loss measurement Section 1 – “Evaporative loss fromfixed–roof tanks (Supercedes Bulletin 2518).

• API Bulletin 2519 “Evaporation loss from internal floating roof tanks(R 1990)”.

Como las pérdidas en un tanque de techo flotante son despreciables,la temperatura óptima es la máxima que se permita por razones deseguridad (Consulte al respecto el Manual de Ingeniería de Riesgosde PDVSA).

c. Consideraciones especiales – La oportunidad para optimizar latemperatura de una corriente que va a almacenaje es mayor para losproductos intermedios. Sin embargo, se requieren consideracionesespeciales para los casos siguientes:

c.1. Corrientes que se almacenan antes de un proceso que requiere larefrigeración de la alimentación.

c.2. Corrientes cuyas propiedades se degradan permanentemente atemperaturas altas de almacenamiento.

c.3. Corrientes que se almacenan antes de ser mezcladas. Lastemperaturas de almacenaje de estas corrientes deberían elegirsedespués de considerar las propiedades y la temperatura de la mezcla,suponiendo que no exista pérdidas de calor en el almacenajeintermedio.




http://www.intevep.pdv.com/santp/mir/indice_mir.htm

http://www.intevep.pdv.com/santp/mir/indice_mir.htm

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Además de la alimentación mencionada anteriormente, latemperatura de una corriente que va al almacenaje final, está limitadanormalmente a un máximo de 57°C (135°F), si el producto tiene queser transportado por barco o tanquero. Sin embargo, algunas vecesse utilizan temperaturas superiores a los 65°C (150°F), pero elprocedimiento de operación a temperaturas elevadas tiene que seraprobado por el personal de embarque.

2. Temperatura del agua de enfriamiento – Las temperaturas de salidamáximas permitidas para el agua de enfriamiento (determinadas porconsideraciones de ensuciamiento), en enfriadores que no sean recipientesllenos de agua son las siguientes (Box Coolers):

• Agua Salada 48°C (120°F)

• Agua Salobre 51°C (125°F)

• Agua Dulce 54°C (130°F)

La temperatura máxima de operación utilizada para un proyectodebería verificarse con el cliente, ya que ésta tiene una influenciaimportante en la determinación de la superficie.

Otro criterio igual o más importante, es el de la máxima temperaturapermitida para la película del agua de enfriamiento. Esta es latemperatura de película promedio a la salida del agua. Los límites sonlos siguientes:

• Agua Salada 60°C (140°F)

• Agua Dulce 65°C (150°F)

Para los intercambiadores tipo serpentines sumergidos en recipientescon agua, la temperatura de salida máxima del agua de enfriamientoes 65°C (150°F), tanto para el agua salada como el agua dulce. Si sepermite que las temperaturas de película del agua excedan los valoresanteriores, puede ocurrir un ensuciamiento catastrófico.

En aquellos casos donde la temperatura de salida de la corrientecaliente es igual o menor que la temperatura de salida máximapermitida del agua de enfriamiento, se requiere hacer un pequeñoestudio económico para determinar la temperatura óptima de salidadel agua. Este estudio consiste en comparar superficie versusrequerimientos de agua de enfriamiento, para diferentes valores detemperatura de salida del agua. Sin embargo, para este caso latemperatura de salida del agua se determina diseñando elintercambiador de manera tal que el factor de corrección de ladiferencia de temperaturas media logarítmica (Fn) sea igual al valormínimo permitido (0.8). Se debe mantener presente la posibilidad deutilizar una unidad de dos pasos en la carcaza o dos carcazas en serie,para estas situaciones.




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Algunas veces, un condensador o un enfriador puede diseñarseutilizando una gran cantidad de agua de enfriamiento con unatemperatura de salida relativamente baja. Cuando este sea el caso, sedebería tener presente la posibilidad de reutilizar esta agua en otrosenfriadores, donde la temperatura de salida del agua sea igual a lamáxima permitida. Los intercambiadores tipo serpentín sumergido enrecipiente con agua operan con agua que ha sido utilizadapreviamente.

En la Tabla 4 se presenta una lista de las temperaturas de entrada delagua de enfriamiento, que se recomienda utilizar en el diseño deacuerdo a la ubicación de la refinería y al tipo de agua.

3. Temperatura de aproximación– La selección del arreglo óptimo de unaserie de intercambiadores (tren de intercambiadores), requiere de un estudioeconómico más complejo debido al gran número de variables que se tienenque considerar. En muchos casos, no solamente el calor total requerido sedebe distribuir entre los intercambiadores y un horno (o vapor), sino que sedebe tener en cuenta que este calor puede ser suministrado por otrascorrientes de diferentes niveles de entalpía, que se encuentren disponibles.Se deben considerar los costos de inversión de los intercambiadores,enfriadores y el horno (o calentador a vapor). Los costos de operación deestos equipos también deben incluirse. Es posible transferir mucho calor alextremo frío de un tren de intercambiadores de calor o requerir un áreaexcesiva en un punto más distante donde la corriente que se calienta haaumentado su temperatura. También, cuando se desea obtener la mayorcantidad de calor que sea posible, la temperatura de aproximación(diferencia de temperatura entre las temperaturas de salida de las corrientes)que se utilice debe ser pequeña, de manera tal que el diseño resulteeconómico. En aquellos casos donde el costo del combustible es alto (mayorde $1.40 por millón kJ (1.5$ por millón de BTU)), es muy importante efectuarun análisis crítico a la parte económica. Para mayores detalles versubsección 4.9.

4.6.4 Diferencia efectiva de temperatura

A. Sin cambio de fase

La diferencia de temperatura efectiva, DTMe, entre los fluidos caliente y frío es lafuerza motora del mecanismo de transferencia de calor. Esta temperatura secalcula a partir de la diferencia de temperatura media logarítmica encontracorriente, la cual se corrige mediante factores, los cuales toman enconsideración el arreglo de flujo que se vaya a utilizar.

B. Con cambio de fase

En el caso de condensación o vaporización, la relación entre Q y la temperaturadel fluido no es lineal. En este caso, se hace necesario dividir el intercambiador en




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zonas de manera tal que Q sea aproximadamente lineal con las temperaturas paracada zona. Basadas en las diferencias de temperaturas media logarítmicas y loscalores transferidos en cada una de las zonas, se obtiene un DTMe total para todoel intercambiador. Los métodos que se utilizan para obtener el DTMe se presentanen los documentos que tratan sobre cambio de fase (PDVSA–MDP–05–E–02 /

03).

4.6.5 Factores de ensuciamiento

Las resistencias a la transferencia de calor debidas al ensuciamiento soncausadas por sedimentos, polímeros y otros depósitos que se forman en lasparedes internas y externas de los tubos de los intercambiadores de calor. Losvalores que se utilizan en el diseño toman en cuenta las resistencias que seesperan durante la operación normal del equipo y un tiempo de servicio razonableentre los períodos de limpieza. Los factores de ensuciamiento se representan conlos símbolos rio y ro.

En la Tabla 5 se presentan los factores de ensuciamiento normales para diferentestipos de servicio, basados en las recomendaciones de la Asociación deFabricantes de Intercambiadores Tubulares (TEMA) y en la experiencias pasadasde la IPPCN. Observe que estos factores aplican a la superficie sobre la cual elensuciamiento ocurre. Aunque parece algo ridículo ajustar un valor de pocaprecisión a un área de referencia, este paso se requiere para los cálculos porcomputadora y se hace durante los cálculos manuales con el propósito de serconsistente. Los factores de ensuciamiento tabulados pretenden evitar que elintercambiador transfiera menos calor que el requerido por el proceso, durante unperíodo aproximado de un año a un año y medio. Sin embargo, esta tabla essolamente una guía, ya que cuando exista información que pueda ser utilizadapara determinar con precisión el factor de ensuciamiento para un servicio enparticular, este factor debería utilizarse en lugar de los valores que se presentanen la Tabla 5.

La importancia de los factores de ensuciamiento depende del valor del coeficientede transferencia de calor limpio, Uc; mientras mejor sea este coeficiente másimportante es el factor de ensuciamiento. Después de un cálculo preliminar de Uc,es fácil determinar el efecto que tiene el doblar (o disminuir a la mitad) los factoresde ensuciamiento que se han supuesto sobre el tamaño del intercambiador. Sieste efecto es pequeño (5% o menos), no se justifica determinar un factor deensuciamiento más preciso. Sin embargo, muchas veces el Uc es tan grande queel tamaño del intercambiador depende exclusivamente del valor del factor deensuciamiento. En estos casos, se debería examinar minuciosamente los datosde planta que se encuentran disponibles.

Para el diseño de intercambiadores es muy importante considerar los criteriossiguientes sobre ensuciamiento:




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1. El ensuciamiento no es usualmente severo por debajo de los 120°C (250°F).

2. El ensuciamiento es más severo cuando los hidrocarburos se calientan quecuando se enfrían. Esto se cumple particularmente para los crudos quecontienen sales disueltas en el agua y sólidos suspendidos. El tren deprecalentamiento de crudo de las unidades de destilación, muchas vecesincluye un desalador o un tambor vaporizador para remover el agua antesque el crudo alcance la temperatura de evaporación del agua. De estamanera, se reduce el ensuciamiento de los intercambiadores de crudocausado por las sales.

3. La vaporización en un intercambiador puede causar ensuciamiento severo,debido a la concentración, de depósitos en el líquido remanente hasta elpunto de sobresaturación.

4. Altas velocidades tienden a reducir el ensuciamiento. Esto se cumpleespecialmente en los casos de agua de enfriamiento que contiene sal, crudocon arena y gases con partículas.

5. La alimentación a los hidrofinadores, reformadores catalíticos y plantas dedesintegración catalítica, muchas veces se ve afectada por un proceso deensuciamiento severo debido a las reacciones orgánicas con oxígeno, queocurren mientras la alimentación se encuentra almacenada en los tanques.Este proceso de ensuciamiento puede reducirse estableciendo unaatmósfera de gas inerte en los tanques de almacenamiento.

6. Los fondos de una torre de destilación de crudo, aunque son pesados y seencuentra a una temperatura elevada, no ocasionan normalmente muchoensuciamiento (siempre y cuando la temperatura de la zona de vaporizacióninstantánea no sea excesiva).

4.6.6 Caída de presión

La caída de presión en un intercambiador es producto de tres tipos de pérdidas:las pérdidas por fricción debido al flujo, las pérdidas debidas a cambios en ladirección del flujo y las pérdidas causadas por la expansión y contracción en lasentradas y salidas de las boquillas y tubos. El método para calcular la caída depresión es diferente para cada tipo de intercambiador y se discutirá en lassubsecciones correspondientes. En la tabla 6 se presentan valores típicos decaída de presión en intercambiadores.

El diseño de un intercambiador de calor esta basado usualmente en un balanceeconómico entre el costo de la superficie del intercambiador y el costo de lasbombas o compresores. El costo de un servicio, como por ejemplo el agua, seincluye con frecuencia en este balance económico. Velocidades másicas altas através del intercambiador permiten un coeficiente de transferencia mayor y unárea menor, pero se requiere una caída de presión mayor. Esta situación requiere




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de una instalación con costos de inversión y operación de la bomba o el compresormayores y un costo de inversión del intercambiador menor. En algunas ocasiones,un sistema en particular puede tener una caída de presión excesiva, la cualdebería ser utilizada para minimizar el costo del intercambiador.

En general, la necesidad de hacer un balance económico detallado entre la caídade presión y el área del intercambiador, puede determinarse observando el efectoque tiene el coeficiente de película individual sobre el coeficiente total detransferencia de calor. Poco se gana especificando una caída de presión mayorpara un fluido en un intercambiador, si el otro fluido tiene un coeficiente de películasignificativamente bajo. Para tales casos, un balance económico detallado esinnecesario.

No es deseable tener altas caídas de presión, ya que éstas contribuyen a laerosión, requiriendo el uso de internos de espesor excesivo y de válvulas,accesorios o tuberías de una clasificación mayor en el circuito del intercambiador.

4.6.7 Temperatura y presión de diseño

Los criterios presentados en el documento PDVSA–MDP (Pendiente) (ConsultarMDP versión 1986, Sección 2) (Temperatura de diseño, presión de diseño yclasificación de bridas) deberían ser seguidos al fijar las condiciones de diseño.

C. Presión de diseño

Las presiones de diseño de los lados caliente y frío de un intercambiador sedeterminan independientemente en base a las condiciones de operación., segúnlos siguientes criterios (para mayores detalles ver el documento PDVSA–MDP(Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 2).

1. La presión de diseño debe ser igual a la máxima presión de operaciónesperada mas el mayor valor entre un 10% de dicha presión y 172 kPa man.(25 psig).

2. La mínima presión de diseño debe ser 207 kPa man. (30 psig).

Ocasionalmente, uno de los pases internos de un intercambiador puedefallar. Entonces el lado de presión alta podría ejercer su presión sobre el ladode presión baja. Si la presión de diseño del lado de presión baja es mayor oigual a los dos tercios de la presión de diseño del lado de presión alta, no serequiere ninguna consideración adicional en caso que alguno de los internosfalle. Los intercambiadores se prueban hasta por lo menos 150% de lapresión de diseño y pueden utilizarse satisfactoriamente bajo esta presiónpor períodos cortos de tiempo.

Si la presión de diseño del lado de presión baja es menor que dos tercios dela presión de diseño del lado de presión alta, se debe examinar el sistemapara ver que pasaría cuando ocurra un flujo rápido a través de un paseinterno que haya fallado. Si existe un camino adecuado de escape para el




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fluido de alta presión o si una válvula de control automática abre de manerade proveer una vía de escape adecuada, no es necesario tomar en cuentaconsideraciones adicionales. Pero si la vía de escape puede ser bloqueada,o es inadecuada, el diseñador debería establecer la presión mínima por fallainterna (presión de equilibrio bajo condiciones de una falla interna) que serequiere para manejar esta emergencia (Ver los siguientes documentos:PDVSA–MDP–08–SG–01 sobre Seguridad en el Diseño de Planta;PDVSA–MID–90616.1.022, PDVSA–MDP–08–SA–01/ 02/ 03/ 04/

05 sobre Sistemas de Alivio. Una vez que esta presión haya sidoestablecida se debería considerar los siguientes aspectos:

1. Aún cuando la presión mínima de diseño de la caracaza, debido al espesorde la misma, puede obtenerse por las ecuaciones típicas del código ASME,los estándares TEMA indican (párrafo RCB–7.163), que existe una presiónefectiva de diseño, la cual se cálcula conociendo detalles de contrucción, yque toma en cuenta que la carcaza no es un recipiente, sino que tieneespejos de tubos, banda de sellon, etc.

Debido a que esta información, la mayoría de las veces, no está disponiblepara el diseñador de procesos cuando trabaja en el diseño de un equiponuevo, no será incluída en este manual. Ver estándares TEMA, errata de1990 a la 7ma. edición de 1988.

Cuando se este trabajando con un equipo existente, se recomienda consultara los grupos mecánicos para obtener el valor de presión efectiva de diseñode la carcaza.

2. Si la presión de diseño mínima real es menor que la presión mínima dediseño, se debe utilizar la más económica de las alternativas siguientes:

a. Especificar una válvula de seguridad en el lado de presión baja.

b. Especificar la presión mínima por falla interna, como la presión dediseño del lado de baja presión.

3. En otros tipos de intercambiadores, el cálculo del espesor mínimo de loscomponente requiere un estudio similar al que se hace para losintercambiadores de tubo y carcaza; pero en estos casos, los espesoresmínimos de los componentes pueden estar determinados por limitaciones dediseño o fabricación, por la disponibilidad del material o por espesoresestándar. En un proyecto, el grupo de equipos de transferencia de calordebería ser consultada para que dé asistencia en determinar los espesoresmínimos de los componentes para estos casos.

En ocasiones el lado frío de un intercambiador puede ser bloqueadomanualmente, mientras que el fluido caliente circula por el otro lado,produciéndose una expansión térmica del fluido frío. Esta expansión podría




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ocasionar la rotura de uno de los componentes. Sin embargo, esta situaciónpuede no requerir el uso de una válvula de seguridad. (Ver documentoPDVSA–MDP–08–SG–01, Seguridad en el Diseño de Plantas). Si el ladofrío de un intercambiador puede ser bloqueado debido a la falla de unaválvula automática, como por ejemplo, en el circuito de precalentamiento decrudo, entonces una válvula de alivio térmico en el lado frío deberá serprevista.

D. Temperatura de diseño

Las temperaturas de diseño de los lados caliente y frío de un intercambiador sedeterminan independientemente en base a consideraciones de proceso y usando,normalmente, los siguientes criterios:

1. Para intercambiadores que operan a temperaturas entre 0°C (32°F) y 399°C(750°F), la temperatura de diseño debe definirse como la máximatemperatura de operación esperada mas 14°C (25°F).

2. La mínima temperatura de diseño debe ser 66°C (150°F) paraintercambiadores operando por encima de 0°C (32°F).

3. Para intercambiadores que operan a 0°C (32°F) y a menores temperaturas,la temperatura de diseño debe definirse como la mínima temperatura deoperación esperada.

4. Cuando exista la posibilidad de exponer a los tubos, la placa de tubos y elcabezal flotante a la temperatura de entrada del fluido caliente, comoresultado de la perdida del medio enfriante, estos componentes deben serdiseñados para la máxima temperatura de operación esperada del fluidocaliente.

En el documento PDVSA–MDP– (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986,Sección 2) (Temperatura de Diseño, Presión de Diseño y Clasificación de Bridas)se presentan mayores detalles sobre el procedimiento a seguir para definir estacondición de diseño.

En ocasiones un enfriador está localizado inmediatamente después de unintercambiador, el cual ha sido provisto de un desvío. En esta situación, latemperatura y presión de diseño del enfriador deberán basarse en las condicionesde proceso, que prevalecerán cuando el desvío del intercambiador se encuentrecompletamente abierto. Una situación similar puede presentarse conintercambiadores colocados en series.

Para sistemas nuevos de agua de enfriamiento se debe utilizar una presión ytemperatura de diseño de 690 kPa man. (100 psig) y 66°C (150°F),respectivamente, a menos que existan otras instrucciones al respecto. En el casode sistemas existentes, se debe mantener consistencia. Estos valores sonnormalmente lo suficientemente altos para cubrir diferentes condiciones sin




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afectar considerablemente el costo. Si la presión de diseño de la carcaza es muybaja, la presión de diseño de los tubos (agua en el lado de los tubos) debería serreducida, si es posible tomando en consideración la presión de descarga de labomba y la distribución de las pérdidas. De esta manera, se evita un incrementoen la presión de diseño de la carcaza.

4.6.8 Arreglo de las corrientes

Los intercambiadores de carcaza y tubo, múltiples, se conectan usualmente enserie debido a la ventaja que se obtiene en la diferencia de temperatura efectiva,DTMe. La única razón para tener arreglos de unidades múltiples en paralelo esevitar exceder la caída de presión permitida. Los arreglos en paralelo se requierenfrecuentemente en servicios de vapor, tales como condensadores de tope. Esdeseable minimizar el número de carcazas conectadas en paralelo, ya que seevitan problemas de distribución, especialmente en aquellos servicios dondeocurre vaporización.

4.6.9 Tamaño de las boquillas y clasificación de bridas

A. Tamaño de las boquillas

Las boquillas de los intercambiadores que no sean de fabricación estándar, comopor ejemplo los intercambiadores de doble tubo, son del mismo tamaño de la líneaa la cual están conectadas. Debido a consideraciones de velocidad y caída depresión, el tamaño de las líneas y boquillas es usualmente más crítico en losservicios de vapor que en los de líquido. También se debería verificar el ∆P a travésde las boquillas en los servicios de caída de presión baja. No se deberían utilizarboquillas de diámetro mayor que 1/2 el diámetro del intercambiador por razonesmecánicas.

Los sistemas de tuberías alrededor de los intercambiadores, los cuales incorporanválvulas múltiples, especialmente aquéllos con válvulas de control de ∆P alto,deberían examinarse de manera crítica. En tales casos, se puede lograr un ahorrosustancial reduciendo el tamaño de las boquillas del intercambiador y de lasválvulas. Sin embargo, el tamaño de las boquillas no debería reducirse hasta elpunto en que la caída de presión a través de las boquillas sea excesiva o ocurranproblemas de golpeteo (Impingement Problems).

B. Clasificación de las bridas

Las bridas se clasifican de acuerdo a la temperatura y presión de diseño de cadauno de los lados del intercambiador y tomando en consideración la informaciónque se presenta en el documento PDVSA–MDP– (Pendiente) (Consultar MDPversión 1986, Sección 2). Las clases de bridas de entrada y salida pueden serdiferentes en un mismo intercambiador, si ocurre un calentamiento o enfriamientosuficiente dentro del mismo.




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4.6.10 Disposición de las unidades, localización de las boquillas y tuberías

A. Disposición de las unidades

Normalmente, los intercambiadores de calor se colocan horizontalmente. Sinembargo, éstos se pueden colocar verticalmente cuando se minimiza la deposición de sólidos (como por ejemplo, en los intercambiadores para gases dechimenea) y en el caso de los termosifones verticales, donde la vaporizaciónocurre en el lado de los tubos.

B. Localización de las boquillas

Se sugiere utilizar las siguientes reglas como una guía para localizar las boquillasde los intercambiadores:

1. Las corrientes que se calientan o vaporizan deberían fluir desde el fondo altope, independientemente que circulen por el lado de los tubos o de lacarcaza.

2. Las corrientes que se condensan deberían fluir desde el tope al fondo,independientemente de que circulen por el lado de los tubos o de la carcaza.

3. La dirección de flujo de las corrientes que se enfrían está de terminada porel costo de las tuberías.

C. Tuberías

La información sobre tuberías y válvulas en los enfriadores de agua ocondensadores se presenta en el documento PDVSA–MDP– (Pendiente)(Consultar MDP versión 1986, Sección 14).

4.6.11 Desvíos y válvulas de bloqueo

Los desvíos y las válvulas de bloque se utilizan en un intercambiador debido a unao más de las razones siguientes;

1. Control de proceso.– Cuando sea necesario controlar la transferencia decalor en un intercambiador, se debe utilizar uno de los siguientes esquemas:

a. Un desvío simple y 2 válvulas

b. Un desvío y una válvula de tres vías (o dos válvulas mariposa), la cualdivide el flujo entre le desvío y el intercambiador. Vea el documentoPDVSA–MDP– (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986,Subsección 12F) para más detalles al respecto.

Una válvula de tres vías es necesaria cuando la caída de presión a través delintercambiador es tan pequeña, que la cantidad de fluido que pasa a través deldesvío es insuficiente aún con el desvío completamente abierto.

2. Filtraciones.– En el caso de que las filtraciones en uno de los lados delintercambiador pudieran ocasionar una contaminación intolerable del otro




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fluido (tal como un intercambiador de vapores de cabecera/alimentación deuna torre de destilación), se debería instalar válvulas de bloqueo y ciegos quepermitan aislar la unidad que tiene filtraciones del resto del sistema. Además,se debería considerar la utilización de tubos soldados a la hoja de tubos uhojas de tubos dobles.

3. Mantenimiento.– Se pueden instalar válvulas de bloqueo y ciegos en amboslados del intercambiador (lado de la carcaza y de los tubos) que permitanremover temporalmente la unidad para mantenimiento.

Cuando se conocen las velocidades de ensuciamiento, y la limpieza es lo únicoque se considera para mantenimiento, la decisión de utilizar válvulas de bloqueoy desvío depende de un balance económico entre el incremento en área delintercambiador (o costo del tiempo que el intercambiador esté fuera de servicio)y las instalaciones requeridas para desvíos.

El haz de tubos del intercambiador puede ser limpiado sin sacarlo de la carcazao removiéndolo. El tiempo de limpieza y los costos se reducen cuando losdepósitos pueden removerse mediante acción o solución química. (ConsultarManual de Inspección de PDVSA, documento PI–10–01–02 y PI–20–01–00

/01 /02 /03 ). Cuando se emplea limpieza química, se requieren conexionesde 50 mm (2 pulg) (Consultar PDVSA–MID–EA–201–PR). Estas conexionesdeberían ser previstas en las boquillas del intercambiador.

Para la limpieza mecánica se necesita desmantelar la unidad; en el lado de lostubos, esto involucra remover el canal o la tapa del mismo, en el lado de la carcazase requiere remover la tapa de la carcaza y el cabezal flotante, cuando se utilicenherramientas rotatorias para la limpieza. Cuando se utiliza un chorro de agua a altapresión solamente se requiere remover el extremo del canal. El interior de lostubos puede limpiarse mecánicamente una vez que el haz haya sido removido dela carcaza. La limpieza mecánica del exterior del haz de tubos puede realizarsesolamente fuera de la carcaza. El tipo de mantenimiento a ser utilizado debe sercolocado en la hojas de especificación del intercambiador, ya que esto afecta eldiseño mecánico del equipo.

4.6.12 Requisitos especiales

1. Corrientes de cáustico.– Cuando un intercambiador maneja corrientesalcalinas, se debe indicar la concentración en la hoja de especificación. Estose requiere para determinar la necesidad de someter las soldaduras atratamiento térmico. Para mayor información, refiérase al Manual deIngeniería de Diseño PDVSA, en lo referente a consideraciones desoldaduras y metalurgia.

2. Localización del condensador en el piso.– La localización de uncondensador a nivel más bajo que el tambor de destilado (condensador




http://www.intevep.pdv.com/santp/mid/indice_mid.htm

http://www.intevep.pdv.com/santp/mid/indice_mid.htm

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“sumergido”), reduce la cantidad de acero que se requiere para la estructuray simplifica el mantenimiento. Sin embargo, en el caso de un tambor dedestilado a presión constante, el condensador sumergido causa un aumentoen la presión del sistema con respecto a los condensadores elevados; estose debe al cabezal estático de fluido en la línea que conecta al condensadorcon el tambor de destilado. Este incremento de presión determina un puntode ebullición más alto. Esto puede ser significativo en torres que operan apresiones bajas, en unidades que manejan materiales degradables con latemperatura y en torres con rehervidores, cuya temperatura de aproximaciónes baja, o que operan a una temperatura cercana a la crítica en el fondo dela torre.

3. Condensadores totales.– Todos los condensadores totales deberían estarlocalizados a nivel de piso, si el incremento en temperatura debido a lasumersión no es objetable. Cada intercambiador de carcaza y tubossumergido requiere de un venteo de 25.4 mm (1 pulg) (con válvula),conectado al área de vapor del tambor de destilado. Este venteo se utilizapara purgar los incondensables que puedan acumularse en la carcaza delcondensador, cubriendo el área de transferencia de calor.

4. Condensadores parciales.– El aumento de presión que se produce comoconsecuencia de la sumersión de algunos condensadores parciales esdespreciable. Esto se debe a que la densidad del efluente es baja. Sinembargo, la línea que conecta el condensador al tambor de destilado deberíadiseñarse para flujo bifásico anular o tipo atomizado (Spray) (Ver documentoPDVSA–MDP– (Pendiente) (Consultar MDP versión 1986, Sección 14). Laoperación de un condensador a diferentes condiciones trae como resultadoflujos de vapores diferentes a la salida del condensador. Esto puedeocasionar condiciones de flujo y presión inestables en la línea del efluente.

En aquellos sistemas donde estas unidades se utilizan para condensar losvapores de cabecera de una torre de destilación, la inestabilidad de flujo ypresión puede causar una mala operación de la torre, especialmente si éstatiene platos perforado o tipo chorro (“jet”). Por esta razón, se recomiendasumergir el condensador parcial solamente en aquellos casos donde el flujoy composición del efluente del condensador, durante todas las operacionesposibles, no varíe hasta el punto en que el flujo en la línea de salida delcondensador sea inestable. Para todos los otros casos donde elcondensador parcial se utiliza en una torre fraccionadora, se debería elevarel condensador por encima del tambor de destilado.

Los condensadores parciales en sistemas en los cuales los vapores segeneran por otros medios que no sean una torre de destilación, tales comoun reactor, se deberían ubicar por debajo del tambor de condensado, amenos que las condiciones inestables de flujo y presión en la línea delefluente del condensador causen problemas al proceso.




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5. Condensadores sin tambor de destilado.– Debido a que estoscondensadores no utilizan tambores de destilado para la separaciónlíquido–vapor, existen requerimientos especiales de diseño necesarios parala operación adecuada de estas unidades. Estos requerimientos de diseñoafectan el tamaño del condensador y la línea de succión de la bomba. En eldocumento PDVSA–MDP–05–E–02, se presenta información específicasobre el diseño de estos equipos.

4.7 Consideraciones de diseño para intercambiadores de tubo ycarcaza

4.7.1 Número de carcazas

El número total de carcazas necesarias para un intercambiador es generalmentefijado por la magnitud de la diferencia que existe entre la temperatura de salida delfluido caliente y la temperatura de salida del otro fluido. Esta diferencia es conocidacomo “la extensión del cruce de temperatura”. El “cruce”, además de otrasvariables que se discuten en la Subsección 4.6, determinan el valor de Fn,denominado factor de corrección de temperatura; este factor debe siempre serigual o mayor que 0.80. (El valor de Fn disminuye lentamente entre 1.00 y 0.80,pero luego decrece rápidamente hasta alcanzar un valor cercano a cero. Un valorde Fn menor que 0.80 no puede predecirse con exactitud a través de la informaciónque frecuentemente se usa en diseño de procesos). En un intercambiador de unasola carcaza, Fn es por lo menos 0.80 cuando la diferencia de temperatura es 0°C(0°F). Incrementar el número de carcazas permite aumentar la extensión del crucey/o el valor de Fn.

El número total de carcazas también depende de la superficie total requerida,debido a que el tamaño del mismo está usualmente limitado con respecto almanejo de fluidos. Si no hay restricciones locales debido a la capacidad en elmanejo del haz de tubo o del equipo de limpieza, el área máxima por carcaza estáusualmente limitado a una unidad con una carcaza de un diámetro interno de 1219mm (48 pulg) o un haz de tubo de 13.6 t (15 short tons). (Estas limitaciones no seaplican necesariamente a intercambiadores de lámina de tubo fijos). La limitacióndel diámetro de la carcaza resulta en la siguiente aproximación del número detubos (NT) y el área por carcaza (As), para un intercambiador de 4 pases por lostubos con cabezal flotante fijo y tubos sencillos:




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DiámetroExterno de

tubos

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Arreglo Triangular de TubosÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Arreglo Cuadrado de tubos


DE mm ÁÁÁÁÁÁ

NT ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁAs, 4.88 mÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁAs, 6.10 mÁÁÁÁ

ÁÁÁÁNTÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

As, 4.88 mÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁAs, 6.10 m


19.05 ÁÁÁÁÁÁ

1570 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


553 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

1850ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


650


25.4 ÁÁÁÁÁÁ







38.1 ÁÁÁÁÁÁ






355

NOTA:

Para llevar mm a pulg, dividir por 25.4Para llevar m a pie dividir por 0.3048

En casos especiales, como rehervidores e intercambiadores de placa de tubos fija,se usan, ocasionalmente, grandes áreas por carcaza. (áreas hasta de 2300 m2

(25000 pie2) han sido usados en intercambiadores de placa de tubos fija). Paraestos casos se debería consultar individualmente con las refinerías o el clienteparticular, para ver si éstas están equipadas para manipular carcazas y haces detubos de gran tamaño.

4.7.2 Selección de los Tubos

1. Tipos.–Comúnmente, los tubos para intercambiadores están disponiblescon superficie lisa o aleteada. (Existe una gran variedad de tubos especialesdisponibles, pero estos tubos especiales son raramente usados, porconsiguiente no son discutidos en este documento). La selección de lasuperficie está basada en la aplicación, disponibilidad y economía delsistema.

Los intercambiadores convencionales de tubo y carcaza usan tubos desuperficie lisa. Estos están disponibles en cualquier tipo de material usadoen la fabricación de intercambiadores y vienen en una gran diversidad deespesores. Este tipo de tubos es apropiado para todo tipo deintercambiadores de tubo y carcaza.

En el caso de tubos con aletas pequeñas, las aletas incrementan 2 1/2 vecesel área del tubo liso. Los tubos aleteados deben ser usados donde éstos seaneconómicos para aquellos servicios con un factor de ensuciamiento en ellado de la carcaza de 0.00053 m2°C/W (0.003 hpie2°F/BTU) o menos. Estalimitación debe ser impuesta hasta que se tenga experiencia adicional conel “ensuciamiento de las aletas”, en los casos que se espere un mayorensuciamiento. Las aletas pequeñas nunca deben ser usadas en serviciosdonde la tasa de corrosión exceda 0.05 mm/año (2 mils/año); puesto que lavida de las aletas se reducirá a 3 años o menos. Debido a que los tubosaleteados cuestan entre 50 y 70% más que los tubos lisos (tomando la mismalongitud y espesor de pared), se requiere que el cociente entre la resistenciatotal interna sea de 3 veces ó más, basado en tubos lisos, para justificar los




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tubos aleteados. Esta relación frecuentemente se presenta en rehervidorescalentadores, enfriadores de agua y condensadores operando con fluidosorgánicos.

Para una relación menor que 3, los tubos aleteados pueden ser una buenaselección económica, si ésta implica el requerimiento de menor número decarcazas que el utilizar tubos lisos. Los tubos aleteados son tambiénparticularmente útiles para eliminar cuellos de botellas, expansionesutilizando carcazas existentes, y en casos donde el satisfacer el mínimoDiámetro del haz de tubo es de mayor interés que el costo mismo.

Los métodos para el cálculo de los coeficientes de transferencia de calor ylas caídas de presión, aplicables a tubos aleteados, se presentan en eldocumento PDVSA–MDP–05–E–02.

2. Longitud.– La selección de la longitud del tubo es afectada por ladisponibilidad y el costo del mismo. Mundialmente las longitudes de tubo nomayor de 7.3 m (24 pie) son fáciles de obtener. Tubos más largos (hasta de12.2 m (40 pie) para acero al carbono y 21.3 m (70 pie) para aleaciones decobre) pueden encontrarse en los Estados Unidos. Sin embargo, 6.1 m (20pie) de longitud de tubo es la medida comúnmente preferida en las refineríasde la IPPCN.

El costo del área superficial del intercambiador depende sobre todo de lalongitud del tubo. Mientras más largo sea el tubo, el diámetro del haz de tubodecrece para la misma área considerada. El ahorro resulta en la disminucióndel costo de las bridas de la carcaza, con un incremento nominal en el costopor una carcaza más larga. En los límites prácticos, la longitud del tubo notiene penalidades en el costo a menos que ésta exceda de 7.3 m (24 pie) paraacero y 9.1 m (30 pie) para aleaciones de cobre.

Una desventaja del uso de tubos largos en unidades (como condensadores)colocadas en estructuras, es el incremento en el costo por requerimientos deplataforma más grandes y estructuras adicionales. Haces de tubos máslargos también requieren mayor área para el lado de éstos, y porconsiguiente esto aumenta el área requerida para la planta.

3. Diámetro y espesor de pared.– Los tubos de intercambiadores sonsuministrados sobre la base de un mínimo o un promedio de espesor depared y un diámetro nominal. para los tubos de intercambiadores, el diámetronominal del tubo es el diámetro externo, el cual es fijo. El diámetro internovaría con el espesor nominal de la pared del tubo y la tolerancia del espesorde pared. El mínimo espesor de la pared del tubo debe tener sólo toleranciaspositivas, por consiguiente, el mínimo espesor es el espesor nominal de lapared del tubo. En el caso que la base sea el espesor promedio de la pareddel tubo, la tolerancia puede ser positiva o negativa, por tanto el espesor realde la pared puede ser mayor o menor que el espesor nominal. La tolerancia




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permisible varía en función del material del tubo, Diámetro, y el método defabricación de éste.

En la Tabla 7 se presentan los datos de tubos de intercambiadores y en laTabla 8 la conductividad térmica de tubos de intercambiadores.

Usualmente se compra intercambiadores de calor en base a un promedio oa un mínimo de espesor de pared de tubo. Sin embargo, el espesor de pared,incluyendo tolerancia, no debe ser el más delgado que el espesorespecificado en la hoja de especificación del intercambiador. El efecto delespesor sobre la caída de presión se discute en la parte de “caída de presión”en esta subsección, en el punto 4.7.7.

Los siguientes diámetros y espesores son los preferidos enintercambiadores fabricados mediante el laminado de tubos dentro de placasde tubo, para los servicios indicados.

a. Servicio de agua – Tubos no ferrosos: 19.05 mm (3/4 pulg) DE con1.65 mm (0.065 pulg) de espesor de pared.

b. Servicio de aceite – Tubos ferrosos:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

DE ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Espesor mínimo depared


Severidad del servicioÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

mmÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pulgÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

mm(1)(2)

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pulg


Limpio o sucio(<0.00053), levementecorrosivo


19.05ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

3/4ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

2.11ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

0.083


Limpio o sucio(<0.00053), corrosivo


19.05ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

3/4ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(3)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(3)


Extremadamente sucio(�0.00053), levementecorrosivo



1ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(3)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(3)


Extremadamente sucio(�0.00053), corrosivo



1 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(3) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(3)

c. Servicios generales – Tubos de aleaciones:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁSucio o limpio (<0.00053)

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ19.05

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ3/4

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ1.65

ÁÁÁÁÁÁÁÁ0.083ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Extremadamente sucio(�0.00053)


25.40ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

1ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


0.083

NOTAS:

1. Cuando se especifican tubos aleteados, se requiere tener el diámetro externo (DE) de la porciónque no tiene aletas y el espesor de la pared de la sección que tiene aletas. A pesar que el espesor




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del tubo en la porción de aletas es de un espesor nominal estándar, el efecto de la tolerancia ensu fabricación puede dar resultado a una pared más delgada. Este es un mínimo de espesor depared.

2. Los tubos pueden ser suplidos en base al promedio o al mínimo espesor de pared, sin embargo,los espesores de pared tabulados representan el espesor mínimo aceptado.

3. Ver documento PDVSA–MID–EA–201–PR para el espesor mínimo en función de la velocidadde corrosión y servicio.

Diseños con diámetros pequeños (16 a 25 mm (5/8 a 1 pulg.)) son mascompactos y mas económicos que aquellos con con diámetros mayores,aunque estos últimos podrían ser apropiados en casos donde se requierenbajas caídas de presión. En la IPPCN, el diámetro de tubo mas pequeño ynormalmente usados es 19 mm (3/4 pulg.), reservándose los tubos de 25 mm(1 pulg) para servicios muy sucios, con gran tendencia a la formación dedepósitos, porque tubos mas pequeños resultarían imprácticos paralimpiarlos mecánicamente. En los intercambiadores de películadescendentes y vaporizadores, generalmente, se usan tubos de 38 a 50 mm(1 1/2 a 2 pulg.).

Algunas refinerías pueden sugerir excepciones a esta lista por duplicarunidades existentes o por afectar las períodos de limpieza deintercambiadores.

4. Insertado de tubos.– Los insertados de tubos son piezas cortas incrustadasen el borde de la entrada del tubo. Estas son usadas para evitar la erosióndel tubo causada por la turbulencia formada a la entrada de éste,especialmente cuando se trabaja con fluidos que contienen sólidos. Cuandoes definitivo que los tubos van a estar sometidos a la erosión por sólidos enel lado interno de los mismos, los insertados de tubos deben serespecificados. El material de construcción, la longitud y el espesor deberíanser dados. También los insertados de tubos son ocasionalmente usados enservicio de agua de enfriamiento, para prevenir el ataque de oxígeno a laentrada o salida del tubo. Los insertados deben ser cementados en sitio.Estos no deben ser utilizados si se va a usar contrafuego.

4.7.3 Tipos de cabezal

Refiérase a la Figura 3., para una ilustración de los tipos más comunes decabezales TEMA. La Tabla 9 presenta los criterios de selección para varios tiposde cabezales.

1. Cabezal fijo o anterior.– El cabezal anterior fijo de intercambiadores de tuboy carcaza es comúnmente llamado canal. A continuación se indican los tiposmás comunes de cabezales fijos TEMA y sus aplicaciones:

a. Tipo A – Este tipo de cabezal presenta un canal removible con unaplancha de cubierta también removible. El cabezal es usado con placade tubo fija, tubos en U y con diseños de intercambiadores de haz




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removible. Este tipo de cabezal es el más común entre los cabezalesfijos.

b. Tipo B – Este tipo de cabezal presenta un canal removible con unacubierta integral. El cabezal es usado con placa de tubo fija, tubo enU y con diseños de intercambiadores de haz removible. Este tipo decabezal es normalmente usado sólo cuando el factor deensuciamiento en el lado del tubo es menor que 0.00035 m2°C/W(0.0020 hpie°F/BTU) con limpieza química específica.

c. Tipo C – El canal con cubierta removible es integral con la placa detubo. Existen dos variedades de cabezales tipo C disponibles. En una,el canal viene pegado a la carcaza con una conexión de brida y esusada para tubos en U y haces removibles. En la otra, el canal esintegral con la carcaza y es usada con diseños de placa de tubo fija.El uso de cabezales tipo C con tubos en U y haces removibles no esrecomendable, pues el canal es integral con el haz de tubo y estocomplica su mantenimiento.

d. Tipo D – Este tipo de cabezal es especial para presiones altas, se usacuando la presión de diseño en el lado de los tubos excede 6900 kPaman. (1000 psig), aproximadamente. El canal y la placa de tubo tienenconstrucción forjada integral. La cubierta del canal está sujeta portornillos especiales de alta presión.

2. Cabezal posterior.– La nomenclatura TEMA de cabezales posterioresdefine el tipo de haz de tubo del intercambiador. Los cabezales posterioresmás comunes son:

a. Tipo L – Este tipo de construcción es similar al cabezal anterior fijo tipoA. Es usado en intercambiadores de placa de tubo fijo, cuando serequiere limpieza mecánica de los tubos.

b. Tipo M – Este tipo de construcción es similar al cabezal anterior fijo tipoB. Es usado en intercambiadores de placa de tubo fijo.

c. Tipo N – Este tipo de construcción es similar al cabezal anterior fijo tipoC. Es usado en intercambiadores de placa de tubo fijo.

d. Tipo P – Este tipo de cabezal es llamado cabezal flotante empacadoexternamente. Este diseño es integral y está formado por un canalposterior y placas de tubo con empaquetamiento sellador de juntascontra la carcaza. Este cabezal no se usa normalmente debido a quelas juntas con empacaduras tienen tendencia a gotear. Este nuncadebe ser usado con hidrocarburos o con fluidos tóxicos en el lado dela carcaza.




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e. Tipo S – Este modelo es construido con una placa de tubo flotanteentre un anillo dividido y una cubierta de placa de tubo. El ensambladode la placa de tubo se puede mover libremente dentro de la cubiertade la carcaza. (La cubierta de la carcaza debe ser de diseño removiblepara permitir el acceso al ensamblado del cabezal flotante). A menosque las filiales de PDVSA prefieran un cabezal diferente, este tipo decabezal posterior es recomendable para uso con diseño de haces detubos removibles.

f. Tipo T – Este tipo es construido con placa de tubos flotante atornilladasa la cubierta de la placa de tubo. Este tipo puede ser usado concubierta de carcaza integral o removible (común). Muchas filialesprefieren este tipo de cabezal posterior con diseños de haces de tubosremovibles debido a la facilidad en el alado del haz para hacerlemantenimiento.

g. Tipo U – Este tipo de cabezal indica la construcción del haz de tubo contubos en U.

h. Tipo W – Este es un diseño de cabezal flotante el cual utiliza junta conempacadura con el fin de separar el fluido del lado del tubo y el fluidodel lado de la carcaza. El empaquetamiento es comprimido contra laplaca de tubo por los tornillos de las juntas que sostienen la cubiertade la parte posterior de la carcaza. Este diseño no es usadonormalmente porque las juntas de empaquetamiento tienen tendenciaa gotear. Este cabezal nunca debe ser usado con hidrocarburos o confluidos tóxicos en los tubos o en la carcaza.

4.7.4 Haces de tubos

1. Tipos.– Los haces de tubos son designados con la nomenclatura TEMAusada para cabezales posteriores. Refiérase a la Figura 3., para unailustración de los tipos más comunes de cabezales posteriores TEMA.

Diseño de placa fija de tubo (Cabezal Posterior TEMA, tipos L, M o N) – Losintercambiadores de placa fija de tubos tienen las dos placas de tubospegadas directamente a la carcaza y son los intercambiadores máseconómicos para diseño de baja presión. Este tipo de construcción deintercambiadores debe ser considerado cuando la limpieza del lado de lacarcaza o inspección de esta no es requerida, o cuando la limpieza químicaes posible. El diferencial de expansión térmica entre los tubos y la carcaza,limita la aplicación a diferencias moderadas de temperaturas (Una junta deexpansión puede ser requerida cuando exista una diferencia de más de 28°C(50°F) entre la temperatura promedio del metal del tubo y la temperaturapromedio del metal de la carcaza). Para aquellos servicios que requieran deuna junta de expansión, los haces de tubo tipo U pueden ser máseconómicos.




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En algunos casos, las placas de tubo fijo soldado no pueden ser usadas enconstrucción debido a posibles problemas con la soldadura entre la placa detubo y la carcaza. Por esta razón algunas combinaciones de materiales, talescomo acero al carbón con aluminio o con cualquier aleación alta de cobre,eliminan el uso de placas de tubo fija.

Diseño de tubos en U (Cabezal posterior TEMA, tipo U) – Losintercambiadores de tubo en U representan el diseño más simple,requiriendo sólo una placa de tubo y no juntas de expansión de sellos. Estediseño permite la expansión térmica de los tubos. Los intercambiadores detubo en U son las unidades menos costosas para diseños, que envuelvanservicios de alta presión en el lado del tubo. El haz de tubos puede serremovido de la carcaza, pero reparar o substituir uno de estos tubos (exceptolos que están en la parte de afuera del haz) es imposible.

La superficie externa del haz de tubo se limpia mecánicamente; pero lalimpieza interna de los tubos puede ser mecánica o química, dependiendodel factor de obstrucción. Cuando el lado del tubo tiene un factor deobstrucción que excede 0.000176 m2°C/W (0.0010 hpie2°F/BTU) se prefierela limpieza química. Sin embargo, es posible la limpieza mecánica conterminales de mecha flexible. Construcciones de tubos en U no son usadas(excepto en enfriadores de agua) cuando el factor de ensuciamiento del ladodel tubo excede 0.00035 m2°C/W (0.0020 hpie2°F/BTU).

A pesar de que la porción de codos en U en el haz de tubo provee área parala transferencia de calor, esta no es efectiva si la comparamos con lasuperficie de área provista en la parte recta del tubo. Por esta razón cuandose calcula el área efectiva de transferencia de calor para haces de tubo enU, sólo se considera la superficie de área de las porciones rectas del tubo.

Diseño de cabezal flotante con haz de arrastre continuo (Pull–throughFloating Head Design, Cabezal posterior TEMA, tipo T) – Losintercambiadores de cabezal flotante con haz de arrastre continuo tienen unaplaca de tubo fija en el final del canal y una placa de tubo flotante con uncubierta en la parte posterior. El haz puede ser removido fácilmente de lacarcaza desarmando sólo la parte delantera de la cubierta. La brida delcabezal flotante y el diseño del perno requieren, entre el haz y la carcaza,un espacio muerto relativamente grande, el cual aumenta a medida que lapresión de diseño aumenta. Debido a este espacio muerto, el haz de tubo dearrastre continuo tiene menos tubos por carcaza que otros tipos deconstrucción. El espacio muerto entre el haz y la carcaza decrece lacapacidad de transferencia de calor de la carcaza; por esta razón, éste debeser bloqueado por bandas de sello o válvulas inactivas para reducir lacomunicación lateral del fluido en la carcaza. La limpieza mecánica del ladodel tubo y de la carcaza es posible de hacer.




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Diseño de cabezal flotante de anillo divisorio (Split–Ring Floating HeadDesign, Cabezal posterior TEMA tipo S) – Un intercambiador con cabezalflotante de anillo divisorio tiene placa de tubo fijo en el final del canal y unaplaca de tubo flotante que está entre un anillo divisorio y una cubiertaseparada. El ensamblado del cabezal flotante se mueve dentro de la cubiertade carcaza, la cual tiene un Diámetro mayor que el de la carcaza. Para sacarel haz de la carcaza, las partes anterior y posterior de las cubiertas decarcaza y la placa de tubo flotante deben ser retiradas. Este requerimientoes la desventaja más grande del diseño de anillo divisorio, pues estoaumenta considerablemente el requerimiento de horas–hombre para sacarel haz de tubo. La limpieza mecánica de la carcaza y del lado del tubo esposible de hacer. Los diseños de cabezal flotante de anillo divisorio son unacompra magnífica, cuando se considera hacer todas las reparaciones delhaz en el campo.

Diseño de cabezal flotante empacado externamente (Outside PackedFoating Head Design, Cabezal posterior TEMA, tipo P o W) – Existen dosvariaciones de diseño de cabezal flotante empacado externamente. Unatiene anillo de cierre hidráulico, TEMA W, y la otra caja de estopa, TEMA P.En el diseño TEMA W, el cabezal flotante se desliza contra el empaque delanillo hidráulico el cual está comprimido a su vez entre la brida de la carcazay la cubierta de ésta. El diseño TEMA P es similar al tipo de diseño TEMA W,excepto que el sello se hace contra una extensión de la placa de tubo flotantey la cubierta está pegada a la extensión de la placa de tubo por un anillodivisorio. Ninguno de estos diseños son especificados normalmente por lasrefinerías de la IPPCN debido a que la empacadura tiene tendencia a gotear,permitiendo así el escape de fluido a la atmósfera. Este tipo de diseño nuncadebería ser usado con hidrocarburos o fluidos tóxicos.

2. Arreglos de tubos (Tube Layout).– Existen cuatro tipos de arreglos detubos con respecto a la dirección transversal entre los bordes de losdeflectores en el lado de la carcaza: cuadrado (90°), cuadrado rotado (45°),triangular (30°) y triangular rotado (60°). Estos 4 tipos están ilustrados en laFigura 4. del apéndice.

El arreglo triangular de 60° es poco usado, debido a que sus característicasde transferencia de calor son bajas comparado con la alta caída de presión.Sin embargo, ocasionalmente algunos proveedores siguen usando estearreglo.

Para todos los intercambiadores (excepto rehervidores con flujo de calormayor que 19000 W/m2 (6000 BTU/hpie2) con un factor de ensuciamiento de0.00035 m2°C/W (0.002 hpie2°F/BTU) o menor, se prefiere el uso dearreglos triangulares de 30°, suponiendo que el sucio acumulado se puedalimpiar con químicos. Un intercambiador con arreglo triangular cuesta menospor metro cuadrado y transfiere más calor por metro cuadrado que uno con




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arreglo de tubo cuadrado a 90° ó 45°. Por esta razón, cuando se puedeaplicar, el arreglo triangular es el preferido.

Los arreglos de tubos cuadrados y en cuadrado rotado deberían serespecificados para todos los intercambiadores que tengan un factor deensuciamiento en el lado de la carcaza mayor de 0.00035 m2°C/W (0.002hpie2°F/BTU), cuando la limpieza mecánica del lado externo de los tubos esrequerida o exigida por la refinería; y cuando exista un flujo de calor, enrehervidores, mayor de 19000 W/m2 (6000 BTU/hpie2). Arreglos de tubos encuadrado rotado son preferidos cuando existe flujo laminar, debido a que elcoeficiente de transferencia de calor es incrementado por la turbulenciainducida presente en el arreglo. Cuando existe flujo turbulento,especialmente para casos limitados por la caída de presión, el arreglo detubos en cuadrado son preferibles, debido a que el coeficiente detransferencia de calor es equivalente al del arreglo en cuadrado rotado, perocon menos caída de presión.

El arreglo de tubos para haces removibles pueden ser en cuadrado (90°), encuadrado rotado (45°) o triangular (30°). Haces no removibles(intercambiadores de placa de tubo fija) usan siempre arreglos triangular(30°C).

3. Espaciado de tubos (Tube Pitch).– El espaciado de los tubos (PT) es ladistancia de centro a centro entre tubos adyacentes (Ver Figura 4.). Losespaciamientos comúnmente usados se calculan como 1.25 veces eldiámetro externo del tubo, así tenemos :





Recomendacióndel mayor

espesor de



Triangular ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

CuadradoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

paredÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁ

mmÁÁÁÁÁÁÁÁ

pulgÁÁÁÁÁÁ

mmÁÁÁÁÁÁ

pulgÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

mm ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pulgÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

1. 19.05 mm DE delos tubos

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


15/16ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



0.095

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

2. 19.05 mm DE delos tubos

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

25.40ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



0.109


3. 25.4 mm DE de lostubos

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


1 1/4ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


1 1/4ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


0.134


4. 38.1 mm DE de lostubos

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1 7/8ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




0.165




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Recomendacióndel mayor

espesor de



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5. Para tubos con el diámetro externo mayor que 38.1 mm (1 1/2 pulg), use1.25 veces el diámetro externo.ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

6. En rehervidores de tipo marmita donde la presión es menor que 345 kPamanométricas (50 psig) y el flujo de calor es mayor que 31500 W/m2 (1BTU/hpie2) use 9.5 mm (3/4 pulg) de espaciamiento entre los tubos.

Los arreglos triangulares de tubos de 19.05 mm DE (3/4 pulg), deberían tenerun espaciado de 23.81 mm (15/16 pulg), a menos que está limitado por elespesor de pared requerido. La columna “Recomendación del mayorespesor de pared” está basada en la máxima distorsión permisible de laplaca de tubo; resultante del rotamiento del tubo indicado hacia la placa detubo la cual tiene el mínimo ancho de ligamento permitido en los espaciadoscorrespondientes. El ligamento es aquella porción de la placa de tubo entredos huecos de tubos adyacente.

4. Deflectores (Baffles).– La trayectoria del fluido contenido en la carcazadepende del tipo y arreglo de los defectores. En algunos casos el patrón deflujo afecta considerablemente la transferencia de calor, mientras que enotros carece de importancia, por ejemplo en intercambiadores concondensación o cuando el valor del coeficiente de transferencia de calor dellado de la carcaza excede consideradamente al correspondiente del lado delos tubos. La mayoría de los deflectores cumplen con dos funciones: (1)direccionar el flujo según la trayectoria deseada y (2) soportar los tubos yprevenir vibración.

Los tipos de deflectores mas conocidos son: transversales, longitudinales yde ventana; los cuales se describen a continuación.

a. Deflectores transversales (Crossflow Baffles)– Los deflectorestransversales soportan a los tubos, restringen la vibración de éstos porchoque con el fluido y direccionan el flujo, en el lado de la carcaza,transversalmente al haz de tubos (perpendicular al eje de los tubos);proporcionando un alto grado de turbulencia y un alto coeficiente detransferencia de calor, pero incrementando la caída de presión. Dentrode este tipo de deflectores el mas conocido y eficiente es el desegmento. Este tipo de deflector se muestra en la Figura 5.

El corte del deflector es la porción del deflector “cortada” parapermitir el flujo a través del deflector. El tamaño de este corte afectael coeficiente de transferencia de calor y la ciada de presión. Para los




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deflectores de segmento, esta porción es expresada en porcentaje yviene dada como el cociente entre la altura del corte y el Diámetro dela carcaza. Usualmente, los cortes de los deflectores de segmento sonde aproximadamente 25% de su área, aunque el máximo cortepráctico para los soportes de tubos es aproximadamente 48%.Trabajos realizados (en una sola fase) por Heat Transfer ResearchInst. (HTRI) en deflectores de segmento, indican que el rango de corteóptimo es de 15 a 30%, con 25%. como el óptimo. Un corte mayorresultaría en una pobre distribución de flujo con espacios muertosdetrás del deflector y disminución de la ciada de presión y delcoeficiente de transferencia. Un corte menor se traduciría en una altavelocidad del fluido en el corte con incremento de la caída de presión,e igualmente existirían espacios muertos y remolinos detrás deldeflector.

El espaciado del deflector, es el espacio longitudinal entredeflectores con una precisión hasta de 6 mm (1/4 pulg). A menorespaciado del deflector, mayor coeficiente de transferencia y mayorcaída de presión; por lo que esta distancia debe definirse de maneratal que permita una alta velocidad y un alto coeficiente transferenciadentro de los limites permisibles de caída de presión; es decir, hacíaun diseño óptimo del intercambiador. El espaciado máximo deldeflector no debe exceder al diámetro de la carcaza y debe seradecuado para proporcionar soporte a los tubos y prevenir la posiblevibración de los mismos. Esta dimensión es definida en el TEMA comomáximo tramo sin soporte (“maximum unsoported span”); siendo losvalores recomendados una función del tamaño del tubo y, para flujossin cambio de fase, del diámetro de la carcaza. Si no existe cambio defase en el fluido del lado de la carcaza, el espaciado de deflector nodebe exceder el diámetro interno de la carcaza; de otra manera elfluido tendría que fluir paralelo a los tubos, en vez de perpendicular,produciendo así un coeficiente de transferencia de calor mucho másbajo. Cuando se tiene condensación o vaporización, el máximoespaciado de deflectores es solamente función del diámetro del tubo.

El mínimo espaciado de deflectores, requerido para mantener unabuena distribución de flujo, es el 20% del Diámetro interno de lacarcaza pero no menor de 50 mm (2 pulg). Un espaciado de deflectormuy pequeño obliga al fluido en la carcaza a desviarse, produciendoasí una disminución en el coeficiente de transferencia de calor.

La orientación de los cortes del deflector depende del tipo de fluido,del arreglo de tubos y del servicio.

Cuando el arreglo de tubos es cuadrado o cuadrado rotado se debentomar en consideración los siguientes aspectos:




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• En condensadores, vaporizadores y unidades que contenganfluidos con sólidos suspendidos, la orientación del corte debe servertical. En esta forma se minimiza la formación de “bolsas”, lascuales actuarían como trampas de vapor o sedimentos,reduciendo así el área de transferencia de calor.

• La orientación de los cortes del deflector debe ser horizontalcuando el fluido en el lado de la carcaza no tiene sedimentos y estásiendo enfriado sobre un rango amplio de temperatura (100 a175°C (200–300°F)) en una sola carcaza. Esto evita laestratificación del fluido.

• La orientación de los cortes del deflector puede ser también a unángulo de 45° con respecto al nivel del suelo. Esta posición esconocida como “on the bias”.

En arreglos triangulares de tubos (30°), la orientación de los cortes deldeflector se define en base a:

• Cuando el fluido libre de sedimentos en el lado de la carcaza estásiendo enfriado sobre un amplio rango de temperatura (100 a170°C (200–300°F)) en una sola carcaza, la orientación de loscortes debe ser horizontal para así evitar estratificación del fluido.

• Para cualquier otro servicio el corte debe ser vertical.

b. Deflectores longitudinales– Este tipo de deflectores son usadospara dividir la carcaza en dos o mas secciones, creando carcazasmultipasos. Deben usarse soldados a la carcaza y a la placa de tubospara evitar que el fluido filtre a través del collado entre el deflector y lacarcaza, lo cual disminuiría la eficiencia de la operación detransferencia de calor.

Debido a las dificultades encontradas para realizar un buen procesode soldadura, cuando se requieren carcazas multipasos resulta maseconómico usar carcazas separadas por cada paso; a menos que eldiámetro de la carcaza sea lo suficientemente grande que permitasoldar con facilidad el deflector a la carcaza.

c. Deflectores de ventanas– Cuando en un intercambiador se requierabaja caída de presión en la carcaza, por ejemplo en el manejo degases, el uso de deflectores de flujo transversal resulta impráctico. Eneste caso deben usarse deflectores de flujo paralelo, conocidos comodeflectores de ventana.

La función principal de los deflectores de ventana es soporte de lostubos mientras permiten al fluido fluir paralelo a los tubos. Dentro deeste tipo de deflectores el mas conocido y eficiente es el de segmento




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doble (llamado también disco modificado o corona), el cual se muestraen la Figura 5.

Adicionalmente, los deflectores de círculo lleno son usadosocasionalmente para soportar los tubos en los rehervidores tipomarmita.

El corte de los deflectores de segmento doble es expresado enporcentaje y viene dado con el cociente entre el área de la ventana deldeflector y el área de la sección transversal del intercambiador.Normalmente, las áreas de los huecos centrales en los deflectoresdobles son iguales y cubren 40% del área de la sección transversal delintercambiador. Esto permite un solapamiento de deflectores deaproximadamente 10% del área de la sección transversal en cada ladodel intercambiador. Sin embargo, el solapamiento debe ser suficientepara que por lo menos una fila de tubos sea soportada por segmentosadyacentes.

El espaciado de este tipo de deflectores es aproximadamente igual alespaciado máximo permisible. Espaciamientos menores resultaríanen flujo transversal, lo cual sería contrario al objetivo de este tipo dedeflectotes. Igualmente, para carcazas grandes (mayores de 1016mm (40 pulg.)), el deflector es dividido en tiras para reducir el flujotransversal.

5. Banda de sello.– Las bandas de sello son planas y de metal. Estasextienden el largo de la carcaza para prevenir que el fluido de la carcaza fluyaa través del espacio entre el haz de tubo y la cara interna de la carcaza. Labanda de sello está ubicada entre los bordes de deflectores adyacentes, enel espacio entre el haz y la carcaza. La Figura 7. muestra una banda de sellotípica. Normalmente, las bandas de sello son instaladas en par, una bandade cada lado del haz.

Las bandas de sello normalmente son instaladas en haces de arrastrecontinuo debido que el espacio entre el haz de tubo y la carcaza es bastantegrande (50 a 125 mm (2 a 5 pulg)). también son instalados en otros tipos dehaces de tubo cuando el espacio entre los tubos de afuera y la carcazaexceden la mitad del espaciado de tubo. Las bandas de sello no son usadasen rehervidores de tipo marmita o en unidades con condensación isotérmicaen el lado de la carcaza.

6. Boquilla de entrada y deflector de choque.– Los deflectores de choqueson requeridos en las boquillas de entrada del lado de la carcaza, paraproteger el haz contra el choque del fluido cuando: (a) se está condensando,(b) es una mezcla de vapor y líquido, (c) es material abrasivo continuo, o (d)está entrando a alta velocidad. Adicionalmente, TEMA requiere protecciónde choques para el haz cuando los valores de ρV2 (densidad del fluido, kg/m3,por la velocidad al cuadrado m2/s2) excede:




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a. 2250 kg/ms2 (1500 lb/pie.s2) para fluidos no corrosivos, no abrasivosy de una sola fase.

b. 750 kg/ms2 (500 lb/pie.s2) para otros tipos de fluidos, especialmentepara fluidos en su punto de ebullición.

Para flujo bifásico, la densidad se calcula como la densidad homogéneagas–líquido.

También, el área mínima de entrada del haz debe ser igual o exceder el áreade la boquilla de entrada, y no debe producir un valor de ρV2 mayor que 6000kg/ms2 (4000 lb/pie.s2) (TEMA). Para poder mantener la cuenta máxima detubos, la placa de choques está algunas veces ubicada en la abertura de lasboquillas en forma cónica o en el domo arriba de la carcaza. El material dela placa de choque debe ser por lo menos tan bueno como el de los tubos.

7. Intercambiabilidad de haces de tubos.– En cualquier proyecto existe unincentivo para estandarizar los diseños de haz de tubo, de esta manera sereducen los gastos de la refinería en mantener inventario de repuestos dehaces y otras partes de intercambiadores. A pesar que se desea laestandarización, no es fácil de controlarla de proyecto a proyecto debido aque la fabricación de los intercambiadores pueden no ser hechas por elmismo fabricante. No se considera deseable sobre diseñar unintercambiador de calor por el sólo hecho de tener intercambiabilidad de haz,a menos que el área superficial requerida sean aproximadamente iguales(dentro del 5%) y las presiones y temperaturas de diseño sean similares.

Los haces de tubos deben ser del mismo diseño general y deben tener elmismo diámetro de las placas de tubo para ser físicamente intercambiables.Las placas de tubo deben también tener la misma ranura para las particionesdel paso, a pesar de que las dos unidades están diseñadas para diferentesnúmero de pasos. De la misma manera los espaciados de deflectores nonecesitan ser iguales a menos que esto se desee, para mantener así laintercambiabilidad térmica o para mantenerse dentro del rango de caída depresión permisible.

4.7.5 Diseño de carcaza

1. Carcaza de un paso (TEMA E).– La carcaza de un paso es la construcciónmás comúnmente usada para intercambiadores de tubo y carcaza. Lasboquillas de entrada y de salida están ubicadas en extremos opuestos oadyacentes de la carcaza, dependiendo del número y tipo de deflectoresusados. En la Figura 6.a se ilustra un intercambiador típico de deflectoressegmentados horizontalmente y carcaza de un paso.

2. Carcaza de dos pasos (TEMA F).– Una carcaza de dos pasos requiere eluso de deflectores longitudinales para dirigir el flujo de la carcaza. En laFigura 6.c se muestra este tipo de intercambiador, donde puede observarse




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que las boquillas de entrada y salida están adyacentes a la placa de tubo fija.Para evitar un espesor excesivo en los deflectores longitudinales, lascarcazas de dos pasos no deben ser usadas cuando la caída de presión seamayor de 69 kPa (10 psi) ( Preferiblemente, 35 kPa (5.1 psi)). También sedeben evitar rangos de temperatura mayores de 177°C (350°F), debido alhecho de que altos rangos de temperatura ocasiona un excesivo escape decalor a través de los deflectores, y tensión térmica tanto en los deflectorescomo en la carcaza y placa de tubos.

Los deflectores longitudinales pueden ser de diseño removible o soldado.Debido a que existen diversos diseños y penalidades en el costo de éstos,asociados con el uso de deflectores soldados en intercambiadores decabezal flotante; este tipo de diseño debe ser usado sólo con unidades deplaca de tubo fija que no requieren juntas de expansión. Si un deflectorlongitudinal va a ser usado con un intercambiador de cabezal flotante, éstedebe ser de diseño removible. Deflectores longitudinales removiblesrequieren el uso de bandas de sello flexibles que deben ser livianas o undispositivo de empaque entre el deflector y la carcaza para reducir la fuga defluido de un lado a otro.

Una unidad de dos pasos puede ser usada cuando el factor de corrección dela MLDT, Fn es menor de 0.8 para una carcaza de un paso. Una unidad dedos pasos por la carcaza con deflectores longitudinales soldados essatisfactoria si Fn para dos pasos por la carcaza es igual o mayor que 0.85y una unidad con deflectores removibles es satisfactoria si Fn de dos pasospor la carcaza es 0.90 ó mayor. Esta limitación de Fn es el resultado depérdida de calor a través de los deflectores longitudinales y, en el caso dedeflectores removibles, fuga de fluido alrededor de éstos.

3. Carcaza de flujo dividido (TEMA J).– Una carcaza de flujo dividido tieneuna boquilla central de entrada y dos de salida, o viceversa. Unintercambiador de flujo dividido es ilustrado en la Figura 6.b. Típicamente,este tipo de carcazas es usado para reducir la caída de presión en serviciosdonde ocurre condensación.

Generalmente, para todos los diseños, los deflectores de segmento dobleson usados con carcaza tipo J y, en los intercambiadores de flujo dividido,normalmente tienen corte vertical. Este arreglo de deflector requiere que elnúmero total de deflectores sea impar, pero también debe haber númeroimpar de deflectores en cada extremo de la carcaza. El deflector central paraeste arreglo, normalmente es similar al deflector central usado con el cortede deflectores de segmento. Los deflectores de cada lado del deflectorcentral y el último deflector en los extremos de la carcaza tienen el centrosólido con recorte en los bordes.




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4.7.6 Fluido a través de los tubos/carcazas

En la determinación de la localización de los fluidos tanto en la carcaza como enlos tubos deben considerarse los siguientes factores:

1. Corrosión.– Colocar el fluido mas corrosivo en los tubos resulta maseconómico, pues los costos por requerimiento de aleaciones y revestimientoson menores.

2. Ensuciamientos.– La localización en los tubos del fluido con mayortendencia a la formación de depósitos se traduce en una reducción delensuciamiento del área de transferencia ya que este arreglo permite unmejor control de la velocidad. A mayor velocidad menor ensuciamiento. Lostubos rectos se pueden limpiar mecánicamente sin remover el haz de tubosy la limpieza química normalmente es mejor en el lado de los tubos. Los tuboscon aletas y en arreglo cuadrado pueden limpiarse fácilmente por mediosfísicos; pero usualmente la limpieza química no es efectiva en la carcaza.

3. Temperatura.– Para servicios de alta temperatura, requiriendo materiales(aleaciones) costosos, es recomendable colocar el fluido caliente en lostubos.

4. Presión.– Colocar la corriente de mayor presión en los tubos requerirámenos componentes de alta presión, lo cual se traduce en una reducción decostos.

5. Caída de presión.– A igual caída de presión, mayor coeficiente detransferencia de calor es obtenido en los tubo; por esta razón, el fluido conmenor caída de presión permisible debería colocarse en los tubos.

6. Viscosidad.– Mayores ratas de transferencia de calor son obtenidascolocando un fluido viscoso en la carcaza.

7. Características tóxicas y letales.– Generalmente, el fluido tóxico debecolocarse en los tubos, usando una placa doble de tubos para minimizar laposibilidad de fugas. En cuanto a fluidos con características letales, referirseal Código ASME y cumplir con los requerimientos establecidos para este tipode servicios.

8. Rata de flujo.– Colocar el fluido con menor rata de flujo en la carcaza,usualmente, resulta en un diseño mas económico. La razón de ello radica enel hecho que en la carcaza el fluido experimenta un mayor turbulencia amenor velocidad que en el tubo.

En resumen y a manera de guía, cualquiera de los fluidos que aparezca de primeroen la lista siguiente será, normalmente, el que va por los tubos:

1. Agua de enfriamiento.

2. Fluidos corrosivos o un fluido propenso al depósito de coque, sedimentos yotros sólidos.




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3. Fluidos con alto factor de obstrucción.

4. El menos viscoso de los 2 fluidos.

5. El fluido de mayor presión (para presiones extremadamente altas, 6900 kPa(1000 psi) manométricas, puede ser económico tratar este punto comonúmero 1 en esta lista.

6. El fluido más caliente.

7. El líquido de menor volumen.

Varias excepciones a esta lista son:

1. Los vapores condensables son normalmente colocados en la carcaza.

2. El vapor de agua es colocado normalmente en el interior de los tubos.

3. Si el cambio de temperatura de un fluido es muy grande (mayor queaproximadamente 167 °C a 195 °C (300–350°F)) y se requiere el uso de másde un paso de tubo, entonces este fluido va usualmente en la carcaza, en vezde por tubos. Esta distribución de los fluidos minimiza los problemascausados por la expansión térmica. También, para evitar problemas con latensión térmica, los fluidos con cambio de temperatura mayor que 195°C(350°F) no pueden ser pasados a través del lado de una carcaza de 2 pasos.

4. Si uno de los fluidos es limpio (factor de ensuciamiento de 0.00018 m2°C/W(0.001 hpie2°F/BTU) o menor) y sólo es levemente corrosivo al materialseleccionado, este fluido es el que se coloca en los tubos. Las construccionesde tubos en U son usados donde resulten económicas.

4.7.7 Caída de presión

Las consideraciones generales aplicables a intercambiadores de tubo y carcazavienen dadas en el párrafos siguientes.

1. Corrección para el área reducida de flujo.– Para el lado de los tubos, serequiere de los suplidores de intercambiadores el suministro de tubos con unespesor en todo punto no menor que el especificado. Por esta razón, eldiámetro interno actual es siempre más pequeño que el diámetro estándar.Esta desviación del diámetro estándar es mayor para el acero al carbono quepara tubos de aleaciones de cobre.

Para el lado de la carcaza, hay que incluir un factor que considera elensuciamiento en el lado de afuera de los tubos. Este ensuciamiento reduceel área libre para flujo y de esta manera incrementa la caída de presión.

2. Consideraciones económicas de caída de presión.– La caída de presiónde diseño a ser usada, normalmente, es determinada por un balanceeconómico entre (1) el alto costo de bombear y de ciertos componentes delintercambiador y (2) la reducción de área superficial. A medida que el número




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de pases del tubo es incrementado o el espaciado de deflectores esreducido, la velocidad del fluido aumenta, produciendo así un aumento en lacaída de presión y en el coeficiente de la película. Otra ventaja delincremento de la velocidad es que la medida del ensuciamiento decrece.

Para corrientes presurizadas, la caída de presión debe ser maximizada.Cuando no existe información o restricciones de proceso sobre la velocidadmáxima, una limitación razonable para líquidos es cerca de 3 a 5 m/s (10 a15 pie/s). Para gases y vapores, velocidades hasta de 30 m/s (100 pie/s) soncomunes.

Para corrientes bombeadas, a menos que están limitadas de otra manera,la caída de presión preliminar de diseño es la requerida para coparcompletamente la fuerza motriz de la bomba. La caída de presión debe serdeterminada chequeando el retorno incrementar de la inversión,comparando el caso preliminar con uno usando un tamaño más grande demotor, ya sea completamente copado o la extensión permitida por laslimitaciones de velocidad. Factores a ser considerados en la comparaciónson un posible cambio en la selección de líneas o en el tipo de bomba.

3. Número de pasos en el lado del tubo.– Para enfriadores y condensadoresusando agua, se especifica el suficientes número de pasos de tubo paramaximizar la utilización de la caída de presión disponible, siempre y cuandoel material de construcción del tubo lo permita. La velocidad máxima ymínima de agua varía con el material del tubo y el tipo de agua.

Para servicios con hidrocarburos, se especifica el suficientes número depasos de tubo para obtener una alta velocidad en los tubos, previendo así elflujo laminar o de transición.

En algunos casos las condiciones terminales del intercambiador pueden sertales, que el tipo de flujo puede cambiar de laminar a turbulento (o viceversa)dentro de la unidad. Esta situación debe evitarse, debido a que latransferencia de calor en la región de transición no es predecible. Paraalgunos servicios, como combustible pesado, este problema se puedesolucionar usando fluidización con un fluido apropiado, que tenga unadensidad más baja.

Normalmente, no menos de dos o más de ocho pasos de tubo son usados.Con más de ocho y menos de dos, la construcción se complica y los costosde fabricación tienden a ser excesivos. Note que los arreglos de 2, 4 u 8pasos de tubo son fácilmente intercambiables. Sin embargo, en casosespeciales, 1 paso o más de 8 pasos pueden algunas veces ser justificados.

Ver Tabla 10 para el máximo número de pasos de tubo normalmente usadospor varios diámetros de carcaza. Restricciones sobre los arreglos de pasosde tubo para diseños particulares de intercambiadores son como siguen:




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a. Para intercambiadores de placa fija de tubos es posible usar cualquiernúmero de pasos de tubo, impar o par. Los arreglos más comunes sonde un paso o un número par de pasos múltiples.

b. Para intercambiadores de tubos en U, cualquier número de pasos detubo es posible, pero normalmente el máximo recomendado es 6,debido a consideraciones de construcción.

c. Para intercambiadores de cabezal flotante con anillo dividido yarrastre continuo, cualquier número de pasos de tubo es posible. Estose debe a que los diseños de un sólo paso de tubo, a pesar de no sergeneralmente usados, requieren expansión especial o juntasempacadas.

d. Para intercambiadores de cabezal flotante empacado externamentecon anillo de cierre hidráulico, sólo arreglos de un solo paso o dos sonposible en este tipo de construcción.

e. Para intercambiadores de cabezal flotante empacado externamentede caja de estopas, cualquier número par o impar de pasos de tubo esposible.

4. Consideraciones para el lado de la carcaza.– Las características de losdeflectores y de las boquillas y el número de pasos en la carcaza sonelementos de un intercambiador que afectan considerablemente la caída depresión. Asi:

a. Número de pasos en la carcaza – Los intercambiadores puedentener más de un paso en la carcaza (un paso es el más común). Pasosmúltiples en la carcaza requieren el uso de deflectores longitudinalesde diseño removible o soldado (Ver la discusión sobre carcazas de 2Pasos, en la subsección 4.7.5).

En casos especiales de requerimientos de grandes superficies,especialmente en servicios requiriendo carcazas en series parasatisfacer los requerimientos de Fn, unidades de carcaza con pasosmúltiples empleando deflectores longitudinales son la selección máseconómica. Sin embargo, es bastante difícil estimar con precisión elcosto de intercambiadores usando deflectores longitudinales. Es poresto que es recomendable por el momento, que para aquellos casosdonde la construcción sea aplicable, el intercambiador se especificacomo una unidad de un paso por carcaza. Luego, se solicita unaalternativa para unidades de pasos múltiples, basado en el tipo dedeflector deseado.




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b. Deflectores transversales – Normalmente se especifican losdeflectores de segmento con un espaciado de deflectores hasta elmáximo permisible de acuerdo al TEMA (“maximum unsoportedspan”), a menos que la caída de presión en el lado de la carcaza seaexcesiva; en cuyo caso, deflectores de segmento doble deben serusados, porque ellos resultan en una caída de presión más baja, consolo un pequeño descenso en el coeficiente de transferencia de caloren el lado de la carcaza.

c. Boquillas – Use dos boquillas de salida (una en cada extremo de lacarcaza) y una boquilla de entrada en el centro, o viceversa, si otramanera de reducir la caída de presión resulta inefectiva. Este tipo dearreglo de las boquillas determina el uso de la carcaza conocida como“Carcaza de flujo dividido” (TEMA J).

Para condensadores u otros intercambiadores usando vapor, unasección alargada en la boquilla de entrada de la carcaza (“cinturón devapor”) es usado algunas veces. Los cinturones de vapor sonrecomendados si la boquilla de vapor es grande comparada con eldiámetro de la carcaza. Estos evitarán el tener que quitar tubos paraproveer el área de flujo requerida entre la carcaza y el deflector dechoque, permitiendo así la distribución del vapor entrando al haz.

4.7.8 Carcazas superpuestas

La decisión de superponer carcazas o no, depende de la necesidad demantenimiento, como también de la cantidad de terreno disponible. Las carcazassuperpuestas requieren un área de terreno menor y frecuentemente de menostuberías. Normalmente, las carcazas no están superpuestas a una altura de másde 2 veces la altura de ésta. Sin embargo, el mantenimiento de intercambiadoresde calor superpuestos es más costoso debido a la dificultad al acceso a ellos.

Si no existe suficiente área de terreno disponible, la decisión de superponercarcazas se debe regir por la siguiente lista:

1. Si los fluidos son de servicio limpio y no corrosivo, las carcazas deben serusualmente superpuestas.

2. Si los fluidos son de servicio moderadamente limpio o levemente corrosivo,las carcazas deben ser superpuestas.

3. Si los fluidos son de servicio muy sucio o corrosivo, las carcazas no debenestar superpuestas para permitir facilidad en el mantenimiento.

Cuando las carcazas múltiples son especificadas, el arreglo de lasuperposición debe ser indicado en la hoja de especificación delintercambiador.




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4.8 Problemas operacionales típicosLa meta del diseño de un intercambiador es diseñar una unidad que satisfaga losrequerimientos de proceso especificados y tenga la capacidad de operar libre deproblemas por largos períodos de tiempo, al mínimo costo para el usuario. Paracumplir esta meta, el diseñador debe considerar los posibles problemas presentesen la operación de la unidad y diseñar para evitarlos o minimizarlos. Así, cuandolos fluidos involucrados en el proceso son corrosivos debe seleccionarse unmaterial resistente a la corrosión. también se debe diseñar para reducir el derramede fluidos entre el lado de los tubos y la carcaza, causado por la ruptura de lostubos o por el desprendimiento de un tubo de de la placa de tubos. Así mismo, enservicio sucio donde el(los) fluido(s) tienen tendencia a la formación de depósitos,se debe diseñar para minimizar su efecto en la transferencia de calor.

Las subsecciones 4.6 y 4.7 de este documento se han enfocado con base en estosproblemas. Sin embargo, dada la importancia de esta problemática, se haconsiderado necesario dedicar una subsección a este tema con el propósito deproporcionarle al ingeniero responsable del diseño mas detalles al respecto. Enlas referencias se encontrará más información teórica y académica al respecto.

4.8.1 Vibración

El diseño de un intercambiador no puede ser completo sin considerar un análisisvibracional, especialmente cuando se trata de unidades grandes, altas ratas deflujo o altas velocidades en la carcaza, puesto que la vibración es la causa masseria y frecuente de falla de los intercambiadores.

La vibración puede ser transmitida mecánicamente, por ejemplo durante elembarque de la unidad; o a través del fluido como en forma de pulsacionesprovenientes de un compresor reciprocante; o puede ser inducida dentro delintercambiador por un flujo perfectamente estable. Esta última es preocupante porel desconocimiento que se tiene tiene al respecto, a pesar que se ha trabajadomucho en los últimos años, tanto teóricamente como experimentalmente, poraclarar este fenómeno.

En la mayoría de los casos de vibración inducida por flujo, se asume que escausada por el desprendimiento de vórtices desde la corriente en el lado de lostubos, aguas abajo de la unidad. Como consecuencia de la presencia de estosvórtices el patrón de flujo, y por ende la distribución de presión, cambia, resultandoen oscilaciones de la magnitud y en la dirección de las fuerzas ejercidas por lapresión del fluido sobre el tubo. Si la frecuencia de estas oscilaciones y lafrecuencia natural del tubo son aproximadamente iguales, el tubo vibra con granamplitud y eventualmente fallara, causando la dispersión de un fluido en otro.

En la etapa de diseño pueden incluirse ciertas opciones para evitar o reducir elproblema de la vibración de tubos, tales como:

1. Evitar diseño de unidades con carcazas mayores de 1016 mm (40 pulg).




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2. Usar un espaciado del deflector menor o igual al máximo tramo sin soporte.Ver subsección 4.7.4.

3. Minimizar los espacios muertos entre el tubo y el deflector.

4. Reducir la velocidad del fluido contenido en la carcaza, ya sea disminuyendola rata de flujo o cambiando el espaciado o el arreglo de tubos.

Cada una de estas opciones modifica la frecuencia natural del tubo o la velocidadtransversal del fluido (2,3) o la frecuencia de las oscilaciones (4,1).

Otras opciones disponibles para evitar los problemas por vibración son cambiosen el tipo de deflector preliminarmente seleccionado o reducción del corte deldeflector, las cuales modifican la frecuencia natural del tubo, o uso del deflectorde choque, lo cual afecta la frecuencia de las oscilaciones (ver subsección 4.7.4).

4.8.2 Ensuciamiento

El ensuciamiento (“fouling”) en las unidades de transferencia de calor puededefinirse como depósitos de material indeseado sobre la superficie detransferencia de calor, causando degradación en la operación del equipo en unorden del 80% y, algunas veces puede causar, falla o suspensión total de laoperación.

Este problema es considerado en el diseño de la unidad mediante la incorporaciónde una resistencia térmica denominada Factor de Ensuciamiento. Ver subsección4.6.5 para mayores detalles.

La solución obvia a este problema de formación de depósitos en intercambiadoreses eliminar los agentes de ensuciamiento de las corrientes, lo cual es a menudoimposible en corrientes de proceso, porque el fluido por si mismo es un agente deensuciamiento, por ejemplo en las reacciones de coquificación y polimerización.Lo que, indudablemente, si pude hacer el diseñador y el usuario del equipo escontrolar el ensuciamiento en cierto grado. En la subsecciones 4.7.6 y 4.6.5 sepresentan formas de controlarla en la etapa de diseño. Formas que se traducenen la reducción de costos de mantenimiento:

1. La localización del fluido sucio en los tubos permite la limpieza de la unidadsin incurrir en el alto costo de remover el haz de tubos.

2. El uso de una cubierta del canal plana y fácilmente removible facilita lalimpieza física, si esta fuese requerida frecuentemente.

3. La orientación horizontal de la unidad es probablemente preferida porqueevita los costos de andamio, usualmente requerido para la limpieza deunidades verticales

4. Velocidades en los tubos entre 3 y 4.6 m/s (10 y 15 pie/s) reduce la frecuenciade limpieza del equipo.




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Adicionalmente, el ensuciamiento debido a sedimentación puede reducirseusando unidades de un solo paso. Por ejemplo, si el área de transferenciarequerida no es muy grande, puede seleccionarse un intercambiador deplacas en espiral en lugar de una unidad multipasos de tubo y carcaza; paraevitar la decantación de los sólidos suspendidos en la carcaza o en el fondode los canales en lado de los tubos.

Otras técnicas para prevenir el ensuciamiento son:

1. El diseño de la carcaza debe ser tal que evite zonas muertas y de remolinosdonde los sólidos puedan acumularse.

2. Las conexiones de entrada y salida deben colocarse en el fondo y el tope dela carcaza y los tubos para evitar crear zonas muertas y áreas no purgables.

3. El uso de metales apropiados que eviten la acumulación de material productode la corrosión, especialmente con agua de enfriamiento.

4.8.3 Corrosión y erosión

Una de las causas mas frecuentes de falla de los intercambiadores son los dañosa los tubos por la corrosión y la erosión.

Las fallas por corrosión no son posibles siempre eliminarlas completamente, apesar de las precauciones que se tomen en la etapa de diseño; debido a que lascondiciones de operación no son estáticas; razón por la cual es necesario unarevisión periódica del equipo y mejoramiento de los sistemas de control de lacorrosión. Sin embargo, en servicios corrosivos, para minimizar los efectos de lacorrosión se recomienda:

1. Pretratamiento de las superficies metálicas.

2. Uso de inhibidores de corrosión.

3. Tratamiento del agua, cuando este fluido este involucrado en la operación.

4. Uso de material anticorrosivo o revestimiento (lining o cladding).

5. Selección de unidades fáciles de reparar, por ejemplo unidades de tubo ycarcaza con haz de tubos removibles.

6. Especificación de unidades con componentes estandarizados, por ejemploel tamaño y material de los tubos para un proceso en particular.

Erosión es la perdida de material de construcción debido a alta velocidad y/ocambios abruptos en la dirección del flujo; usualmente esta asociada a flujobifásico y se encuentra, principalmente, en la entrada de los tubos y en la superficieexterna de los tubos situados debajo de la boquilla de entrada a la carcaza.

Los factores que determinan la presencia de la erosión son la velocidad y fase delflujo, las propiedades del fluido y el material de construcción; por lo que para




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prevenir los efectos de la erosión es necesario eliminar, evitar o controlar dichosfactores.

Una forma segura de minimizar la erosión es reduciendo la velocidad del flujo; peroello tiene implicaciones negativas en la transferencia de calor. Otras técnicasutilizadas son:

1. Filtración del fluido.

2. En una corriente gaseosa, reducir la cantidad de gotas presentes pasandola corriente por un absorbente o calentándola para vaporizar dichas gotas.

3. Usar deflectores de choque.

4. Usar tubos plásticos, a manera de forro, dentro de los tubos.

Puestos que 1 y 2 resultan en caídas de presión y costos significativos,normalmente se utilizan 3 y 4.

Es importante observar que la selección del material es de sumo interés en laprevención de estos fenómenos de corrosión y erosión, por lo que la experienciadel diseñador en los tipos de fallas producida por estos fenómenos es tanrelevante como la información referente a las propiedades y ratas de corrosión delmetal.

4.8.4 Derrame de fluidos

En un intercambiador, el derrame de un fluido en otro puede ocasionar grandesperdidas de producción o altos costos de operación o mantenimiento; por lo queen la etapa de diseño, basado en su conocimiento y experiencia en el proceso, eldiseñador puede recomendar una unidad que elimine o minimice las posibilidadesde un derrame y/o sus efectos. Por ejemplo, el uso de enfriadores de aire en lugarde enfriadores con agua de mar.

Las causas de un derrame de fluido son que la unidad este sometida a ciclostérmicos frecuentes, diferencial de expansión térmica y vibración de tubos. Estaultima causa fue discutida previamente, en el punto 4.8.1.

En la etapa de diseño, para minimizar y/o evitar los derrame de fluido por cicloso expansión térmica, se debe considerar lo siguiente:

1. Restringir el uso de placas de tubo fijas a aquellos casos donde la diferenciaentre la temperatura media del metal del tubo y la de la carcaza no excedaa los 28°C (50°F), Ver subsección 4.7.4.

2. En operación por carga o en aquellos casos donde son frecuentes lasparadas y arranques de planta, se recomienda el uso de un cabezal flotanteo tubo en U.

Es importante indicar en la hoja de especificación del intercambiador la existenciade ciclos térmicos.




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4.9 Optimización de los sistemas de integración de calorEn cualquiera planta grande existen un número de corrientes de procesos quenecesitan ser calentadas o enfriadas de cuerdo a los requerimientos del proceso.En general se pueden usar vapor u otro medio de transferencia de calor paracalentar las corrientes frías; y aire o agua de enfriamiento para enfriar lascorrientes calientes. Sin embargo, si las corrientes que necesitan ser enfriadastransfieren su calor o energía hacia las corrientes que requieren ser calentadas,se reducirían en gran magnitud los costos de capital de inversión y de operación;debido a la reducción de los requerimientos de servicios (vapor, agua deenfriamiento) y del número de equipos de transferencia de calor. Esta integracióno combinación de unidades, las cuales trabajando al unísono mantienen la plantaen operación, es lo que se denomina sistemas de integración de calor (SIC) oredes de intercambiadores de calor (“heat exchanger network”). La optimizaciónde tales sistemas, llamada optimización de los sistemas de integración decalor o optimización de redes de intercambiadores de calor (“heat exchangernetwork” optimization), consiste en encontrar la combinación óptima de unidades,la cual permita reducir al mínimo, tanto el número de intercambiadores y como lacantidad de servicios requeridos por el proceso en consideración.

Las ventajas de esta integración térmica son:

1. Mínimos costos de capital y de operación, puesto que se reduce el númerode equipos. También se cortan los gastos por mantenimiento, fundación, etc.

2. Reducción en los consumo de energía externa en término de vapor.

3. Reducción de las perdidas de energía hacia el agua de enfriamiento o el aire.

Los puntos 2 y 3 son muy importantes dado la preocupación existente en losúltimos años sobre los costo de la energía.

Como todo proceso, los SIC presentan sus desventajas, a saber:

1. En plantas grandes, algunas corrientes pueden estar localizadas adistancias considerablemente grandes. Acercarlas para intercambiar calorpuede requerir modificación de la disposición de los equipos en planta,tendidos de tuberías largos y potencia de bombeo alta, lo cual no resultaríaeconómico.

2. La entremezcla de dos fluidos, debido al derrame de un fluido en otro, puedeser peligrosa en algunos casos.

3. La interconexión entre varias corrientes afecta las operaciones de arranquey parada de planta, la respuesta a situaciones de emergencia y a cambiosbruscos en las condiciones de operación,y la confiabilidad y control de laplanta. Generalmente, este tipo de optimización es mas factible en plantasnuevas que en plantas existentes.




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4. Las técnicas de optimización existentes parten de una serie de supuestosrespecto al coeficiente global de transferencia de calor, tipo de unidades,etc., los cuales restringen la confiabilidad en los resultados finales obtenidos.Por lo que se impone una revisión detallada y análisis de cada unidad,independientemente.

Para llevar a cabo la optimización de los SIC están disponibles varios métodos enla literatura, tales como el desarrollado por Nishida (1977) y por Linnhoff y Flower(1978). La idea básica es igualar la capacidad de las corrientes calientes de cederenergía con la necesidad de recibir energía de las corrientes frías. Así que secalculan los cambios de temperatura mas altos posibles que satisfaga losrequerimientos definidos. Si la temperatura final requerida no es alcanzada,entonces se usa vapor y agua de enfriamiento como medio para alcanzarla.También existen programas de computación, como HEXTRANTM de SimulationSciences, que permiten optimizar los SIC. Para mayores detalles ver el Manual deUsuario de HEXTRAN.

Es importante apuntar que no necesariamente cada uno de los intercambiadoresen la red resultante es también un óptimo, ya que las técnicas de optimizaciónactualmente disponibles suponen:

1. El coeficiente global de transferencia de calor es el mismo para cualquier tipode unidades, o sea, todos los intercambiadores tienen un solo valor de estecoeficiente, todos los enfriadores tienen un solo valor y todos loscalentadores tienen un solo valor, aunque el valor para los enfriadores puedeser diferente al de los calentadores o de los intercambiadores de calor. Estesupuesto no es cierto, porque los coeficientes de transferencia de calordependen de las propiedades, las temperaturas y las ratas de flujo de losfluidos involucrados.

2. El costo es definido como una función exponencial del área de la unidad, locual es razonable como una primera aproximación si todas las unidadestienen las mismas características y materiales de construcción. Sin embargo,las condiciones de operación, el diferencial de expansión térmica, la cargade calor, etc., determinan el tipo de construcción a usarse; y la corrosión ylas tendendencias a la formación de depósitos, junto con otros factores,determinan el material de construcción. Así que no todas las unidades en unamisma clase de servicio tienen que ser similares.

Por lo tanto, después que la optimización del SIC se ha completado es necesariomirar a cada unidad individualmente y realizar su diseño óptimo con lastemperatura de entrada y salida obtenidas por dicha técnica para cada unidad.Durante la optimización individual de cada unidad se deben considerar los puntosarriba mencionados, bajo el nombre de desventajas, con el propósito de obtenerunidades viables y asegurar un apropiado funcionamiento de la planta.




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En esta subsección se ha presentado una breve introducción al vasto tópico de ladinámica y optimización de los intercambiadores de calor. En la medida que seincrementan los costos de la energía, mayor es el énfasis que debe ponerse enestos estudios de los SIC.

5 GUIA GENERAL PARA DISEÑO

5.1 Proceso de diseño de intercambiadores de calorLa característica crítica del proceso de diseño es la estructura lógica y básica deun procedimiento de diseño, la cual es la misma si se usa un método de cálculomanual o computarizado. La diferencia radica en sustituir la lógica delpensamiento humana por la de un programa de computación, rápida peroinflexible. Esta estructura consiste en cuatro etapas, a saber:

1. Identificación del problema.– El problema debe ser definido lo mascompleto y claro posible; no solamente desde el punto de vista de lainformación requerida, sino de cuestiones tan importantes como que debehacerse o cual es el requerimiento real a satisfacer; lo cual esresponsabilidad del ingeniero de proceso. La subsección 5.3, pasos 1 y 2,presenta mas información sobre esta etapa.

2. Selección del tipo de intercambiador.– Una vez definido losrequerimientos y con la información disponible se debe decidir sobre el puntomas simple e importante del proceso: Cual es la configuración básica delintercambiador a utilizarse. En algunas aplicaciones el ingeniero de procesodecide al respecto, sin embargo es recomendable considerar la experticia yconocimiento del diseñador. En la subsección 5.2 se desarrolla esta idea.

3. Procedimiento de cálculo.– Definido el problema y decidido el tipo deunidad a usarse, la próxima decisión es sobre el método de diseño: manualo computarizado.

El uso de métodos manuales sigue siendo una alternativa válida de diseño por lomenos en un 50%, y quizás en un 90%, de los casos. Sin embargo se recomiendaevitar el uso de métodos manuales en el diseño de rehervidores tipo termosifón,dado la complejidad del caso. Si la decisión es el uso de métodos computarizados,entonces se debe seleccionar el nivel de dicho método: corto o detallado.Generalmente se usa el método corto cuando se requiere un orden de magnitudo un diseño preliminar.

Debido a que PDVSA ha adquirido la información de HTRI (Ver 5.4.2) acceso a ungrupo de programas reconocidos como el estándar de facto en el diseño deintercambiadores de calor, además de manuales de diseño de intercambiadores,donde presenta las bases teóricas de los programas, y métodos manuales losuficientemente prescisos para entregar diseños de calidad. Esto se traduce en




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que los documentos adicionales del tema “Intercambiadores de calor”, nopresentarán procedimientos detallados de diseño, sino que hará referencia alprograma HTRI correspondiente y/o al procedimiento manula de diseño presenteen los manuales de diseño del HTRI.

Sólo los temas correspondiente a intercambiadores de doble tubo(PDVSA–MDP–05–E–04), y a intercambiadores en servicio criogénico(PDVSA–MDP–05–E–05), serán tratados en profundidad en los documentosantes mencionados.

En la subsección 5.3 se presenta una guía general de diseño para elprocedimiento manual de cálculo.

Para aquellos servicios o unidades no documentadas en el MDP, se recomiendaespecificar los requerimientos de proceso y dejar al fabricante de este tipo deunidades su diseño, ya que el posee el conocimiento, la experticia y garantiza laoperabilidad del mismo.

4. Diseño mecánico y costos.– Una vez aceptado el diseño térmico ehidráulico encontrado en las etapas previas, el proceso de diseño continuacon el diseño mecánico detallado, planos de fabricación, requerimiento dematerial, estimación de costos, etc. Esta etapa no se encuentra dentro delalcance del MDP.

Es importante observar que un intercambiador rara vez trabaja a las condicionespara las cuales fue diseñado por lo que es altamente recomendable un estudio desensibilidad respecto aquellos parámetros que puedan estar fuera de lascondiciones de diseño. Por ejemplo, si el factor de ensuciamiento considerado esmuy conservador, la unidad, probablemente, estará considerablementesobrediseñada en la etapa inicial de operación, y en consecuencia, la temperaturade salida será diferente a la especificada, con posibles efectos aguas abajo delproceso. Por otro lado, los procedimientos modernos de aseguramiento de calidadrequieren, con carácter de obligatoriedad, de un cuidadoso chequeo de la unidadentregada versus la especificación original del diseño (tolerancia, tamaño detubos, material de construcción, material de las empacaduras, etc.).

5.2 Criterios de selección para intercambiadores de calorPara la IPPCN, tradicionalmente la selección automática ha sido intercambiadoresde tubo y carcaza, para los cuales están muy bien establecidos los códigos parael diseño mecánico y existe una gran experiencia operacional. Sin embargo conla necesidad de obtener una mejor eficiencia térmica y minimizar los costos decapital se ha ampliado el rango de intercambiadores usados. Por lo que el procesode selección de intercambiadores adquiere mayor relevancia. Este proceso debetomar en consideración una serie de factores relacionados con la aplicaciónespecífica (no existe una regla general). Estos factores pueden resumirse en lossiguientes criterios:




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1. Requerimientos térmicos e hidráulicos.– El problema central del procesode diseño de un intercambiador es crear una unidad capaz de satisfacer losrequerimientos de proceso; es decir, lograr los cambios térmicos de lascorrientes dentro de los límites permisibles de caída de presión, aun enpresencia de ensuciamiento de la superficie de transferencia y capaz deoperar hasta la próxima parada programada por mantenimiento. Paraasegurarse una razonable probabilidad de éxito en la creación de estaunidad es pertinente disponer de conocimiento y experticia en el tiposeleccionado. Y se debe disponer de una metodología probada en uncontexto donde las propiedades físicas de los fluidos rara vez se conocencon un alto grado de precisión, las condiciones estimadas de operación y lascaracterísticas de la corriente varían frecuentemente, existen limitaciones detamaño y los datos sobre factores de ensuciamiento son prácticamenteinexistentes y en todo caso varían con el tiempo.

2. Compatibilidad con los fluidos y las condiciones de operación.– Launidad seleccionada debe ser capaz de resistir la corrosión debida a lascorrientes de proceso y servicios y al medio ambiente, lo cual cual esbásicamente un problema de selección de un material de construcción capazde contener los fluidos sin una excesiva corrosión. Es deseable que resistael ensuciamiento, por lo que la tendencia a ello debe ser tazadaapropiadamente para que la unidad sea capaz de operar en el tiemporequerido. Debe ser diseñada y construida para resistir la tensión o fatigaproducto de la presión del fluido y de la diferencia de temperatura (fatigaTérmica).

3. Mantenimiento.– En base a las características de las corrientes se debedeterminar los requerimientos de limpieza (mecánica o química) y elreemplazamiento periódico total o parcial de la unidad. Este requerimientopuede limitar la orientación (vertical horizontal) del intercambiador y puedeafectar la disponibilidad de espacio libre alrededor de él. La facilidad demodificaciones puede ser un factor importante, si las condiciones de procesoson eventualmente cambiables.

4. Disponibilidad.– El tiempo de ejecución de un proyecto puede dictaminarel uso de unidades estándar con tiempos de entrega cortos. La fecha deentrega dada por el fabricante debe ser considerada bajo la visión de surécord de cumplimiento. Otro factor a considerarse es si existen limitacionesen cuanto a la disponibilidad de los métodos de diseño.

5. Factores económicos.– El costo debe ser tan bajo como sea posible, perosin sacrificar los requerimientos previamente establecidos y respetando losrequisitos especiales que el cliente haya establecido. El costo de instalaciónpuede ser, a menudo, significante. La mejor evaluación del verdadero costode un intercambiador es él determinado considerando la magnitud de lasperdidas económicas si la unidad se para prematuramente por limpieza o




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mantenimiento o si ella representa un cuello de botella en la rata deproducción de la planta.

En la subsección 4.5 y en la Tabla 1 se presenta una lista de las unidades masusadas en IPPCN. Para una aplicación particular ambas deben ser consultadaspara identificar por lo menos un tipo, y probablemente varios tipos, deintercambiadores adecuados a dicha aplicación, a partir de la siguienteinformación:

1. Máxima presión.– Muchos tipos de intercambiadores pueden sersolamente usados a bajas presiones, por lo que deben considerarse fuerade aplicación cuando la presión es muy alta.

2. Rango de temperatura.– Muchos tipos de intercambiadores pueden sersolamente usados en un rango limitado de temperaturas, nuevamente, estosaca fuera de consideración a un determinado número de tipos deintercambiadores

3. Limitaciones de fluidos.– Esto se refiere a la compatibilidad entre el fluidoy los materiales de construcción. Por ejemplo, el material de lasempacaduras en un intercambiador de placas puede no ser compatible conel fluido o con el rango de temperaturas de operación esperado. Otro factorimportante esta relacionada con las consecuencias de una falla, estasituación puede ocasionar problemas de mezcla de corrientes o de derramede un fluido hacia el medio circundante. Obviamente, en el caso de fluidostóxicos o inflamables, la consecuencia de una falla es mas significante y esun importante factor a considerar en la decisión sobre el tipo de unidad.

4. Rango de tamaños disponibles.– Evidentemente, siempre es posiblesuperar el obstáculo de la limitación de máximo tamaño, mediante el arreglode varias unidades en paralelo, aunque se incurriría en costos adicionalespor instalación y tuberías; también, en algunas ocasiones, se presentaríanproblemas por mala distribución de flujo entre las unidades en paralelo.

5. Cruce de temperaturas.– Esta consideración está relacionada con el patrónde flujo. Si hay cruce de temperaturas se requiere una unidad de flujo encontracorriente pura o unidades multipasos en serie. En caso contrario,unidades de flujo mixto son adecuadas.

5.3 Guía general para el diseño de intercambiadores de calorA continuación se presenta la metodología a ser utilizada como una guía generalpara el diseño de cualquier tipo de intercambiador.

Paso 1.– Obtención de la información de proceso (por ejemplo,propiedades de las corrientes) y mecánica (por ejemplo, arreglode tubos) y de la función de la unidad o servicio dentro del proceso(por ejemplo, condensador). De acuerdo a los procedimientos




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que se presentan en los documentos previamente mencionados,se requiere obtener la siguiente información mínima de proceso:

1. Fase y naturaleza del flujo: líquido, vapor, gas, bifásico,vapor de agua, agua, hidrocarburos, etc.

2. Flujos totales (entrando y saliendo de la unidad, mínimo porun lado): másico o volumétrico, especificado por fasecuando se trata de flujo bifásico.

3. Propiedades de los fluidos: calor específico, calor latente,conductividad térmica, viscosidad, peso molecular ogravedad específica o densidad.

4. Condiciones de operación: temperatura y presión a laentrada y/o salida de la unidad

5. Caídas de presión permisibles: máxima permitida en cadalados

6. Factores de Ensuciamiento: preferiblemente basados enexperiencias operacionales.

7. Condiciones de Diseño: temperatura y presión en cada ladode la unidad.

8. Características de los fluidos: corrosivas y/o tóxicas y/oinflamables.

9. Existencia de ciclos térmicos: frecuencias de paradas yarranque, si es una operación por carga, etc.

La información mecánica mínima requerida es la siguiente:

1. Materiales de construcción

2. Espesor de pared por consideraciones de corrosión.

3. Tolerancia por corrosión.

4. Especificaciones, códigos y estándares.

5. Tamaño o limitaciones de espacio.

6. Orientación de la instalación: vertical o horizontal

7. Otros: Ver Tablas 2.a / 2.b.

Ciertos detalles, tales como longitud del tubo, especificaciones del tipo de material,limitaciones en las dimensiones de la carcaza, etc., son normalmenteespecificados por el cliente. Estos detalles deben incluirse en el estudio preliminarpara la instalación de una refinería nueva. En el caso de refinerías y plantasquímicas existentes, esta información puede incluirse en la carta de requisición deltrabajo o puede ser generada durante las etapas iniciales del trabajo.




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Paso 2.– Definición del tipo de intercambiador de acuerdo con los criteriosde selección presentados en la subsección previa (5.2) y en losdocumentos PDVSA–MDP arriba mencionados.

Paso 3.– Localización de los criterios de diseño típicos para el servicio encuestión, criterios y consideraciones adicionales y laconfiguración del intercambiador: Tales criterios se encuentran enlos documentos PDVSA–MDP antes mencionados, de acuerdo altipo de intercambiador seleccionado.

Paso 4.– Diseño térmico e hidráulico del intercambiador mediante elsiguiente procedimiento de calculo:

1. Calcular Q a partir de las consideraciones de proceso.

2. Calcular DTMe a partir de las consideraciones de proceso,el tipo de intercambiador y el arreglo de los tubos.

3. Suponer el valor del coeficiente global de transferencia decalor Uo. (En la Tabla 3 se muestran valores típicos).

4. Calcular el área A basada en el Uo supuesto.

5. A partir del A, calculada, determinar las dimensiones físicasdel intercambiador de calor.

6. Calcular la caída de presión a través del intercambiador ymodificar el diseño interno, si se requiere, para obtener unbalance razonable entre la caída de presión y el tamaño delintercambiador.

7. Calcular Uo a partir de las propiedades físicas de los fluidos,factores de ensuciamiento y el arreglo del intercambiador.

8. Recalcular A basándose en Q y los valores calculados de Uoy DTMe.

9. Comparar el A calculado con el A supuesto y repetir loscálculos hasta que éstas áreas se igualen. Para casi todoslo valores de Uo, existe un diseño de intercambiador quesatisface el criterio de que el A calculada sea igual al Asupuesta. Sin embargo, muy poco de estos diseños sonrazonables

Paso 5.– Definición y dimensionamiento de las boquillas de entrada y desalida

Paso 6.– Especificación del resto de los componentes de intercambiador,de acuerdo a los criterios establecidos en este documento y/ocualquier otro documento PDVSA–MDP mencionadopreviamente, subsección 5.1, que aplique al caso particular o enel MID.




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Paso 7.– Búsqueda de información adicional, en el MID y otros documentostécnicos, para completar la especificación de proceso delintercambiador de calor bajo estudio.

5.4 Programas de computación

Existen, en el mercado, compañías dedicadas a la investigación y desarrollo en el área detransferencia de calor y el uso de la tecnología de computación aplicada al desarrollo de“Software“ para el diseño de intercambiadores de calor. Estos programas facilitan eldiseño térmico óptimo y determinan el diseño mecánico apropiado.

Entre estas compañías las más conocidas son Simulation Sciences con HEXTRAN,B–JAC International con B–JAC Software y Heat Transfer Research Inst. con la serie deprogramas de HTRI.

Adicionalmente a estos programas, el simulador de procesos de Simulation Sciences,conocido como “PROII TM”, dispone de subrutinas que permiten el diseño térmico deintercambiadores de calor; la subrutina de mayor interés es “Rigorous Heat Exchanger(HXRIG)”, la cual, dadas la características mecánicas del equipo, permite evaluar, enforma bastante completa, si el diseño propuesto cumple con la operación de transferenciade calor esperada.

A continuación, se presentan los programas que PDVSA y sus filiales tendrán disponiblespara cálculos de equipos de intercambio calórico, ya sea a nivel corporativo, ó través deINTEVEP, S.A.

5.4.1 HEXTRAN (Simulation Sciences)

Este paquete permite hacer cálculos de transferencia de calor para los siguientes tipos deequipos:


Equipo/CálculoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

DiseñoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

EvaluaciónÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Comentarios


Máxima utilización del calordisponible (“Targeting”)


No ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Sí ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Uso de tecnología “pinch”.

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Redes óptimas de intercambio decalor (“Synthesis”)


NoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Sí. Datosaproxim. de

equipos

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Para un nivel especificadode recuperación de calor, seobtiene el mínimo númerode equipos


Impacto de limpiar uno ó máscarcazas en un tren de intercambio(“Casestudy”)



SíÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Examina el efecto de lasincrustaciones y de lalimpieza en los costosoperativos

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Minimización de los costos totalesde los servicios para un tren deintercambio (“OptimizationSplitflow”)


No ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Sí. Datosaproxim. de

equipos

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




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ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ComentariosÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

EvaluaciónÁÁÁÁÁÁÁÁ

DiseñoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Equipo/CálculoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Para un tren de intercambio adiseñar, optimizar el área individualde los intercambiadores paracumplir con un período de pagoespecificado (“Optimization Area”)


SíÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

SíÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Puede combinarintercambiadores de diseñoconocido o fijo, con equiposa diseñar. Datos aproxim. yrigurosos de equipos


Intercambiadores de tubo ycarcaza (“STE”)


Sí ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Sí ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Se usa/produce informaciónrigurosa mecánica delequipo


Intercambiadores de tubo ycarcaza con deflectores de barras(“RBE”) (Adaptación del diseño dePhillips Petroleum)



Sí. Flujo encarcaza:sólo una

fase

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Se usa información rigurosamecánica del equipo


Intercambiadores de doble tubo(“DPE”)



Sí. ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Intercambiadores multitubo(“MTE”)



Sí. ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Intercambiadores de tubosaleteados (“FTE”) (Gas fluyendoen un ducto rectangular sobre unbanco de tubos)


Sí ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Sí ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Se usa/produce informaciónrigurosa mecánica delequipo. Permite flujobifásico en tubos


Intercambiadores enfriados poraire (“ACE”)


Sí ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Sí ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Se usa/produce informaciónrigurosa mecánica delequipo. Permite flujobifásico en tubos


Intercambiadores de placa conempacadura (“Plate and frameexchangers”: “PHE”)



SíÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Se usa/produce informaciónrigurosa mecánica delequipo. Permite flujobifásico, pero lascorrelaciones no sonprecisas.

Este paquete se encuentra disponible a nivel corporativo

5.4.2 HTRI (Heat Transfer Research Institute)

Los programas de HTRI son el “estándar de facto” para diseño de intercambiadores decalor. PDVSA está afiliada a HTRI, y tiene acceso a toda la información que HTRI produce,




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incluyendo la serie de programas de HTRI, estando disponibles a nivel corporativo.Algunos de los cálculos que permiten estos programas son:


Programa/CálculoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

DiseñoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

EvaluaciónÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Comentarios


“ACE–2” / Evalúa el desempeño deenfriadores por airegeométricamente especificados


No ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Sí ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Se usa información rigurosamecánica del equipo.Permite flujo bifásico entubosÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


“CST–2” / Diseña condensadoresde tubo y carcaza y evalúa eldesempeño para aquellosgeométricamente especificados



SíÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Se usa/produce informaciónrigurosa mecánica delequipo. Permite líquidoebullendo en tubos


“PHE–1” / Evalúa el desempeño deintercambiadores de placasgeométricamente especificados


No ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Sí ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Se usa información rigurosamecánica del equipo.Fluidos monofásicossolamente


“RKH–3” / Diseña y evalúarehervidores termosifones, demarmita e incrustados encolumnas, del tipo horizontal


Sí ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Sí ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Se usa/produce informaciónrigurosa mecánica delequipo. El fluido calientepuede ser un vaporcondensando

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

“RTF” / Diseña y evalúarehervidores termosifones y deflujo forzado, con los tubosverticales, rehervidores de flujoforzado, con los tuboshorizontales, y rehervidores deplaca en espiral

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Sí ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Sí ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Se usa/produce informaciónrigurosa mecánica delequipo. El fluido calientepuede ser un vaporcondensando


“ST–5” / Diseña intercambiadoresde tubo y carcaza y evalúa eldesempeño para aquellosgeométricamente especificados


Sí ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Sí ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Se usa/produce informaciónrigurosa mecánica delequipo. Permite cambio defase en los fluidos, pero noes tan preciso com CST,RKH y RTF


“FH–0” / Simula el comportamientode un horno existente, además dehacer cálculos de combustión concualquier tipo de combustible



SíÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Util para resolver problemasoperativos, evaluar diseñoscompetitivos de vendedores,evaluar cambios pararemodelar hornos viejos,etc.

El mandato corporativo es que el estándar PDVSA para diseño deintercambiadores son los métodos y programas de HTRI, excepto paraintercambiadores de doble tubo y equipos en servicio criogénico.




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5.4.3 B–JAC (B–JAC International)

La compañía B–JAC ha estado en el campo del diseño asistido por computadora en elárea de intercambio calórico desde 1970. Sus programas incluyen la generación deplanos de algunos de los equipos a diseñar. Sus programas son ampliamente usados porfabricantes, compañías de ingeniería y compañías de refinación y petroquímica. Estosprogramas están disponibles en INTEVEP, a través del Departamento de IngenieríaGeneral (TEIG). Algunos de los cálculos que permiten estos programas son:

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Programa/Cálculo ÁÁÁÁÁÁÁÁ

DiseñoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

EvaluaciónÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ComentariosÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

“HETRAN” / Entrega diseño yevaluación térmica deintercambiadores de tubo ycarcaza


SíÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

SíÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Incluye condensación yvaporización. Optimiza eldiseño del equipo y generauna hoja de especificaciónmejorada tipo TEMA


“TEAMS” / Entrega diseñomecánico completo deintercambiadores de tubo ycarcaza




Produce estimado detalladode costos, lista demateriales completa yplanos detallados. Altrabajar junto con HETRAN,acepta el diseño térmico enforma automática


“AEROTRAN” / Entrega diseño yevaluación térmica de enfriadorespor aire, sección de convección dehornos, economizadores de gas dechimenea, y cualquier otro caso deun gas fluyendo a través de unbanco rectangular de tubos




Incluye condensación yvaporización. Optimiza eldiseño del equipo y generauna hoja de especificacióncompleta API




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6 NOMENCLATURAÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Enunidades

SI

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

En unidadesinglesas

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

A ÁÁÁÁ

=ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Area de transferencia de calor ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

m2 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pie2

ÁÁÁÁÁÁÁÁDI

ÁÁÁÁ=ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁDiámetro interno de los tubos

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁmm

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁpulgÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

DEÁÁÁÁÁÁ

=ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Diámetro externo de los tubosÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

mmÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pulg


D ÁÁÁÁÁÁ


Diámetro interno de la carcaza o canal,mm (pulg)


mm ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pulg



=ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Diferencia de temperaturas medialogarítmicas entre los fluidos caliente yfrío


°C ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

°F

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

dy ÁÁÁÁ


Diferencial de la variable y ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

adimensional


Fn ÁÁÁÁÁÁ


Factor de corrección de la diferencia detemperaturas media logarítmica


adimensional


F1 ÁÁÁÁÁÁÁÁ


Factor de ensuciamiento de unintercambiador por lubricantes usados enla expansión de los tubos


0.0002 m2

°C/WÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

0.001 pie2 °Fh/BTU


h ÁÁÁÁÁÁ


Coeficiente de transferencia de calor porconvección


W/m2 °C ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU/hpie2 °F

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

K ÁÁÁÁ


Conductividad térmica ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

W/m °C ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU/hpie °FÁÁÁÁÁÁÁÁ

Q ÁÁÁÁ


Calor transferido ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

W ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU/hÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

RcÁÁÁÁÁÁ


Resistencia total (limpia) a latransferencia de calor


m2 °C/W ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pie2 °Fh/BTU


RioÁÁÁÁÁÁÁÁ


Resistencia de la película laminar delfluido en el interior del tubo, referida alárea externa del tubo.


m2 °C/W ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pie2 °Fh/BTU


rio ÁÁÁÁÁÁÁÁ


Resistencia (factor de ensuciamiento) delmaterial extraño depositado en el interiorde tubo, referida al área externa del tubo



pie2 °Fh/BTU


ro ÁÁÁÁÁÁÁÁ


Resistencia (factor de ensuciamiento) delmaterial extraño depositado en elexterior del tubo



pie2 °Fh/BTU


Ro ÁÁÁÁÁÁ


Resistencia de la película laminar delfluido en el exterior del tubo



pie2 °Fh/BTU


Rt ÁÁÁÁÁÁ


Resistencia total a la transferencia decalor



pie2 °Fh/BTU

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

rw ÁÁÁÁ


Resistencia de la pared del tubo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

m2 °C/W ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pie2 °Fh/BTU




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En unidadesinglesas


Enunidades

SI


ÁÁÁÁÁÁÁÁ


T ÁÁÁÁ


Temperatura del fluido ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

°C ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

°FÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

UcÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Coeficiente total limpio de transferenciade calor



BTU/hpie2 °F


UoÁÁÁÁÁÁ


Coeficiente total de transferencia decalor



BTU/hpie2 °F


V ÁÁÁÁÁÁ


Velocidad promedio del fluido en laboquilla del lado de los tubos


m/s ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pie/s

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

x ÁÁÁÁ


Distancia ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

m ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pieÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

εÁÁÁÁÁÁ


Emisividad de la superficie radianteÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

adimensional

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ρ ÁÁÁÁ


Densidad ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

kg/m3 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

lb/pie3




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6 NOMENCLATURAÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ



Enunidades

SI


En unidadesinglesas

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

A ÁÁÁÁ


Area de transferencia de calor ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

m2 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pie2

ÁÁÁÁÁÁÁÁDI

ÁÁÁÁ=ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁDiámetro interno de los tubos

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁmm

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁpulgÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

DEÁÁÁÁÁÁ


Diámetro externo de los tubosÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

mmÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pulg


D ÁÁÁÁÁÁ


Diámetro interno de la carcaza o canal,mm (pulg)


mm ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pulg




Diferencia de temperaturas medialogarítmicas entre los fluidos caliente yfrío


°C ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

°F

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

dy ÁÁÁÁ


Diferencial de la variable y ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

adimensional


Fn ÁÁÁÁÁÁ


Factor de corrección de la diferencia detemperaturas media logarítmica


adimensional


F1 ÁÁÁÁÁÁÁÁ


Factor de ensuciamiento de unintercambiador por lubricantes usados enla expansión de los tubos


0.0002 m2

°C/WÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

0.001 pie2 °Fh/BTU


h ÁÁÁÁÁÁ


Coeficiente de transferencia de calor porconvección



BTU/hpie2 °F

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

K ÁÁÁÁ


Conductividad térmica ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

W/m °C ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU/hpie °FÁÁÁÁÁÁÁÁ

Q ÁÁÁÁ


Calor transferido ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

W ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU/hÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

RcÁÁÁÁÁÁ


Resistencia total (limpia) a latransferencia de calor



pie2 °Fh/BTU


RioÁÁÁÁÁÁÁÁ


Resistencia de la película laminar delfluido en el interior del tubo, referida alárea externa del tubo.



pie2 °Fh/BTU


rio ÁÁÁÁÁÁÁÁ


Resistencia (factor de ensuciamiento) delmaterial extraño depositado en el interiorde tubo, referida al área externa del tubo



pie2 °Fh/BTU


ro ÁÁÁÁÁÁÁÁ


Resistencia (factor de ensuciamiento) delmaterial extraño depositado en elexterior del tubo



pie2 °Fh/BTU


Ro ÁÁÁÁÁÁ


Resistencia de la película laminar delfluido en el exterior del tubo



pie2 °Fh/BTU


Rt ÁÁÁÁÁÁ





pie2 °Fh/BTU

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

rw ÁÁÁÁ


Resistencia de la pared del tubo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

m2 °C/W ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pie2 °Fh/BTU




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En unidadesinglesas


Enunidades

SI


ÁÁÁÁÁÁÁÁ


T ÁÁÁÁ


Temperatura del fluido ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

°C ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


UcÁÁÁÁÁÁ


Coeficiente total limpio de transferenciade calor



BTU/hpie2 °F


UoÁÁÁÁÁÁ


Coeficiente total de transferencia decalor



BTU/hpie2 °F


V ÁÁÁÁÁÁ


Velocidad promedio del fluido en laboquilla del lado de los tubos


m/s ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pie/s

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

x ÁÁÁÁ


Distancia ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

m ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pieÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

εÁÁÁÁÁÁ


Emisividad de la superficie radianteÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

adimensional

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ρ ÁÁÁÁ


Densidad ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

kg/m3 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

lb/pie3




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7 APENDICETabla 1 Sumario de los diferentes tipos de intercambiadores de calorTabla 2a Información requerida para el diseño de intercambiadores de

calor (unidades métricas)Tabla 2b Información requerida para el diseño de intercambiadores de

calor (unidades inglesas)Tabla 3 Coeficientes globales de transferencia de calor típicos (U0)Tabla 4 Temperatura de diseño del agua de enfriamiento entrandoTabla 5 Factores de ensuciamiento típicos ri y roTabla 6 Caída de presión típicasTabla 7 Datos de tubos para intercambiadoresTabla 8 Conductividades térmicasTabla 9 Selección de tipos de cabezales (TEMA)Tabla 10 Número de pasos máximo por los tubosFigura 1 Hoja de especificación para intercambiadores de calor: ejemplo

(unidades SI)Figura 2 Elementos de los intercambiadores de tubo y carcazaFigura 3 Nomenclatura TEMA para intercambiadores de calorFigura 4 Arreglos comunes de tubosFigura 5 Tipos de deflectores para la carcazaFigura 6a Tipos de carcazas comunes para intercambiadores de tubo y

Carcaza – carcaza de un paso (TEMA, Tipo AES)Figura 6b Tipos de carcazas comunes para intercambiadores de tubo y

carcaza – carcaza de flujo dividido (TEMA, Tipo AJS)Figura 6c Tipos de carcazas comunes para intercambiadores de tubo y

carcaza – carcaza de dos paso (TEMA, Tipo AFS)Figura 7 Localización de la banda de selloFigura 8 Mecanismos de condensaciónFigura 9 Tipos de intercambiadores de placa




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TABLA 1. SUMARIO DE LOS DIFERENTES TIPOS DE INTERCAMBIADORESDE CALOR


TipoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Características PrincipalesÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Aplicación


Carcaza y tubo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Haz de tubos encerrados en unacarcaza cilíndrica


Debe ser siempre el primer tipo deintercambiador que se considere.


Enfriador de Aire ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Haces de tubos rectangularescolocados en una estructura, queutilizan aire como medio enfriante.


Son económicos cuando el costo delagua de enfriamiento es alto.


Doble tubo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Tubos concéntricos. El tubo internopuede ser liso o con aletas.


Se utilizan en plantas pequeñas.

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Superficie extendida ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Tubos con aletas en la superficieexterna.


Servicios donde la resistencia en lasuperficie externa del tubo es muchomayor que la resistencia interna.También se utilizan para eliminarcuellos de botella en unidadesexistentes.


Láminas soldadas ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Series de láminas separadas poraletas corrugadas.


Servicios criogénicos. Los fluidosdeben estar limpios.


Tipo espiral ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Serpentines concéntricosenrollados en forma de espiral ycolocados dentro de una carcaza.


Servicios criogénicos. Los fluidosdeben estar limpios.


Tipo superficieraspadora (ScrapedSurface)

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Tubos concéntricos, provistos deraspadores rotatorios colocados enla pared interna del tubo interno.


Servicios de enfriamiento conformación de cristales.


Tipo bayonetaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

El elemento tubular estáconstituido de un tubo externo y untubo interno.


Se utilizan cuando existe unadiferencia de temperatura grandeentre el fluido de la carcaza y de lostubos.


Enfriadores depelícula descendente

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Unidades verticales que utilizanuna película de agua gruesa en ellado de los tubos.


Aplicaciones especiales deenfriamiento.


Enfriadores deserpentín (WormCoolers)


Serpentines sumergidos en unrecipiente con agua.


Enfriamiento de emergencia.


CondensadoresBarométricos(Contacto Directo)


Contacto directo de agua y vapor ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Se utilizan cuando las solubilidadesdel agua y del fluido de proceso lopermiten.


Enfriadores deCascada


El agua de enfriamiento fluye sobreuna serie de tubos.


Enfriamiento especial de fluidos deproceso altamente corrosivo.


Grafito impermeableÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Constituidos de grafito paraprotección por corrosión


Utilizados en servicios altamentecorrosivos.




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TABLA 2.A (UNIDADES SI)INFORMACION REQUERIDA PARA EL DISEÑO DE INTERCAMBIADORES

DE CALOR


Tubo y Carcaza



Diseño Básico (1)


Comúnmente usados enlas refinerías


Diámetro interno nominal de lacarcaza máxima



1200 mm ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

––––––––––––––––––––––


Peso del haz de tubos, máximoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


13.6 tons ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

––––––––––––––––––––––ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Tubos con aletas cortas (2) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Si ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Si ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

NoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Tubos en U (2)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


SiÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

SiÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

NoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Longitud del tuboÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


6096 mmÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

>7315 mm (4), 7315 mm(5), 6096 mm, 4877 mm


D E del tubo y espesor mínimode la pared






Servicio de agua de enfriamientoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

– No ferrosoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

19.0 mm–1.65 mmÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

––––––––––––––––––––––


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

– Ferroso (3) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

25.40 mm–2.11 mm ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

––––––––––––––––––––––


Servicio de hidrocarburos ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

– Ferroso ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

19.0 mm–2.11 mm ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Alterno I ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


25.40 mm–2.11 mmÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

––––––––––––––––––––––ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Material del tuboÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

– Servicio deagua deenfriamiento


Acero al carbono (3)Admiralty o aluminio–bronce



ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁArreglo de tubos triangular (2)






Cabezal de tubos flotante noremovible



SiÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

SiÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

No


Dos pasos en la carcaza (2)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




No


Cabezal de tubos estacionarioÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




No


País de fabricación ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




Enfriadores de aireÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ





Tipo cabezalÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


TapónÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

TapónÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Lámina


Reductores de velocidad (6) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Cinturón en V ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Cinturón en V ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Engranaje


Interruptor de vibración ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


No ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Otro ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ





Intercambiadores de aletalogitudinal (2)





No




REVISION FECHA





Página 83

��


TABLA 2.A (UNIDADES SI)INFORMACION REQUERIDA PARA EL DISEÑO DE INTERCAMBIADORES

DE CALOR (CONT.)


MisceláneosÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Temperatura de agua deenfriamiento



ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁEntrada de diseño ÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


°CÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Registros de temperaturaanuales




Si ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

No


Salida de diseño ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


48°C Sal. (7)54°C Dulce (7)


°C


Método de limpieza delintercambiador



Química ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Química, mecánica


Limpieza química hecha por: ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



refinería, contratistaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

de no–hidrocarburos y de trans-ferencia





No


de calor bajo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

NOTAS:

1. Se debería especificar una unidad con estas características a menos que se tenga preferencia poruna unidad en particular.

2. Se utilizan cuando sean aplicables y el balance económico lo permita.3. Se usa acero al carbono sólo en los servicios de agua dulce.4. Servicio limpio, unidades grandes de cabezal de tubos fijo.5. Para unidades de proceso grandes donde el ancho de la fila de equipos permita utilizar tubos de

esta longitud.6. Hasta 22 kW, inclusive.7. Si lo permite la temperatura máxima de la película del agua.




REVISION FECHA





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TABLA 2.B (UNIDADES INGLESAS)INFORMACION REQUERIDA PARA EL DISEÑO DE INTERCAMBIADORES

DE CALOR


Tubo y CarcazaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Diseño Básico (1)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Comúnmente usados enlas refinerías


Diámetro interno nominal de lacarcaza máxima



48 in.ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

––––––––––––––––––––––


Peso del haz de tubos, máximoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


15 tonsÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

––––––––––––––––––––––


Tubos con aletas cortas (2) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




No


Tubos en U (2) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ





Longitud del tubo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


20 pie ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

24’ (4), 24’ (5), 20’, 16’ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

D E del tubo y espesor mínimode la pared






Servicio de agua de enfriamientoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

– No ferrosoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

3/4 in.–0.065 in.ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

––––––––––––––––––––––



– Ferroso (3)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

1 in.–0.083 in. ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

––––––––––––––––––––––


Servicio de hidrocarburos ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

– Ferroso ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

3/4 in.–0.083 in. ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Alterno I ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


1 in.–0.083 in. ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

––––––––––––––––––––––ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Material del tuboÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

– Servicio deagua deenfriamiento


Acero al carbono (3)Admiralty o aluminio–bronce



ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁArreglo de tubos triangular (2)






Cabezal de tubos flotante noremovible





No


Dos pasos en la carcaza (2)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




No


Cabezal de tubos estacionario ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




No


País de fabricación ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




Enfriadores de aire ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ





Tipo cabezalÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


TapónÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

TapónÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Lámina


Reductores de velocidad (6) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Cinturón en V ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Cinturón en V ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Engranaje


Interruptor de vibración ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


No ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Otro ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ





Intercambiadores de aletalogitudinal (2)





No




REVISION FECHA





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TABLA 2.B (UNIDADES INGLESAS)INFORMACION REQUERIDA PARA EL DISEÑO DE INTERCAMBIADORES

DE CALOR (CONT.)


Misceláneos ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁ



Temperatura de agua deenfriamiento





Entrada de diseñoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



°F


Registros de temperaturaanuales





No


Salida de diseño ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


120°F Sal. (7)130°F Dulce (7)


°F


Método de limpieza delintercambiador



Química ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Química, mecánica


Limpieza química hecha por: ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



refinería, contratistaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

de no–hidrocarburos y detransferencia





No


de calor bajo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

NOTAS:

1. Se debería especificar una unidad con estas características a menos que se tenga preferencia poruna unidad en particular.

2. Se utilizan cuando sean aplicables y el balance económico lo permita.3. Se usa acero al carbono sólo en los servicios de agua dulce.4. Servicio limpio, unidades grandes de cabezal de tubos fijo.5. Para unidades de proceso grandes donde el ancho de la fila de equipos permita utilizar tubos de

esta longitud.6. Hasta 30 hp, inclusive.7. Si lo permite la temperatura máxima de la película del agua.




REVISION FECHA





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TABLA 3. COEFICIENTES GLOBALES DE TRANSFERENCIA DE CALORTIPICOS – UO


Fluido EnfriándoseÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Fluido CalentándoseÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Uo(1)


Unidades de Carcaza y Tubos conTubos Lisos




ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁIntercambiadores



W/m2 °CÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU/h.pie2 °FÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Reflujo de Tope de Torre AtmosféricaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

CrudoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

340–400ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

60–70


Corte Lateral No. 3 Atmosférico ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Crudo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

270–330 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

48–58ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Recirculación a la Torre AtmosféricaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Crudo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Fondos AtmosféricosÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

CrudoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

150–260ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

26–45ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Crudo ReducidoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Crudo VaporizadoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

140ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

25


Aceite Pobre (“Lean Oil”) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Aceite Grasoso ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

340 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

60


Efluente del Hidrodesintegrador ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Alimentación alHidrodesintegrador


430 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

75


Efluente del Reactor Hidrogenador ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Alimentación al ReactorHidrogenador


290–310 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

51–55


Efluente del Hidrofinador ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Alimentación alHidrofinador



50–68


Efluente del Desbutanizador ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Alimentación alDesbutanizador



70


Efluente del Termoreactor(“Powerformer”)


Alimentación al“Powerformer”



50–80


Alimentación al Convertidor deAcetileno


Efluente del Convertidorde Acetileno



22–30


DEA Regeneradora ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

DEA Sucia ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


110ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Mezcla de Aceite de Lechada yCatalizador


Alimentación de GasóleoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


40


Vapores de los Serpentines deDesintegración


Gasóleo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


30


Cabecera de Torre Reprocesadora ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Alimentación a TorreReprocesadora



50


Tope del Separador ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Alimentación alDesbutanizador



55




REVISION FECHA





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TABLA 3. COEFICIENTES GLOBALES DE TRANSFERENCIA DE CALOR TIPICOS – UO (CONT.)


Fluido Enfriándose ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Fluido Calentándose ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Uo(1)



ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁEnfriadores ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁAgua ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁAgua ÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁ850–1190(2) ÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁ150–210(2)

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁAgua Salobre

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁAgua

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ570–650

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ100–115ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Fondo del DesbutanizadorÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

AguaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


68–75


Productos de Cabecera delDesbutanizador


Agua ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


85–90


Productos de Fondo delDesbutanizador


Agua ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


43





ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁEnfriadores ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


W/m2 °C ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU/h.pie2 °FÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁFondos de Vacío

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁAgua




Aceite del AbsorbedorÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



80


Fondos del Separador ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Agua ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


18ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Aceite Delgado ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




Gasóleo PesadoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

AguaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



DEA RegeneradoraÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



110


Crudo Reducido ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ







ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁEnfriadores de Gas





Aire, 186 kPa man. (27 psig)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



13


174 kPa man. (105 psig) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



17


2206 kPa man. (320 psig) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




Gas del Fraccionador PrimarioÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




Vapores de Hidrocarburos (30 P.M.)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



38–43


Vapores de Hidrocarburos (25 P.M.)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



56–60


Propileno ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




Etileno ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



31




REVISION FECHA





Página 88

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Fluido EnfriándoseÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Fluido CalentándoseÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Uo(1)









ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁCondensadores





Cabecera Torre AtmosféricaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

AguaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

450–510ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

80–90


Cabecera Torre Atmosférica ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Crudo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

200–260 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

35–45


Destilado Torre Atmosférica ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Agua ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Cabecera Torre de VacíoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

AguaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

650–740ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Cabecera del DesbutanizadorÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



90–100


Cabecera del Desetanizador ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



90–113


Cabecera del Despentanizador ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


620 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Cabecera de Torre GPL ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




Efluente del HidrofinadorÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



91–105


Cabecera del Estabilizador ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



75–85


Cabecera del Separador ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




Cabecera Torre Reprocesadora ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




Cabecera del Regenerador de DEAÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


570ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

100





ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁCondensadores ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


W/m2 °C ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU/h.pie2 °FÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Cabecera del Fraccionador PrimarioÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



40 (50% cond.)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Cabecera del Fraccionador Primarioy Productos




60 (25% cond.)






55–60


Efluente del HidrodesintegradorÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



85


Propileno ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



120


vapor de Agua (3) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


2270–3410ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ








REVISION FECHA





Página 89

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Fluido EnfriándoseÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Fluido CalentándoseÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Uo(1)









ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁRefrigeradores





Etileno (4)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

PropilenoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


98


Cabecera del Desmetanizador (4) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Etileno ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


107


Cabecera del Desetanizador (4) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Propileno ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Cabecera del Despropanizador (4)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

PropilenoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

650ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


EtilenoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

EtilenoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


99–105


Alimentación al Desmetanizador ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Etileno ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


96–113


Alimentación al Desmetanizador ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Propileno ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ







RehervidoresÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




Vapor de Agua ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Fondos delDesmetanizador


430 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

75


Aceite Pobre (“Lean Oil”) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Fondos delDesmetanizador



60



Fondos delDesetanizador


410–490 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

73–86


Reflujo de Tope de la TorreAtmosférica


Fondos delDesetanizador



66



Fondos delDespropanizador



89



Fondos delDesbutanizador



74–100


Reflujo de Tope de la TorreAtmosférica





65


Fondo Atmosférico ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




56




REVISION FECHA





Página 90

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Fluido Enfriándose ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Fluido Calentándose ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Uo(1)










RehervidoresÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


W/m2 °CÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU/h.pie2 °F


Vapor de Agua ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Fondos delDespentanizador



81



Fondos delDesbencenizador



102



Fondos delDestoluenizador



77


Vapor de Agua ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Fondos del Separador ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


80


Vapores Químicos ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Fondos del Separador ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Vapor de AguaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Fondos del DespojadorÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Vapor de AguaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Fondos del EstabilizadorÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


115



Fondos TorreReprocesadora



74


Vapores Químicos (“Dowtherm”) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Fondos TorreReprocesadora



47


Vapor de Agua ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Fondos del GPL ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


70




Fondos Estabilizador delTermoreactor(“Powerformer”)



75–77



Fondos del Despojadorde K3PO4



145



Fondos del RegeneradorDEA



240


Vapores Químicos (“Dowtherm”) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Fenol ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


65





ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁPrecalentadores ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ





Alimentación a TorreIsobutanizadora



92



Alimentación a TorreReprocesadora



80–100




REVISION FECHA





Página 91

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Fluido EnfriándoseÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Fluido CalentándoseÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Uo(1)







Alimentación a TorreDesbutanizadora



110



Alimentación a ReactorHidrogenador



75–89


Rehervidores ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


W/m2 °C ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU/h.pie2 °FÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Fondos del Estabilizador delTermoreactor (“Powerformer”)

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

AlimentaciónEstabilizador delTermoreactor(“Powerformer”)

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

270ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

47






Generadores de VaporÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁFondos de Vacío ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁAgua de Caldera ÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁ200 ÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁ35


Recirculación de Fondos de Vacío ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Agua de Caldera ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Lechada del Fraccionador Primario ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Agua de Caldera ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


30–55ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁGas de Chimenea

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁAgua de Caldera




Efluente del ReformadorÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Agua de CalderaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


45–60






Unidades con Aletas (CoeficientesBasados en el área Total Externa)





Nafta Pesada ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Agua (1.8 m/s (6 pie/s)en el ángulo



25






20


Nafta Liviana ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




30






25





ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁK3PO4 Limpio





K3PO4 LimpioÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

K3PO4 sucioÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


42




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NOTAS

1. Los coeficientes dados representan un rango de coeficientes típicos. En los casos donde sepresenta un solo coeficiente, los coeficientes típicos pueden ser mayores o menores que el valortabulado.

2. Coeficiente altamente dependiente de los factores de ensuciamiento.3. Condensador de vapor de superficie. Refiérase al “Heat Exchange Institute Standards for Steam

Surface Condensers”.4. Servicio de Condensación.




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TABLA 4. TEMPERATURAS DE DISEÑO DEL AGUA DE ENFRIAMIENTO ENTRANDOÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Localidad


Tipo de Agua


PromedioMínimo


PromedioMáximo


Utilizar en elDiseño (1)



ÁÁÁÁÁÁÁÁ

°C ÁÁÁÁÁÁÁÁ

°F ÁÁÁÁÁÁÁÁ


°F ÁÁÁÁÁÁÁÁ



Anaco ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Torre de Enfriamiento ÁÁÁÁÁÁÁÁ

32 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

90 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

41ÁÁÁÁÁÁÁÁ

105ÁÁÁÁÁÁÁÁ

32ÁÁÁÁÁÁÁÁ


Amuay ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Agua Salada ÁÁÁÁÁÁÁÁ

25 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

77 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

29ÁÁÁÁÁÁÁÁ

85ÁÁÁÁÁÁÁÁ

(2)ÁÁÁÁÁÁÁÁ

(2)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Bajo GrandeÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Agua del Lago (Salobre)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ






90


Barinas ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


– ÁÁÁÁÁÁÁÁ


–ÁÁÁÁÁÁÁÁ

–ÁÁÁÁÁÁÁÁ

–ÁÁÁÁÁÁÁÁ

–


Cardón ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


25 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

77 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

29ÁÁÁÁÁÁÁÁ

85ÁÁÁÁÁÁÁÁ

(2)ÁÁÁÁÁÁÁÁ

(2)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Caripito ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


32 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

90 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

41ÁÁÁÁÁÁÁÁ

105ÁÁÁÁÁÁÁÁ

32ÁÁÁÁÁÁÁÁ


CurazaoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Agua SaladaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ






85


El Palito ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


26 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

78 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

31ÁÁÁÁÁÁÁÁ

88ÁÁÁÁÁÁÁÁ

29ÁÁÁÁÁÁÁÁ

85


El Chaure ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


26 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

78 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

31ÁÁÁÁÁÁÁÁ

88ÁÁÁÁÁÁÁÁ

29ÁÁÁÁÁÁÁÁ


José ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


26 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

78 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

31ÁÁÁÁÁÁÁÁ

88ÁÁÁÁÁÁÁÁ

29ÁÁÁÁÁÁÁÁ


JusepinÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Torre de EnfriamientoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

–ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ





88


Lago deMaracaibo

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Agua del Lago (Salobre) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ






90


La Salina ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Agua del Lago (Salobre) ÁÁÁÁÁÁÁÁ

29 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

84 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

32ÁÁÁÁÁÁÁÁ

90ÁÁÁÁÁÁÁÁ

32ÁÁÁÁÁÁÁÁ

90


Morón ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


26 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

78 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

31ÁÁÁÁÁÁÁÁ

88ÁÁÁÁÁÁÁÁ

29ÁÁÁÁÁÁÁÁ


Morichal ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


32 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

90 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

41ÁÁÁÁÁÁÁÁ

105ÁÁÁÁÁÁÁÁ

32ÁÁÁÁÁÁÁÁ



Agua de RíoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ






–




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TABLA 4. TEMPERATURAS DE DISEÑO DEL AGUA DE ENFRIAMIENTO ENTRANDO(CONT.)


Localidad


Tipo de Agua


PromedioMínimo


PromedioMáximo


Utilizar en elDiseño (1)




°CÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ





°F


Norte deMonagas


Torre de Enfriamiento ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ






90


Puerto LaCruz


Agua Salada ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ






85


Quiriquirí ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Agua de Río ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁSan LorenzoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁAgua del Lago (Salobre) ÁÁÁÁ

ÁÁÁÁ29 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

84 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

32ÁÁÁÁÁÁÁÁ

90ÁÁÁÁÁÁÁÁ

32ÁÁÁÁÁÁÁÁ

90ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁSan Roque

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁTorre de Enfriamiento

ÁÁÁÁÁÁÁÁ32

ÁÁÁÁÁÁÁÁ90

ÁÁÁÁÁÁÁÁ41

ÁÁÁÁÁÁÁÁ105

ÁÁÁÁÁÁÁÁ32

ÁÁÁÁÁÁÁÁ90ÁÁÁÁÁÁ


Santa AnaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Torre de EnfriamientoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ






90


Santa Rita ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Agua del Lago (Salobre) ÁÁÁÁÁÁÁÁ

29 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

84 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

32ÁÁÁÁÁÁÁÁ

90ÁÁÁÁÁÁÁÁ

32ÁÁÁÁÁÁÁÁ


Tucupita ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Agua de Río ÁÁÁÁÁÁÁÁ



–ÁÁÁÁÁÁÁÁ

–ÁÁÁÁÁÁÁÁ

–ÁÁÁÁÁÁÁÁ



Torre de EnfriamientoÁÁÁÁÁÁÁÁ

–ÁÁÁÁÁÁÁÁ

–ÁÁÁÁÁÁÁÁ

–ÁÁÁÁÁÁÁÁ

–ÁÁÁÁÁÁÁÁ

–ÁÁÁÁÁÁÁÁ

–ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ









ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

NOTAS

1. La temperatura que se recomienda utilizar en el diseño de enfriadores y condensadores es un valoróptimo desde el punto de vista económico para una planta promedio. Esta temperatura se excedeen varios grados durante aproximadamente tres semanas al año. Durante este período, si losenfriadores no se limpian antes que la temperatura suba, será necesario operar la planta a unacapacidad menor que la de diseño y/o aumentar la temperatura de salida de los productos. En losclimas fríos, puede ser deseable proveer un desvío en el lado del enfriador por donde circula elaceite. Por otra parte, las bajas velocidades en el lado de los tubos (causadas por requerimientosbajos de agua) pueden ocasionar una concentración de depósitos excesiva.

2. Utilice una temperatura de entrada del agua de enfriamiento de 27°C (80°F) para los enfriadores y29°C (85°F) para los condensadores. La temperatura de salida máxima permitida en Amuay yCardón es 49°C (120°F).




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TABLA 5. FACTORES DE ENSUCIAMIENTO TIPICOS (1) ri y ro

LAS RESISTENCIAS POR ENSUCIAMIENTO LISTADAS EN ESTA TABLA SE REFIEREN A LAS SUPERFICIES SOBRE LAS CUALESOCURREN. POR ENSUCIAMIENTO DE LAS SUPERFICIES INTERNAS ESTOS VALORES DEBERAN SER MULTIPLICADOS POR LARELACION DE SUPERFICIE EXTERNA/INTERNA.




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TABLA 5. FACTORES DE ENSUCIAMIENTO TIPICOS (1) ri y ro (CONT.)

LAS RESISTENCIAS PRESENTADAS EN ESTA TABLA SE REFIEREN A LA SUPERFICIE SOBRE LA CUAL EL ENSUCIAMIENTOOCURRE. LAS RESISTENCIAS DE ENSUCIAMIENTO REFERIDAS A LA SUPERFICIE INTERNA SE OBTIENEN MULTIPLICANDO LOSVALORES POR LA RAZON DE AREAS ENTRE LA SUPERFICIE EXTERNA E INTERNA.

Agua de Ensuciamiento (2)Factor de Ensuciamiento, = factor base + factor ambiental

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Temperatura media de la fuente de calor °CÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Factores Ambientales ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Tipo de Agua ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

AdicionarÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Material de los TubosÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



No ferroso (admiralty y otros tipos de aleacionesun contenido de cobre mayor 50%


Salada con Cloro ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

0


No ferroso ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁSalada sin cloro ÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁ+0.09 x 10–3


No ferroso ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁDulce no tratada ÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁ+0.09 x 10–3


No ferrosoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁTratada en Torre de Enfriamiento


+0.09 x 10–3ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Acero al carbónÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Tratada en Torre de EnfriamientoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

+0.09 x 10–3

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Monel (Aleaciones con contenido de cobremenor que 50%


Todo tipo de agua salada ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

+0.18 x 10–3


Cualquiera ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁLodosa o fangosa ÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁ+0.18 x 10–3




ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁCrudos (2) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

















ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁTemperatura media °C




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TABLA 5. FACTORES DE ENSUCIAMIENTO TIPICOS (1) ri Y ro (CONT.)

Multiplique todos los valores de la tabla por 1 x 10–3



m2 °C/WÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

h.pie2

°F/BTUÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


m2 °C/WÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

h.pie2

°F/BTU


Destilación Atmosférica ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ


Desintegración Catalítica ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁVapores de Cabecera ÁÁÁÁ

ÁÁÁÁ0.18 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

1.0 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Alimentación (con atmósfera inerte en eltanque de alimentación)

ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁCortes Laterales ÁÁÁÁ



Menos de 121 °C (250°F) ÁÁÁÁÁÁÁÁ

0.18 ÁÁÁÁÁÁÁÁ

1.0ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Crudo Reducido ÁÁÁÁÁÁÁÁ



121 °C (250°F) y más ÁÁÁÁÁÁÁÁ



ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ


Alimentación (sin atmósfera inerte) ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁDestilación al Vacío ÁÁÁÁ





2.0


Vapores de Cabecera ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ


121 °C (250°F) y más (3) ÁÁÁÁÁÁÁÁ


5.0


Del Fraccionador ÁÁÁÁÁÁÁÁ



Cabecera del Fraccionador ÁÁÁÁÁÁÁÁ


1.0


Del Tambor Vaporizador ÁÁÁÁÁÁÁÁ



Cortes Laterales del Fraccionado ÁÁÁÁÁÁÁÁ


2.0


A un enfriador con agua ÁÁÁÁÁÁÁÁ



Residuo ÁÁÁÁÁÁÁÁ


10.0


A otros tipos de intercambiadores ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁ



Cortes Laterales ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ


Powerformers ÁÁÁÁÁÁÁÁ



A un enfriador con agua ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

0.35 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

2.0 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Calentamiento de la Alimentación (con atmósfera inerte en el tanque dealimentación)



ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁA otros tipos de intercambiadores ÁÁÁÁ





1.0


Destilados de Fondo (933.4 kg/m3 20° API)

ÁÁÁÁÁÁÁÁ





2.0


Fondo Residual (933.5 kg/m3 20 °API)



5.0ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Calentamiento de la Alimentación(sin atmósfera de gas inerte)




ÁÁÁÁÁÁÁÁ




3.5


Hidrodesintegración ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ




6.0


Alimentación ÁÁÁÁÁÁÁÁ



Efluente ÁÁÁÁÁÁÁÁ


1.0


Efluente ÁÁÁÁÁÁÁÁ



Powerformate ÁÁÁÁÁÁÁÁ


1.0

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁGas de Reciclo ÁÁÁÁ0.18 ÁÁÁÁ1.0 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁFondos de Reprocesamiento ÁÁÁÁ0.44 ÁÁÁÁ2.5ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁHidrofinación

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁDesparafinación

ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁAlimentaciónÁÁÁÁÁÁÁÁ0.35

ÁÁÁÁÁÁÁÁ2.0

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁCalentamiento del Aceite de Alimentación

ÁÁÁÁÁÁÁÁ0.18


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁEfluente

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

0.35ÁÁÁÁÁÁÁÁ

2.0ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Enfriamiento del Aceite de AlimentaciónÁÁÁÁÁÁÁÁ


3.0 (5)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ


SolventeÁÁÁÁÁÁÁÁ


1.0ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Despropanizador; Desbutanizador;Alquilación; Despentanizador yPolimerización




Aceite Desparafinado ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


1.0


Alimentación ÁÁÁÁÁÁÁÁ



ÁÁÁÁÁÁÁÁ





1.0 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Desintegración de Productos Livianos ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁProducto ÁÁÁÁ0.18 ÁÁÁÁ1.0 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁAlimentación ÁÁÁÁ0.18 ÁÁÁÁ1.0ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁRehervidores (4)ÁÁÁÁÁÁÁÁ0.35

ÁÁÁÁÁÁÁÁ2.0

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁProducto



ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁAlimentación del ReactorÁÁÁÁÁÁÁÁ0.35

ÁÁÁÁÁÁÁÁ2.0

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁRehervidores (4)


ÁÁÁÁÁÁÁÁ6.0




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TABLA 5. FACTORES DE ENSUCIAMIENTO TIPICOS (1) ri Y ro (CONT.)

Multiplique todos los valores de la tabla por 1 X 10–3


ÁÁÁÁÁÁÁÁ

m2 °C/WÁÁÁÁÁÁÁÁ

h.pie2

°F/BTUÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

m2 °C/WÁÁÁÁÁÁÁÁ

h.pie2

°F/BTUÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

AbsorbedoresÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



DesasfaltaciónÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁGas de Alimentación ÁÁÁÁ


2.0 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Aceite de Alimentación ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


2.0


Aceite Pobre (“Lean Oil”) ÁÁÁÁÁÁÁÁ



Solvente ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


1.0


Aceite Grasoso ÁÁÁÁÁÁÁÁ



Aceite Refinado ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁVapores de Cabecera ÁÁÁÁ



A un enfriador con agua ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


3.0 (5)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Destilado ÁÁÁÁÁÁÁÁ



A otros tipos de intercambiadoresÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ


Asfalto y ResinaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁEstabilizadoresÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁA un enfriador con agua




AlimentaciónÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


1.0ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

A otros tipos de intercambiadoresÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


5.0







ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁProducto ÁÁÁÁ



Misceláneos ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁRehervidores (4) ÁÁÁÁ



Vapor de Agua ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



ÁÁÁÁÁÁÁÁ


Con Aceite ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


1.0


Remoción de H2S (Proceso Girbotol)ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ


Sin Aceite ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Vapores de CabeceraÁÁÁÁÁÁÁÁ


1.0ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Aire (Atmosférico)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


2.0ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

SoluciónÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Calentadores de AceiteCombustible



5.0


Rehervidores con Soluciones delProceso Girbotol



2.0 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Vapores Orgánicos ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


0.5


ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ


Líquidos Orgánicos ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


1.0


Tratamiento de Lubricantes ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Líquidos Refrigerantes(Calentamiento, Enfriamiento oEvaporación)



1.0


SolventeÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Vapores RefrigerantesCondensados en:




Mezcla Aceite Solvente deAlimentación



2.0 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Compresores ReciprocantesÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


2.0





Otros Tipos de CompresoresÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


0.5


Aceite Refinado ÁÁÁÁÁÁÁÁ



Salmuera (Enfriamiento) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


1.0


Enfriadores de Aceite Refinado ÁÁÁÁÁÁÁÁ



Condensado ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



ExtractoÁÁÁÁÁÁÁÁ


2.0ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Agua de CalderaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


1.0




REVISION FECHA





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��


NOTAS

1. Los factores de ensuciamiento que se presentan corresponden a un período de operación de unaño a año y medio aproximadamente, exceptuando aquellos casos donde se especifique locontrario. Los factores de ensuciamiento tienen un rango de ± 0.09 x 10–3 m2°C/W (0.0005h.pie2°F/BTU).

2. Se recomienda leer los gráficos con una precisión de 0.05 x 10–3 m2°C/W (0.0005 h.pie2°F/BTU).3. La experiencia ha demostrado que es deseable instalar válvulas de bloque y desvíos en esta clase

de servicios. Los períodos de operación esperados son largos y la velocidad de ensuciamiento eincremento en caída de presión son considerables.

4. En el caso de compuestos insaturados donde se espera o exista la certeza de que ocurrepolimerización, se deben hacer consideraciones individuales en cuanto a las tolerancias porensuciamiento, con la posibilidad de instalar un rehervidor de repuesto.

5. Se deben tomar precauciones en cuanto a la deposición de cera en los casos que ésta se encuentrapresente. Si no hay cera el factor de ensuciamiento se puede reducir a 0.18 x 10–3 m2°C/W (0.001h.pie2°F/BTU).




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TABLA 6. CAIDAS DE PRESION TIPICASÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Intercambiadores de Carcaza y Tubos, Doble Tubo y Enfriadores de Aire


Gases y Vapores (Alta Presión) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

35–70 kPa ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

5–10 psiÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Gases y Vapores (Baja Presión) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


2–5 psiÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Gases y Vapores (Presión Atmosférica)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

3.5–14 kPaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

0.5–2 psi


Vapores (Vacío) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ< 3.5 kPa ÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁ< 0.5 psi


Vapores (Condensadores de Torre de Vacío) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

0.4–1.6 kPa ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

3–12 mm HGÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Líquidos ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


10–25 psiÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁRequerimiento Especial ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁCarcaza F, Corriente del Lado de la CarcazaÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ35–70 kPa máximo ÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁ5–10 psi máximo



ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Intercambiadores de Láminas con Aletas


Gases y Vapores ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


1–3 psi


Líquidos ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


3–8 psi




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TABLA 7. DATOS DE TUBOS PARA INTERCAMBIADORESÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

de = ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

dw = Espesor ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

di = ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

área ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Superficie ExternaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

DE delÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

de paredÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

DI delÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

InternaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

por metroÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

por pie


tubo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



tubo ÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ


de longitud ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

longitudÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

mm ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pulgÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

mm ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pulg ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

mm ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pulg ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

mm2ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pulg2ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

m cuadrado ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

piecuadrado

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

19.05 ÁÁÁÁÁÁ

3/4ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

2.77 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



0.532 ÁÁÁÁÁÁ


0.223ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



19.05 ÁÁÁÁÁÁ

3/4ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

2.11(1)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

0.083(1) ÁÁÁÁÁÁÁÁ


0.584 ÁÁÁÁÁÁ




0.1963ÁÁÁÁÁÁÁÁ19.05

ÁÁÁÁÁÁ3/4ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ1.65(2)

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ0.065(2)



ÁÁÁÁÁÁ194.8


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ0.0598

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ0.1963ÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ


3/4ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ






0.334ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

0.0598ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

0.1963

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

25.40 ÁÁÁÁÁÁ





0.732 ÁÁÁÁÁÁ




0.2618

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

25.40 ÁÁÁÁÁÁ





0.782 ÁÁÁÁÁÁ





25.40 ÁÁÁÁÁÁ





0.834 ÁÁÁÁÁÁ





25.40 ÁÁÁÁÁÁ





0.870 ÁÁÁÁÁÁ




0.2618ÁÁÁÁÁÁÁÁ38.10

ÁÁÁÁÁÁ1 1/2ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ3.40




ÁÁÁÁÁÁ769.0



ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ0.3927ÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁ









0.1197ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

0.3927

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

38.10 ÁÁÁÁÁÁ

1 1/2ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




1.334 ÁÁÁÁÁÁ




0.3927

NOTAS:

(1) Espesor de pared preferido para tubos de acero al carbono.(2) Espesor de pared preferido para tubos de aleaciones de cobre.

ESCALA EQUIVALENTEÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁmm

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁpulg

ÁÁÁÁÁÁÁÁBWGÁÁÁÁÁ




8




9




10ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




2.77ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ





13




14




15










18




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TABLA 8. CONDUCTIVIDADES TERMICASÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Material


Composición


ConductividadTérmica, K




W/m°CÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU/hpie2°F/pieÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Admiralty ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(71 Cu – 28 Zn – 1 Sn) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


64ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Acero inoxidable tipo 31ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(17 Cr – 12 Ni – 2 Mo)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


9


Acero inoxidable tipo 304 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(18 Cr – 8 Ni) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


9


Latón ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(70 Cu – 30 Zn) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


57ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Latón rojo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(85 Cu – 15 Zn) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Latón de aluminioÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(76 Cu – 22 Zn – 2 Al)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


58


Cuproníquel ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(90 Cu – 10 Ni) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


41


Cuproníquel ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(70 Cu – 30 Ni) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Monel ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(67 Ni – 30 Cu – 1.4 Fe) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



InconelÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



11


Aluminio ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



117


Acero al Carbono ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




Carbón 1/2 molibdeno ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(0.5 Mo) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



CobreÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



223


Plomo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



20


Níquel ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




Titanio ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




Acero aleado con cromo ymolibdeno


(1 Cr – 0.5 Mo)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


24


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ(2–1/4 Cr – 0.5 Mo)

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ38

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ22ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



(5 Cr – 0.5 Mo)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


20



(12 Cr – 1 Mo) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


16

Estos valores aplican normalmente para las temperaturas del metal del tubo encontradas en diseñode intercambiadores.




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TABLA 9. SELECCION DE TIPOS DE CABEZALES (TEMA)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Factores de ensuciamientoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Método deÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Tipo de Cabezal Fijo


Lado del tubo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Lado de la carcaza ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Tipo deÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Limpieza (1) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

AnteriorÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

PosteriorÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

hpie2°F/BTUÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

m2°C/WÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

hpie2°F/BTUÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

m2°C/WÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

hazÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

TuboÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

CarcazaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(canal)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(carcaza)




todos ÁÁÁÁÁÁÁÁ

todos ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Tubo U ÁÁÁÁÁÁÁÁ

– ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


A o B(3)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

–




todos ÁÁÁÁÁÁÁÁ

todos ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Tubo U ÁÁÁÁÁÁÁÁ

Q ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ






ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁ

M(4)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

_ ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

A ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁRemovible

ÁÁÁÁÁÁÁÁQ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁQ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁA o B(3)

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁS o T(5)(6)ÁÁÁÁÁÁ







MÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

QÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

AÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

S o T(5)(7)




ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁ


M ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


S o T(5)




ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁ




S o T(5)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ





Fijo ÁÁÁÁÁÁÁÁ



A,B o C (8)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

L,M o N(9)(10)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



todosÁÁÁÁÁÁÁÁ

todosÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Tubo UÁÁÁÁÁÁÁÁ

MÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

QÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

AÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

LÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ





RemovibleÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

M(4)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

–ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

AÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

–




ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁ




S o T(5)




ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁ




S o T(5)






Fijo ÁÁÁÁÁÁÁÁ




L

NOTAS:

1. Q – Química, M – Mecánica incluyendo chorro de agua de alta presión2. El cabezal tipo A es preferido cuando el lado del tubo o el lado de la carcaza tiene una corrosión

permisible de 3 mm.3. Normalmente el cabezal tipo B es más económico4. Sólo usado en servicios de agua de enfriamiento de donde los tubos se limpian con chorros a alta

presión.5. Use cabezal tipo S a menos que el usuario prefiera el cabezal tipo T.6. Cubierta de carcaza integral puede ser usada con cabezal tipo T cuando el factor de ensuciamiento

del lado de la carcaza � 0.00035.7. Nota (6) y en adición el lado de los tubos debe ser limpiados con chorro de alta presión.8. B o C – Normalmente son cabezales más económicos que cabezales tipo A.9. M o N – Normalmente son cabezales más económicos que cabezales tipo L.

10. Cabezal tipo L es preferido cuando la corrosión permisible es de 3 mm.




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TABLA 10. NUMERO DE PASOS MAXIMO POR LOS TUBOSÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

DI de la carcazaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Número de Pasos Máximo



RecomendadoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

mmÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pulgÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁ<250 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ10 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ4


250–<510 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

10–<20 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

6ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

510–<760ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

20–<30ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

8




10




2ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



14




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Fig 1. HOJAS DE ESPECIFICACION PARA INTERCAMBIADORES DE CALOR:EJEMPLO (UNIDADES SI)




DIV

ISO

R D

E P

AS

OS

O D

EF

LEC

TO

RE

S L

ON

GIT

UD

INA

LES

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Fig 2. ELEMENTOS DE LOS INTERCAMBIADORES DE TUBO Y CARCAZA




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Fig 3. NOMENCLATURA TEMA PARA INTERCAMBIADORES DE CALOR




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Fig 4. ARREGLOS COMUNES DE TUBO




SE

GM

EN

TO(C

OR

TE

VE

RT

ICA

L)

DO

BL

E S

EG

ME

NTO

(DIS

CO

MO

DIF

ICA

DO

O C

OR

ON

A)

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Fig 5. TIPOS DE DEFLECTORES PARA LA CARCAZA




CA

RC

AZ

A D

E U

N P

AS

O (

TE

MA

– T

IPO

AE

S)

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Fig 6.A TIPOS DE CARCAZAS COMUNES PARA INTERCAMBIADORES DE TUBO YCARCAZA




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Fig 6.B. TIPOS DE CARCAZAS COMUNES PARA INTERCAMBIADORES DE TUBO YCARCAZA




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Fig 6.C. TIPOS DE CARCAZAS COMUNES PARA INTERCAMBIADORES DE TUBO YCARCAZA




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Fig 7. LOCALIZACION DE LA BANDA DE SELLO




8b. TIPO PELICULA8a. TIPO GOTA

8c. LIQUIDOS INMISCIBLES 8d. CONDENSADO HOMOGENEO(FORMACION DE NEBLINA)

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Fig 8. MECANISMOS DE CONDENSACION




BARRA SUSTENTADORAPLACA EXTERNAMOVIBLE

PLACA EXTERNAFIJA

PERNO DE COMPRESION

DE PLACASO PLANCHAS

CONJUNTO

9b. VISTA DE UN INTERCAMBIADOR

SOPORTECOLUMNA

9a. DIAGRAMAS ESQUEMATICOSDE TRES TIPOS DE

PLACAS EN ESPIRALINTERCAMBIADORES DE

(c)(a) (b)

DE PLACAS CON EMPACADURAS

BARRA SUSTENTADORA

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Fig 9. TIPOS DE INTERCAMBIADORES DE PLACA




FLUIDO 2

FLUIDO 1

MATRIZ LISA

TABIQUE SEPARADOR

MATRIZ POROSA

DE PLACAS CON ALETAS9c. SECCION DE UN INTERCAMBIADOR

9d. INTERCAMBIADOR LAMELLA

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Fig 9. TIPOS DE INTERCAMBIADORES DE PLACA (CONT.)




PDVSA N° TITULO




� PDVSA, 1983

MDP–05–E–02 INTERCAMBIADORES DE TUBO Y CARCAZA


OCT.950 34


ESPECIALISTAS

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INTERCAMBIADORES DE TUBO Y CARCAZAOCT.950


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Indice1 OBJETIVO 2. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2 ALCANCE 2. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 REFERENCIAS 2. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4 INTERCAMBIADORES SIN CAMBIO DE FASE 4. . . . . . . . . . . . . . . . 4.1 Parámetros de Diseño 4. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2 Optimización de la transferencia de calor 4. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.3 Optimización de la caída de presión 5. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.4 Método manual de diseño 5. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.5 Método automatizado de diseño 6. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

5 INTERCAMBIADORES PARA VAPORIZACION 6. . . . . . . . . . . . . . . . 5.1 Tipos de equipos y aplicaciones 6. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.2 Consideraciones de diseño 13. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.3 Método manual de diseño 17. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.4 Método automatizado de diseño 17. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

6 INTERCAMBIADORES PARA CONDENSACION 17. . . . . . . . . . . . . . . 6.1 Tipos de equipos y aplicaciones 17. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.2 Zonificación del condensador 18. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.3 Consideraciones de diseño 19. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.4 Consideraciones especiales de diseño para condensadores sin tambor 236.5 Criterios de selección para condensadores 24. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.6 Consideraciones de diseño para condensadores de tope en columnas de

destilación al vacío 25. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.7 Método manual de diseño 25. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6.8 Método automatizado de diseño 26. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

7 NOMENCLATURA 27. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

8 APENDICE 28. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 1 Tipos de rehervidores 29. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 2 Componentes de un rehervidor tipo marmita 32. . . . . . . . . . . . . . . Figura 3 Dimensionamiento de rehervidores tipo marmita 33. . . . . . . . . . . . Figura 4 Curva tipica de desprendimiento de calor (t–q) 34. . . . . . . . . . . . .




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1 OBJETIVOEl objetivo de este documento es proveer al ingeniero de proceso y diseño con unaherramienta de cálculo manual para el dimensionamiento de Intercambiadores decalor de tubo y carcaza, sin cambio de fase, con vaporización, y con condensación.

El tema “Intercambiadores de calor”, dentro del area de “Transferencia de calor”,en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientesdocumentos:


05–E–01 Intercambiadores de Calor: Principios Básicos.

05–E–02 Intercambiadores de Calor: Procedimientos de diseño paraIntercambiadores de tubo y carcaza (Este documento) (Incluyevaporización, condensación, calor sensible).


05–E–04 Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseño paraIntercambiadores de Doble Tubo.


Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Intercambiadoresde Calor”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, son unaactualización de la Prácticas de Diseño “Intercambiadores de Calor”, presentadasen la versión de Junio de 1986 del MDP (Sección 9), modificadas para hacermención del uso de información y programas de HTRI.

2 ALCANCEEste Documento presenta los procedimientos recomendados para dimensionarintercambiadores de tubo y carcaza en los cuales no ocurren cambio de fase(intercambiadores vapor/vapor, vapor/líquido o líquido/líquido), equipos devaporización, y condensadores. También cubre lo que respecta a la selección deltubo, velocidad de circulación, y criterios generales de diseño para generadoresde vapor.

3 REFERENCIASManual de Diseño de Proceso (versión 1986)

� Vol V, Subsección 9D “Intercambiadores de calor: Procedimiento de cálculocuando no hay cambio de fase”

� Vol V, Subsección 9E “Intercambiadores de calor: Procedimiento de cálculocuando hay vaporización”




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� Vol V, Subsección 9F “Intercambiadores de calor: Procedimiento de cálculocuando hay condensación”

� Vol II, Subsección 3H “Internos de Torres”� Vol III, Sección 8 “Hornos”� Vol VII, Sección 12 “Instrumentación y Control”� Vol VIII, Sección 14 “Flujo de Fluidos”


� PDVSA–MDP–05–E–01 “Intercambiadores de calor: principios básicos”


� PDVSA–MID–EA–201–PR “Equipo de carcaza y tubos para intercambio decalor”


� PDVSA–MID–90617.1.041 “Guías de ingeniería para intercambiadores decalor de carcaza y tubos”

Otras Referencias

� Standards of Tubular Exchanger Manufacturers Association (TEMA).� Perry’s Chemical Engineers’ Handbook, 4th Ed.� Heat Transfer Research Inc. (HTRI) Design Manual.� Heat Exchanger Institute (HEI) Standards for Steam Surface Condensers.� Devore, A.; Petroleum Refiner, Vol. 38, N° 6, pp 205, (June, 1959).� Fair, J.R.; Petroleum Refiner, Vol. 39, N° 2, pp 105 (Feb., 1960).� Hewitt, G. F.; Shires, G. L. and Bott T. R.; Process Heat Transfer; First Edition;

CRC Press, Inc. (1993)� Jacobs, J.K., Hydrocarbon Processing and Petroleum Refiner, Vol. 40, Nº° 7, pp

189 (July, 1961).� Kern, R., Hydrocarbon Processing, Vol. 47, N°12 , pp 118 (Dec., 1968).� Martin, G. R., y Sloley, A. W., Hydrocarbon Processing, Vol. 74, Nº° 6, pp

101–110 (June, 1995).� Martin, G. R., y Sloley, A. W., Hydrocarbon Processing, Vol. 74, Nº° 7, pp 67–78

(July, 1995).� Simpson, L.L.; Chemical Engineering, Vol. 92, June 17, 1968.




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4 INTERCAMBIADORES SIN CAMBIO DE FASE

4.1 Parámetros de Diseño

Las siguientes especificaciones generales dan la conversión más eficiente decaída de presión a transferencia de calor para intercambiadores de calor sincambio de fase.

1. Corte del deflector: 20 a 30%

2. Espacio entre deflectores/diámetro de carcaza: 0.3 a 0.5

3. Número de bandas de sello: El número de pares de listones de cierre por filatransversal de tubo entre los bordes de los deflectores deben ser de 0.14 a0.20, o aproximadamente de 5 a 7 filas de tubo por banda de sello paracabezales flotantes de intercambiadores. Estas bandas de sello no senecesitan para diseños típicos de placa de tubo fija o intercambiadores detubos en U.

4. Patrones de arreglos de tubo: Si se requiere limpieza en los arreglos, use unarreglo de 90° para flujo turbulento y un arreglo de 40° para flujo en transicióno laminar. Si la limpieza no es problema, use arreglos de 30° para flujolaminar o turbulento. No use arreglos de 60° debido a que éstos tienencaracterísticas de caída de presión o de transferencia de calor inferiorescuando se comparan con los arreglos de 30°.

4.2 Optimización de la transferencia de calor

Un diseño con los parámetros óptimos mencionados anteriormente y quesatisfaga los requerimientos de transferencia de calor, pero no use toda la caídade presión permisible, se considera ineficiente. Para estos casos, elintercambiador puede hacerse más pequeño efectuando uno o más de los pasossiguientes para incrementar la caída de presión y transferencia de calor:

1. Incrementar la longitud del tubo al máximo permitido por las prácticas deconstrucción y limitaciones de la refinería.

2. Disminuir el espaciado de tubo al mínimo permisible por limitaciones deconstrucción o mantenimiento. Ver subsección 4.7 del DocumentoPDVSA–MDP–05–E–01.

3. Disminuir el diámetro del tubo al mínimo permisible por las limitaciones dela caída de presión en el lado del tubo y de mantenimiento.

4. Probar con tubos de aleta si el coeficiente del lado de la carcaza es menorde 1/3 del coeficiente en el lado de los tubos y el Número de Reynolds en ellado de la carcaza es mayor de 1000.




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4.3 Optimización de la caída de presiónSi un diseño requiere más superficie de la requerida por la transferencia de calorpara simplemente proveer suficiente área de flujo para prevenir excedente en lacaída de presión, dos tipos de correcciones son posibles:

1. Ajustar la caída de presión “permisible”. Posiblemente la caída de presiónpara la cual la unidad está diseñada fue seleccionada arbitrariamente ypuede ser incrementada.

2. Ajustar la geometría de tal forma que produzca la menor disminución en latransferencia de calor por unidad disminuida en caída de presión haciendouno a más de los cambios siguientes:

a. Incrementar el espaciado del deflector.

b. Disminuir la longitud del tubo.

c. Incrementar el espaciado del tubo.

d. Usar deflectores de doble segmentado.

e. Usar carcazas de flujo dividido, TEMA Tipo J.

Si ninguno de esto puntos dan el resultado deseado, considere el uso de unidadesen paralelo.

4.4 Método manual de diseñoPara refrescar conocimientos básicos se recomienda consultar el DocumentoPDVSA–MDP–05–E–01 (Intercambiadores de calor: principios básicos), enespecial las subseccciones 4.6, 4.7, 4.8 y la sección 5.

El procedimiento de cálculo manual a usar, se presenta en detalle en el manualde diseño del HTRI, sección D, subsección D3, con los siguientes temas cubiertos:ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

D3.2ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Método manual para la predicción de la transferencia decalor y la caída de presión del lado de la carcaza.


D3.3 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Método para estimar rápidamente un intercambiador.ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

D3.4 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Método manual para la predicción de la caída de presión delas boquillas, canal, y cubierta del lado de los tubos



Método manual para la predicción de la caída de presión delas boquillas del lado de la carcazaÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁD3.6ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁParámetros de diseño y datos de construcción

Es conveniente notar que estos procedimientos incluyen cálculos relacionadoscon tubos aleteados.

Debido a que en el manual de diseño de HTRI los procedimientos están losuficientemente bien explicados, no se presentará dicha información aquí, por locual se le recomienda al lector consultar dicha bibliografía, que está disponible anivel corporativo.




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4.5 Método automatizado de diseñoDado que los programas de HTRI son el procedimiento computarizado oficial decálculo para PDVSA y sus filiales, remitimos al lector al programa “ST–5”, el cualdiseña intercambiadores de tubo y carcaza sin cambio de fase y evalúa eldesempeño para aquellos geométricamente especificados.

Se pueden iniciar cálculos automatizados usando el programa “HEXTRAN” (Verdocumento PDVSA–MDP–05–E–01), de la companía “SIMSCI”. Remitimos allector al manual del programa HEXTRAN para mejores detalles.

5 INTERCAMBIADORES PARA VAPORIZACIÓN

5.1 Tipos de equipos y aplicacionesLos equipos de vaporización mas comúnmente usados se pueden clasificar encuatro tipos genéricos, dependiendo de su función:

1. Rehervidores: su función es la vaporización en un 30% a un 80% del líquidoalimentado, proveniente de una torre de fraccionamiento.

2. Enfriadores: operan análogamente al rehervidor, pero no estánnecesariamente asociados a una torre de fraccionamiento.

3. Precalentadores: se usan generalmente para vaporizar parcialmente laalimentación a una torre de fraccionamiento.

4. Recuperadores de Calor.

A continuación se presentan detalles de cada uno de este tipo de equipos.

5.1.1 RehervidoresExisten dos tipos básicos de rehervidores, en lo que respecta a la manera demoverse los fluídos: circulación natural que incluye a los termosifones yrehervidores incrustado ó indirectos, y circulación forzada, que incluye a losrehervidores tipo horno.

El sistema de termosifón mueve un fluído usando, como fuerza impulsora, unadiferencia de densidades creada por una entrada de calor a ese sistema. Estaentrada de calor reduce la densidad del fluído aguas abajo del intercambiador(llamado termosifón) que suministra calor al sistema. La diferencia de densidadesentre la corriente aguas arriba y aguas abajo del Intercambiador hace que elsistema fluya.

En un rehervidor de circulación forzada, la circulación se obtiene con el uso deuna bomba.

Los tipos comunes de rehervidores de circulación natural son: rehervidores de unsolo paso (“once–through”), rehervidores de recirculación, y de flujopreferencial. Los rehervidores de bombeo directo y rehervidores tipo horno sondos tipos de rehervidores de circulación forzada.




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Los termosifones de un solo paso se caracterizan por tomar el líquido a rehervirdel plato de fondo de la columna, mediante un plato de retiro total. El líquido pasapor el termosifón una vez y fluye hacia el sumidero ó fondo (”sump”) de la columna.El vapor y el líquido que salen del rehervidor, se separan en el sumidero. El vaporsube para la destilación, y el líquido sale como producto de la torre. Estaconfiguración corresponde a un plato teórico. La alimentación al rehervidor esfijada por el balance térmico de la columna y la tasa de flujo del producto de fondo.

En los sistemas de termosifones de recirculación, el líquido del plato de fondocae al fondo ó sumidero de la columna. En esta zona, se sucede continuamentela separación vapor líquido del material rehervido, mezclándose el líquido separacon el correspondiente al plato de fondo. Parte de esta mezcla líquida se remuevecomo producto de fondo, y el resto se alimenta al rehervidor. El líquido circulantea través del rehervidor puede ser un flujo superior ó inferior que la suma de losflujos del vapor que entra al plato de fondo y del producto de fondo.

El sistema de termosifones de flujo preferencial es muy semejante a lostermosifones de recirculación, con la diferrencia que el fondo de la columna tienedeflectores que separan al líquido que se remueve como producto de fondo, dellíquido que se alimenta al rehervidor: esta segregación de líquido preferencial alrehervidor es la práctica usual cuando se diseña el sistema de rehervido para unatasa de circulación, a través del intercambiador, igual ó superior a la suma de losflujos del vapor que entra al plato de fondo y del producto de fondo. También seconocen estos sistemas como de recirculación con deflectores.

Los rehervidores de circulación forzada ó de bombeo directo también puedenclasificarse en rehervidores de un solo paso, de recirculación y de flujopreferencial ó de recirculación con deflectores. Las explicaciones hechasanteriormente para estos tipos aplican para los de bombeo directo.

Los rehervidores de bombeo directo consisten en un intercambiadorconvencional alimentado por una bomba. La vaporización puede darse en el ladode la carcaza o en el lado de los tubos. Debido a que este tipo de instalación esmás caro que los rehervidores de circulación natural se usan sólo en las siguientescircunstancias especiales:

1. Cuando se requiere una circulación positiva debido a serviciosextremadamente sucios o viscosos.

2. Cuando se requiere una alta velocidad de circulación y/o un bajoincremento en temperatura para minimizar la degradación térmica delproducto de fondo.

3. Cuando el tamaño del rehervidor de circulación natural seríairracionalmente grande (requiriendo carcazas múltiples y tuberíascomplejas).

4. Para servicios donde el cabezal hidrostático está limitado.




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Los Rehervidores tipo horno, como su nombre lo indica, consiste en unrehervidor con llamas alimentado por una bomba. Los rehervidores con llamas sonel tipo de instalación más costosa. Estos son usados normalmente sólo cuando elnivel de temperatura requerido para rehervir es mayor que el obtenido por el vaporo una corriente de proceso. Para una discusión sobre tipos de hornos, aplicación,y procedimientos de diseño, ver el Documento PDVSA–MDP–05–F–01:Hornos.

Los rehervidores de marmita (“kettle reboilers”) son un caso especial de losrehervidores de un solo paso, ya que el retiro del producto de fondo se hace enel rehervidor, no en el fondo de la columna. Este tipo de rehervidor es,principalmente, un termosifón. Normalmente consta de un haz de tubo en U (fluidolimpio para calentamiento) encerrado en una carcaza suficientemente grande queprovee un espacio apropiado para la separación del líquido y el vapor arriba delhaz y un espacio para acumulamiento de líquido debajo del haz (Ver la Figura 2.).Cuando el fluido de calentamiento está sucio (requiere limpieza mecánica), serequiere un haz de tubo con tubos rectos y un cabezal flotante de arrastre continuo.

Los rehervidores de marmita están limitados a operaciones de un sólo paso. Sinembargo, estos son capaces de vaporizar cargas cerca del 100% del inventariolimpio (tal como refrigerantes). Si la alimentación contiene sucio o tiende a obstruir(como en el caso de la mayoría de las corrientes de proceso), la carga a servaporizada debe ser restringida a 80% para proveer algo de purga.

La sección de fondo de la columna se simplifica con los rehervidores de marmita.No se necesita un volumen para la acumulación de producto ni tampoco serequiere un espacio para la separación vapor–líquido. El número de deflectoresinternos también se minimiza. Consultar PDVSA–MDP–(Pendiente: ver MDPversión 1986, subsección 3H). En el rehervidor cuando el líquido necesario deretención, después del vertedero, requiera más de 1.2 m (4 pie) de longitud en lacarcaza, se debe considerar un termosifón de recirculación. (VerPDVSA–MDP–(Pendiente: ver MDP versión 1986, Sección 12), para los requisitosde retención).

De los varios tipos de rehervidores, los tipo marmita requieren la elevación de torremás baja, y es por esto que encuentran aplicación donde los fondos de la torre noson bombeados (la bomba casi siempre requiere suficiente elevación para succiónpositiva neta (NPSH), satisfaciendo así los requerimientos de circulación de lostermosifones).

Como regla, en servicio de termosifón los intercambiadores de marmita son máscaros que las unidades de tubo y carcaza. Sin embargo, esto puede invertirse porel costo de la elevación de la torre, etc. Los rehervidores de marmita proveen untiempo de residencia a la temperatura de ebullición más largo y por esto no sonrecomendables para servicios excesivamente sucios o con polimerización.




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También los rehervidores pueden clasificarse se acuerdo a la orientación de lascarcazas: verticales u horizontales.

Rehervidor vertical – Este tipo de instalación (Ver Figura 1.) consiste en unintercambiador convencional de tubo y carcaza conectado directamente a la torre.Esto minimiza los requerimientos de fundación y estructura como también el áreade construcción. El espacio para la acumulación del producto de fondo y para laseparación del líquido y vapor están incluidos en la sección de fondo de la torre.

Generalmente, la instalación más económica es la del rehervidor tipo termosifónvertical. Si estos están soportados directamente de la torre, la línea de descargadel fluido de proceso es bastante corta, minimizando la caída de presión del vapory el costo. El fluido del proceso (generalmente el más sucio) es pasado por lostubos, haciendo así la limpieza y el mantenimiento normal más fácil. Si el fluido quecalienta está limpio (como el vapor), se puede reducir el costo especificandodiseños de placa de tubo fijo.

Los termosifones verticales deben restringirse a un máximo de 50% devaporización (basado en la alimentación), para evitar operaciones erráticasdebido a golpeteo, etc. Sin embargo, es práctica común en la industria limitar lavaporización a 30%, asegurando así una buena operación de la unidad. Lostermosifones no deben ser usados con fluidos viscosos, y tampoco en serviciosdonde sea variable el cabezal del líquido de alimentación al sistema.

Rehervidor horizontal – Este tipo también consiste en un intercambiadorconvencional de tubo y carcaza (Figura 1.). Como en el tipo vertical, el espaciopara la acumulación de producto de fondo (bottom holdup) y el espacio para laseparación del líquido y vapor están incluidos en la sección de fondo de la torre.El fluido de proceso es vaporizado en la carcaza y, por esto, este tipo debe serrestringido para servicios que oscilen entre limpios a moderadamente sucios. Sinembargo, colocar el medio de calentamiento en el lado de los tubos permite el usode corrientes sucias en los tubos.

Los termosifones horizontales requieren fundaciones separadas y ocupan mayorárea de construcción que los tipos verticales. También, las tuberías externas sonmás complejas y costosas. El diseño hidráulico, sin embargo, es menos rígido,permite un flujo de circulación más alto para una altura dada de la torre; dicho deotra manera, la altura de la torre puede ser más baja para una velocidad de flujodada (Comparando con el tipo vertical).

La vaporización debe ser restringida a 50%, para asegurar buena operabilidad.También deben evitarse las alimentaciones viscosas y niveles de alimentaciónfluctuantes.

Otro tipo de rehervidor son los Rehervidores internos ó incrustados: Unrehervidor interno consiste en un haz de tubos que está directamente insertado enla columna mediante una brida en el lado de la columna. Este tipo de unidad es




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usado ocasionalmente para servicios de carga pequeña de calor, debido a que, enbase a costo de instalación por pie cuadrado, pueden ser más económicos queotros tipos de rehervidores. Las ventajas de los rehervidores internos son: (1) nose requiere carcaza, (2) las tuberías de circulación son eliminadas y (3) no serequieren deflectores en el fondo de la columna. Las desventajas de losrehervidores internos son (1) la longitud del haz está limitada por el diámetro de lacolumna y (2) la brida en la columna puede ser realmente cara.

Debido a la restricción en la longitud del haz, el diámetro del haz puede llegar a serprohibitivo. En general, si el diámetro del haz requerido es de 914 mm (36 pulg.) omayor, otro tipo de rehervidor sería más económico.

La selección del sistema de rehervidor está basada primordialmente en laeconomía. Los factores económicos principales son los costos de fundación y detubería, altura requerida de la torre y los costos operacionales. Debido a la ventajaen los costos operacionales, el rehervidor de circulación natural esmayoritariamente el tipo de rehervidor comunmente usado. Vea la Figura 1. dondese presentan las ventajas y desventajas de varios tipos de rehervidores.

Para más información sobre internos de rehervidores ver el DocumentoPDVSA–MDP–(Pendiente: ver MDP versión 1986, subsección 3H), de torresfraccionadoras.

Otros aspectos a considerarse en la selección y diseño de los rehervidores son:

1. Rehervidores y elevación de la torre.– El fondo de la carcaza delrehervidor está ubicado a la distancia mínima práctica por arriba del nivel delpiso. Esta distancia se fija en la base a los requerimientos de espacios paratubería y se utiliza usualmente un metro.

En rehervidores de circulación natural, un balance de presión a través delcircuito de rehervidor determina la elevación exacta de la torre. Usualmentelos puntos de referencia para el balance de presión son la línea tangente alfondo de la torre y el fondo de la carcaza del rehervidor. Una guía a grosomodo de la distancia entre estos puntos normalmente sería de 1 1/2 a 3 m(5 a 10 pie) para rehervidores marmita y 2 1/2 a 5 m (8 a 16 pie) pararehervidores de termosifón.

Para rehervidores de circulación forzada, la torre normalmente tiene unaelevación de 5.5 (15 pie) por arriba del nivel del piso para proveer una succiónneta positiva (NPSH) adecuada. Si es necesario, esta elevación puede serdisminuida reduciendo el requerimiento del NPSH de la bomba a un mínimode 1.5 m (5 pie). Sin embargo esto causaría un incremento considerable enel costo de la bomba.




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2. Eficiencia de la etapa del rehervidor.– La eficiencia de la etapa de losrehervidores de tipo recirculante (que no presentan deflectores para evitarque el líquido del último plato se desvíe del paso por el rehervidor) puede serestimada con la ecuación siguiente:

SF �

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donde:

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ÁÁÁBÁÁÁÁ�ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁVelocidad del producto de fondo

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁkgmol/s

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ÁÁÁSFÁÁÁÁ�ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁFracción de la etapa teórica


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

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KÁÁÁÁÁÁ�


Constante de equilibrio delcomponente clave liviano



ÁÁÁNLÁÁÁÁ�ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁVelocidad líquido del último plato



ÁÁÁNVÁÁÁÁ�ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁVelocidad del vapor del rehervidor



ÁÁÁÁÁÁ

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Fracción molar vaporizada en elrehervidor


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁLa eficiencia de la etapa de un rehervidor marmita es 100% y la de un

rehervidor de un paso se asume como 100%.

3. Interferencia de vapor.– Con grandes diferencias de temperatura alta entrelos fluidos en los tubos y en la carcaza, se forman burbujas de vapor en lasuperficie de los tubos tan rápido, que la convección y la flotabilidad nopueden removerlas. El vapor entonces interfiere con los tubos, con elresultado de que muy poco líquido alcanzaría la superficie del tubo. Lavaporización del líquido se debe llevar a cabo a través de una resistenciaadicional constituida por la interferencia del vapor, causando unadisminución inmediata en el coeficiente de transferencia de calor. Por estarazón, las diferencias altas de temperatura que se desean enintercambiadores de calor pueden ser impedimentos en equipos paravaporizar.

Para mantenerse fuera del rango de temperatura en el cual puede ocurrir lainterferencia de vapor, se restringe la densidad del flujo de calor, Q/A, y elcoeficiente de película de vaporización, hv. El promedio máximo permisiblede flujo de calor es de 47300 W/m2 (15000 BTU/h pie2) para rehervidores de




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circulación natural y de 63100 W/m2 (20000 BTU/h pie2) para rehervidoresde circulación forzada. El máximo coeficiente de película de vaporización esde 1700 W/m2°C (300 BTU/h pie2°F) para los dos tipos de circulación naturaly forzada.

Los valores anteriormente mencionados pueden ser algo conservadores:por tanto, consultar la última versión del manual de diseño del HTRI paravalores más actualizados.

5.1.2 Enfriadores

La operación de un enfriador es análoga a la de un rehervidor. El fluido que se estáenfriando en el lado del tubo vaporiza el refrigerante líquido en el lado de lacarcaza. Un enfriador normalmente está construido como un rehervidor marmita,pero sin vertedero. También ocasionalmente los enfriadores están hechos deintercambiadores convencionales de tubo y carcaza eliminado tubos suficientesen la parte superior de la carcaza para proveer espacio para la separación delvapor y el líquido. El procedimiento de cálculo para enfriadores es el mismo quepara rehervidores marmita .

5.1.3 Precalentadores

Un precalentador, como un rehervidor de bombeo directo, consiste en unintercambiador convencional de tubo y carcaza con el líquido a ser vaporizadoalimentado por una bomba o presurizado por algún equipo aguas arriba. Lamayoría de los precalentadores suman al fluido que va a ser vaporizado el calorlatente y el calor sensible (una excepción sería la vaporización de un componentepuro bajo una contrapresión pequeña). El fluido a ser vaporizado puede sercolocado tanto en la carcaza, como en los tubos, dependiendo en la economía,ensuciamiento, etc. Los precalentadores se usan más que todo para las corrientesde alimentación de las columnas de destilación. Un nivel de calor más bajo que enlos rehervidores puede ser usado en los precalentadores de alimentación de lastorres. También, las cargas de las torres pueden ser balanceadas compensandoentre el precalentamiento de la alimentación y el calor suplido en el rehervidor.

5.1.4 Recuperadores de Calor

Estas unidades tienen su aplicación en las calderas de calor de desecho(generadores de vapor) las cuales son comunmente usadas para recobrar calorde los gases de combustión de los regenadores catalíticos, de los efluentes de losreformadores, de los gases de expulsión de las turbinas de gas.

El tipo de unidad usualmente instalada es la de tipo termosifón.

La circulación natural es especialmente adaptable, debido a la gran diferencia dedensidad entre “la pierna” de agua al generador y “la pierna” de vapor delgenerador. La salida del generador descarga en un tambor desgasificador. Elvapor sale por el tope del tambor y el condensado recuperado es devuelto a laentrada del generador.




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5.2 Consideraciones de diseño

5.2.1 Factores limitantes a ser considerados en el diseño

Existen ciertas características en la transferencia de calor en dos fases queimponen limitaciones sobre la operación de los intercambiadores de calor congeneración de vapor y las cuales deben ser consideradas durante la fase dediseño de dichas unidades. Estos factores limitantes son:

1. Flujo crítico de calor .– El coeficiente de transferencia de calor asociadocon la generación de vapor puede ser reducido drasticamente si el valorcrítico de flujo de calor es excedido. Razón por la cual es recomendablediseñar estas unidades para operar por debajo del valor crítico, ya que encaso contrario puede ocurrir deterioro, corrosión y destrucción de la unidad.Una manera de evitar este riesgo es usando fuentes de calor de bajatemperatura, como la condensación del vapor de agua.

En conclusión, el diseño y operación de los equipos de vaporización debeasegurar que existe un margen adecuado entre el flujo de calor crítico y elde operación.

2. Inundación en contracorriente.– Este es un proceso que se presentacuando la velocidad del vapor ascendiendo es tal que previene el flujodescendente de líquido o expulsa el líquido fuera del tubo. Esto normalmenteno ocurre cuando el líquido vaporizandose fluye en dirección ascendente,porque tanto el líquido como el vapor se mueven en igual dirección, ococorriente. La velocidad del vapor por encima de la cual se presenta estasituación se le conoce como velocidad de inundación. Por lo tanto, en eldiseño de este tipo de unidades es importante asegurarse que la velocidaddel vapor esta por debajo de la velocidad de inundación.

3. Distribución inadecuada de flujo.– En los equipos de vaporización, elproblema potencial de distribución no–uniforme del flujo afecta la rata degeneración de vapor y de caída de presión en cada tubo. A menor flujo,mayor rata de generación de vapor, lo cual incrementa la caída de presióny en consecuencia una mayor reducción de flujo.

5.2.2 Rehervidores y enfriadores

Ver la Subsección 5.7 del Documento PDVSA–MDP–05–E–01 para unadiscusión sobre la selección de tubos, cual fluido pasa por los tubos, etc. Lasconsideraciones de diseño referentes específicamente a rehervidores se cubrenen los párrafos siguientes:

1. El método básico, como en intercambiadores “sin cambio de fase”, essuponer una geometría del rehervidor y después chequear ésta para lascondiciones en cuestión específicamente. El primer tanteo se hace usandoel área mínima fijada por las consideraciones de interferencia de vapor. Si el




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área calculada es menor que el área mínima, se especifica el área mínima.Si el área calculada es mayor que la mínima, se asume una nueva área y sechequea hasta que se llegue a una buena aproximación.

2. Para mezclas multicomponentes, se debe construir una curva detemperatura vs. carga de calor (T–Q) a la presión del rehervidor, parachequear la desviación lineal. Si existe una desviación significante, la curvaT–Q debe ser dividida en dos o más incrementos, de tal manera que cadasegmento se aproxime a una línea recta. Después el DTML total sedetermina proporcionalmente de cada DTML individual dependiendo de suscargas respectivas. Si la curva T–Q no presenta una desviación linealsignificante, entonces se usa la media logarítmica convencional de ladiferencia de temperatura. La mayoría de los arreglos de rehervidores seaproximan a un flujo contracorriente y por esto los factores de corrección delDTML no se requieren.

3. En el dimensionamiento de rehervidores marmita, la diferencia efectiva detemperatura se calcula sin el factor de corrección del DTML (Fn). Sinembargo, se usa una temperatura de entrada modificada (igual a latemperatura de entrada al proceso más un tercio de la diferencia entre latemperatura de entrada y salida). Esta temperatura de entrada modificadaconsidera los efectos de la mezcla que ocurre entre el líquido de entrada yla “piscina” de líquido en la marmita. (Se asume que el líquido entrando estáen su punto de ebullición y que no existen “zonas” distintas paraprecalentamiento y vaporización).

4. El coeficiente de película y la caída de presión del fluido se calculan usandolos métodos apropiados para el lado donde no ocurre la vaporización:

a. “Sin cambio de fase”, se usa el método explicado en el DocumentoPDVSA–MDP–05–E–01.

b. Para vapor, o para hidrocarburos condensándose, se usa h = 6800W/m2°C (1200 BTU/hr pie2°F) y normalmente se deprecia la caída depresión.

El coeficiente de película usado en el lado donde ocurre lavaporización es el promedio del coeficiente de película del líquido y uncoeficiente para la ebullición de 1700 W/m2°C (300 BTU/hr pie2°F).Para el coeficiente de película del líquido se usa el valor mayor entreaquel dado por la convección natural o la convección forzada.

Los coeficientes respectivos son ajustados dependiendo de la fracciónde la carga de calor total que se utiliza en la transferencia de calorlatente. Como se menciona en la subsección 5.1 de este documento,el coeficiente para la ebullición está limitada a 1700 W/m2°C (300BTU/hr pie2°F) para prevenir la interferencia de vapor.




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5. Las consideraciones del diseño mecánico para rehervidores y enfriadoresson iguales a las de otros equipos de tubo y carcaza. Para recomendacionesprácticas vea la Subsección 5.7 del Documento PDVSA–MDP–05–E–01.

6. Para los rehervidores de circulación natural, se debe hacer un balance depresión cinética para determinar la distancia vertical requerida entre la líneatangente al fondo de la torre y el fondo de los rehervidores. Básicamente elprocedimiento consiste en igualar las pérdidas de presión (estática y porfricción) a las ganancias de presión en el sistema y resolviendo para laelevación requerida.

5.2.3 Precalentadores

Para calcular este tipo de equipos, el precalentador se divide en dos zonas: unazona de precalentamiento de líquido y una zona de vaporización. Cada zona secalcula entonces como un intercambiador separado. La zona de precalentamientode líquido se dimensiona usando el procedimiento para cálculos “sin cambio defase”, y la zona de vaporización se dimensiona usando el procedimiento pararehervidores de bombeo directo (convección forzada). Las DTML individuales ylos coeficientes son combinados proporcionalmente dependiendo de las cargasrelativas de las dos zonas.

Ver la Subsección 5.7 del Documento PDVSA–MDP–05–E–01 para unadiscusión sobre selección de tubos, consideraciones mecánicas de diseño, etc.

5.2.4 Recuperadores de Calor

Los siguientes comentarios suponen la generación de vapor usando tubosconvencionales (de superficie no–extendida).

Orientación del intercambiador

Las unidades pueden ser instaladas en la posición vertical u horizontal, y puedentener uno o más pasos de tubo. En general en el pasado las unidades verticalesde un solo paso se han usado exitosamente (en servicios de gas de combustión,en la regeneración de catalizadores y de reactores de lecho fijo). Sin embargo, enaños recientes, las unidades horizontales de un paso de tubo se usan cada vezcon más frecuencia (ejemplo, calderas de recuperación de calor en el efluente deun reformador).

¿Vaporización en el lado de la carcaza o en el lado de los tubos?

El vapor se genera normalmente en la carcaza (diseño pirotubular) por las razonessiguientes:

1. El fluido caliente frecuentemente está tan sucio que se debe pasar a travésde los tubos.




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2. Con agua limpia de caldera se permite usar un haz de tubo no removible(Unidad de cabezal fijo) con espaciado de tubo triangular. Este tipo deconstrucción resulta en una unidad compacta con un bajo costo inicial.

3. Existe menos diferencial de expansión entre el tubo y la carcaza.

Cuando la presión del vapor es considerablemente más alta que la del fluidocaliente, puede ser ventajoso generar el vapor en los tubos para evitar un costoextra por una carcaza de alta presión.

Selección de tubos

1. De las instalaciones que recuperan calor de los gases de combustión en unregenerador catalítico o efluente del reformador, el número de tubos estábasado en mantener una velocidad del gas de 30 m/s (100 pie/s). Para gasesde combustión de regenerador de catalizador, use tubos de 63.5 mm (2.5pulg) de diámetro externo, y 5 BWG. Para efluente de reformador, el tamañomínimo nominal del tubo es 50.8 mm (2 pulg) de diámetro externo, y 10 BWG.La longitud del tubo varía para cada instalación, dependiendo del área desuperficie requerida. Si es necesario, la longitud del tubo puede ser 7.6 m omás (ver Subsección 5.7 del Documento PDVSA–MDP–05–E–01).

2. Los reactores de lecho fijo para procesos exotérmicos son frecuentementeconstruidos como los intercambiadores de tubo y carcaza. En estasunidades, los hidrocarburos pasan a través de los tubos los cuales estánllenos con catalizador. El vapor es generado en el lado de la carcaza. Paraeste servicio, se usan tubos de 63.5 mm (2.5 pulg) de diámetro externo y 5BWG. El número y la longitud de los tubos varían para cada instalación,dependiendo en los requerimientos del proceso como también en losrequerimientos de la transferencia de calor. Los reactores generadores devapor para plantas de polimerización han sido diseñados con carcazas de1.2 metros (4 pie) de diámetro interno, y 180 tubos con 9.1 m (30 pie) delongitud.

Flujo de circulación de agua

Para eliminar la posibilidad de tubos secos, diseñe para un cociente en peso deagua/vapor en la salida de aproximadamente 10/1 para una densidad de calor de47300 W/m2 (15000 BTU/hpie2) y 15/1 en la salida para una densidad de calor de78900 W/m2 (25000 BTU/hpie2). Existen diseños con tubos de superficieextendida que requieren un flujo de circulación de 40/1 para asegurar la condiciónde tener las paredes mojadas a una densidad de calor de 31500 W/m2 (100000BTU/hpie2). (Nótese que la condición de tener las paredes mojadas depende,adicionalmente al flujo de circulación, de otras variables como diferencia detemperaturas, geometría, orientación, etc).




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Elevación del tambor separador de vaporPara determinar la elevación del tambor de vapor sobre el generador, es necesariocalcular un balance detallado de presión a través del circuito agua–vapor.


El procedimiento de cálculo manual a usar, se presenta en detalle en el manualde diseño del HTRI, sección D, subsección D5, con los siguientes temas cubiertos:ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Diseño de rehervidores internos y de marmita.ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Rehervidores horizontales de termosifón.ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Rehervidores verticales de termosifón con vaporización enel lado de los tubos.



Rehervidores verticales de termosifón con vaporización enel lado de la carcaza.ÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁD5.5ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁRehervidores de circulación forzadaÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁD5.6ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁConsideraciones especiales de diseño

Es conveniente notar que estos procedimientos incluyen cálculos relacionadoscon tubos aleteados.


5.4 Método automatizado de diseñoDado que los programas de HTRI son el procedimiento computarizado oficial decálculo para PDVSA y sus filiales, remitimos al lector a los programas “RKH–3”,el cual diseña y evalúa rehervidores termosifones, de marmita e incrustados encolumnas, del tipo horizontal; y “RTF”, el cual diseña y evalúa rehervidorestermosifones y de flujo forzado, con los tubos verticales, rehervidores de flujoforzado, con los tubos horizontales.

Se pueden iniciar cálculos automatizados usando el programa “HEXTRAN” (Verdocumento PDVSA–MDP–05–E–01), de la companía “SIMSCI”. Remitimos allector al manual del programa HEXTRAN para mejores detalles.

6 INTERCAMBIADORES PARA CONDENSACIÓN

6.1 Tipos de equipos y aplicacionesLos equipos de condensación se pueden clasificar genericamente en lossiguientes tipos :




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1. Tubular.– La condensación toma lugar en un bancos de tubos, ya sea en suinterior o exterior de los tubos, dependiendo de los requerimientos delproceso. En la industria de generación eléctrica, la condensaciónusualmente tiene lugar en la parte exterior de los tubos. Los bancos de tubosson montados en cajas diseñadas para permitir el facil acceso del vapordesde la turbina. En la industria de procesos químicos y de refinación,usualmente los condensadores tubulares son del tipo convencional de tuboy carcaza, donde el banco de tubos es montado dentro de una carcazacilíndrica. En este caso la condensación puede ocurrir tanto en la carcazacomo en el interior de los tubos, dependiendo de los requerimientos deproceso con particular enfasis en las características de ensuciamiento delmedio de enfriamiento. En cuanto a su orientación, esta puede ser horizontalo vertical, dependiendo del tipo de aplicación. Por ejemplo, un condensadorhorizontal con la condensación en los tubos es típico en aquellos casos decondensación de vapores a alta presión.

2. Condensadores enfriados por aire.– La condensación se efectua en elinterior de un banco de tubos (usualmente aleteados) sobre los cuales fluyeaire por convección natural o forzada. Este tipo de unidad es algunas vecesusada en la industria de generación eléctrica, en aquellos lugares donde ladisponibilidad de agua de enfriamiemto es baja. En general, estoscondensadores no presentan mayores problemas en su operación y diseño,pero deben ser diseñados asegurando que el flujo es horizontal o con unapequeña inclinación hacía abajo y con una distribucióm uniforme del flujo enlos tubos.

3. Condensadores de placas.– Este tipo incluye los condensadores“plate–and–frame and plate– and–fin”. Para mayores detalles sobre este tipode unidades ver documento PDVSA–MDP–05–E–01.

4. Condensadores de contacto directo.– En este tipo de equipos, el medioenfriante entra en contacto directo con el vapor a condensar, eliminando elsuperficie de transferencia de calor. Para servicios corrosivos y/o sucios estetipo de unidad es a veces la mejor opción.

6.2 Zonificación del condensadorEn el establecimiento de las zonas, se supone que el coeficiente de transferenciade calor es constante dentro de la zona y que el retiro de calor es directamenteproporcional al cambio de temperatura dentro de la zona.

De esto uno puede ver que mientras mayor sea el número de zonas, mayor serála precisión del diseño del condensador. Desafortunadamente, el cálculo de cadazona consume tanto tiempo que resulta impráctico calcular a mano más de dos otres zonas. Como se ilustra en la Figura 4., las zonas usuales son:

1. Vapor enfriándose




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2. Vapor enfriándose + condensación de hidrocarburo y sub–enfriamiento

3. Vapor enfriándose + condensación de agua y sub–enfriamiento +condensación de hidrocarburo y sub–enfriamiento

La Figura 4. tiene algo de simplificación, el fluido enfriador se ilustra para unaunidad con un paso de tubo. En esta secuencia típica, el punto de rocío delhidrocarburo está por arriba del punto de rocío del vapor. Si el punto de rocío delvapor ocurre primero, la zona 2 se elimina automáticamente.

Cuando se desea mayor precisión, la zona 3 se divide algunas veces en dos“sub–zonas” de aproximadamente igual carga de calor.

En la ausencia de desrecalentamiento, en condensación de vapor o cualquier otrocorte brusco en la curva de desprendimiento de calor, una zona del condensadores adecuada.

6.3 Consideraciones de diseñoLos pasos siguientes son básicos en el diseño de una unidad para condensarmezclas complejas de hidrocarburos en presencia de vapor.

1. Determine el punto de rocío del hidrocarburo

2. Determine el punto de rocío del vapor

3. Determine el calor desprendido en cada zona

4. Determine el DTML simple de cada zona, después el ∆tew (Diferencia detemperatura media logarítmica ajustada), °C (°F))

5. Estime el coeficiente total (ejemplo, área total) para el condensador;determine las características mecánicas

6. Calcule el área requerida para cada zona; sume las áreas

7. Ajuste las características mecánicas de la unidad hasta que el total del áreaasumida sea igual a la suma de las áreas calculadas para cada zona.

Estos pasos básicos serán discutidos a continuación en términos generales.

6.3.1 Punto de rocío y curva de vaporización

Para la condensación de mezclas complejas, el punto de rocío del hidrocarburose halla haciendo reducciones de temperatura por tanteo hasta encontrar el puntodonde la presión de vapor del hidrocarburo es igual a la presión parcial yaconocida. (En el caso usual del producto de tope del fraccionador, el hidrocarburoestá ya en su punto de rocío).

El punto de rocío del vapor es más difícil, debido a que el número total de molesde vapor cambia entre el punto de rocío del hidrocarburo y el punto de rocío del




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vapor. Este cambio en composición debe ser determinado antes que el punto derocío pueda ser calculado.

Es usual suponer que a medida que la condensación progresa, el vapor y el líquidomantienen una composición de equilibrio. Es por esto que la composición y laspropiedades térmicas del sistema son obtenidas de los cálculos de vaporizaciónde equilibrio. Estos cálculos predicen una “curva de vaporización”, la cual es ungráfico de temperatura vs. el porcentaje no condensado.

La curva de vaporización no se construye completa; se calculan varios puntos dela curva de expansión volumétrica y éstos se grafican y se conectan con líneasrectas. La curva de vaporización molar pasa un poco por debajo de la curvavolumétrica y la curva de vaporización de peso pasa por arriba de la curvavolumétrica. Por simplicidad, la separación de las curvas se asume proporcionalal ancho del rango de ebullición en el corte. Las tres curvas se grafican en el mismografico y se usan para predecir composiciones y temperaturas de las fases devapor y líquido a medida que la condensación progresa.

El punto de rocío del vapor se calcula reduciendo la temperatura del sistema portanteo hasta encontrar la temperatura donde la presión de vapor del agua es iguala la presión parcial calculada.

6.3.2 Calor desprendido por zonas

Las siguientes cargas de calor son calculadas en la zona en que ocurren. Todaslas cargas ocurren simultáneamente sólo en la tercera zona.

1. Enfriamiento del líquido entrante.

2. Enfriamiento del vapor y el gas que no se condensa.

3. Enfriamiento del vapor de HC condensándose.

4. Enfriamiento del condensado de hidrocarburo.

5. Enfriamiento del vapor de agua condensándose.

6. Enfriamiento del condensado de vapor.

7. Remoción del calor latente de vaporización, hidrocarburo.

8. Remoción del calor latente de vaporización, vapor.

Para calcular las cargas 3, 4, 5 y 6, se debe suponer que 50% del material esenfriado con el 100% del cambio de temperatura de la zona.

A pesar de que las gráficas de entalpía pueden ser usadas en estos cálculos, eluso de los calores específicos promedios y los calores latentes promedios esadecuado en la mayoría de los casos. Note que cuando las gráficas de entalpíason usadas, los puntos 7 y 8 deben ser calculados a la temperatura promedio (envez de a las condiciones de entrada o salida) para evitar duplicar la porción de lacarga de calor sensible.




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6.3.3 Gradiente de temperatura

Después de calcular las cargas de calor por zona, se puede estimar el promedioprorrateado de la DTML (∆tew). Esto se hace calculando el DTML para cada zonay después prorrateando el DTML de acuerdo a la cantidad de calor transferido enla zona. La ecuación convencional es como sigue:

�tew �Q

qdh

�tdh�

qds

�t ds�

qsc

�t sc

Ec. (1)

Para la definición de símbolos, ver la nomenclatura.

Todo ∆t de cada zona se corrige para el flujo en contracorriente, multiplicando éstepor Fn, el cual se calcula usando las temperaturas terminales de la zona. Este usode Fn no está teóricamente comprobado, pero está justificado por conveniencia,para asegurar que se especifiquen suficientes pasos en la carcaza para satisfacerla temperatura de cruce del diseño.

El uso de esta ecuación para el prorrateo de ∆t es estrictamente una convenciónindustrial. Esta dá el valor verdadero de ∆tew sólo cuando el coeficiente esconstante a través de todo el condensador y esta condición, por supuesto, casinunca se mantiene. Pero, debido a que la ecuación ha sido adoptada por la granmayoría, el uso de otro método para prorratear ∆t puede crear confusión para lossuplidores de intercambiadores.

Actualmente, ∆tew no entra en el diseño de condensadores y su valor no es de realimportancia. El diseño está basado en la sumatoria de las áreas de las zonas, lascuales son calculadas con los t individuales de cada zona. El ∆tew total se estimasólo para reportar un Uo total promedio.

6.3.4 Coeficiente de transferencia de calor

Condensación en el lado de la carcaza.

Desde el punto de vista analítico, un condensador es un equipo extremadamentecomplejo. No existe un planteamiento teórico, el cual prediga satisfactoriamentelos efectos del gran número de variables involucradas.

La aproximación usada en este manual no es un análisis teórico, si no un intentoempírico que considera varios fenómenos que ocurren simultáneamente en uncondensador. Esta aproximación envuelve los mecanismos siguientes:

1. El vapor es enfriado por convección forzada.

2. El líquido es enfriado por “goteo” de tubo a tubo.

3. El líquido es enfriado por convección forzada en el fondo de la carcaza.

4. Condensación.




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En cada zona del condensador, se calcula un coeficiente de transferencia paracada uno de los mecanismos. El coeficiente de transferencia de cada zona esentonces evaluado por prorrateo y promedio de los coeficientes individuales:

hzona �Qzona

q1

hi� . . .

q4

h4

Ec. (2)

(Los subscritos se refieren a los mecanismos previamente mencionados).

El coeficiente total de la zona es entonces calculado con la ecuación usual deresistencia:

1Uzona

�1

Uzona� ro � rW � rio � Rio Ec. (3)

y el área de:

hzona �Qzona

Uzona �tzonaEc. (4)

El área total del condensador es simplemente la suma de las áreas de las zonas.

Para calcular los coeficientes del enfriamiento de vapor y el enfriamiento de líquido“Flujo de Fondo” se debe usar la cantidad promedio de vapor y líquido en la zona.

El coeficiente de “enfriamiento por goteo” se toma como 1.5 veces el coeficientede condensación. Se supone arbitrariamente que la mitad de la carga de calor enel enfriamiento del líquido es absorbida por “enfriamiento por goteo” y la otra mitadpor “flujo de fondo” (para zonas con todo el vapor entrando).

Para intercambio entre el efluente de un desulfurador y su alimentación y otrosservicios similares donde exista un pico en la curva T–Q de las dos corrientes,cada carcaza del arreglo final debe ser verificada gráficamente para el cruce detemperatura (ejemplo, grafique la temperatura del lado de la carcaza y del lado deltubo vs. las curvas de la carga en un solo gráfico y compare las temperaturas deentrada vs. salida de cada carcaza). Si ocurre un cruce de temperatura, el área dela carcaza o el número de carcazas se debe ajustar para remover el cruce.

Para todo lo relacionado con cálculos rigurosos, consultar la subsección 6.7 paracálculos manuales, y la 6.8 para cálculos computarizados.

Condensación en el lado del tubo

La condensación dentro de los tubos es poco usada en la industria. Por lo tanto,poco se sabe acerca de los coeficientes de transferencia en tal servicio. Engeneral, los coeficientes son más bajos que para la condensación en el lado dela carcaza.




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Si el condensador es de forma vertical, el análisis de Nusselt es sin duda tan válidodentro de los tubos como fuera de ellos. Pero, en el caso usual, tal como uncondensador con aletas, la unidad estaría horizontal. Esto tiende a llenar parte dela sección transversal de los tubos con condensado, interfiriendo con parte delárea de condensación. Este mecanismo está completamente fuera del trabajo deNusselt.


6.3.5 Caida de presión

La caída de presión en condensadores es una variación compleja de flujo en dosfases que no a podido ser analizada teóricamente de manera satisfactoria. Sinembargo, los datos son flexibles para correlacionar y tales correlaciones sonreportadas frecuentemente en la literatura.


6.4 Consideraciones especiales de diseño para condensadores sintambor

Cuando se diseñan condensadores sin tambor, se deben seguir los criterios dediseño dados a continuación:

1. La superficie del condensador debe ser 110% de la superficie requerida paracondensar de esta manera la superficie que normalmente está cubierta porlíquido.

2. El condensador debe estar equipado con una ventilación de 50 mm (2 pulg)ubicada tan cerca como sea posible del extremo de salida del líquido.

3. Una bota para la separación del líquido y vapor debe ser colocada a la salidadel condensador. Botas hasta de 350 mm (14 pulg) de diámetro deben serdimensionadas para una velocidad del líquido de 0.3 m/s (1 pie/s). Lavelocidad en botas de 400 mm (16 pulg) y más debe ser limitada a 0.45 m/s(1.5 pie/s). La bota debe tener una longitud de 0.9 a 1.5 m (3 a 5 pie).

4. La carcaza del condensador debe estar equipada con una ventanamanométrica que cubra el diámetro entero de la carcaza y la bota.

5. El condensador debe ser elevado lo suficiente para satisfacer losrequerimientos de NPSH de la bomba con la bota del condensador vacía. Decualquier manera, el fondo de la carcaza del condensador debe tener unmínimo de 6 m (20 pie) por encima del nivel del piso.

6. En la bota del condensador se debe instalar un deflector antivórtice.

7. El condensador debe estar ubicado con su extremo de la toma de líquido enel lado de la bomba de la estructura. Toda la tubería de succión de la bomba




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debe estar inclinada hacia abajo en dirección a la bomba. Los tuboshorizontales en la succión de la bomba deben estar inclinados por lo menos167 mm por m (2 pulg por 100 pie).

8. Las líneas de succión de la bomba, hasta e incluyendo 80 mm (3 pulg) dediámetro, no deben tener una velocidad del líquido en exceso de 0.45 m/s(1.5 pie/s). Las líneas de 100 a 200 mm (4 a 8 pulg) deben estar limitadas a0.68 m/s (2.25 pie/s). Para un diámetro de 250 mm (10 pulg) y mas grande,la velocidad del líquido no debe exceder 1.06 m/s (3.5 pie/s).

9. Las bombas deben ser de servicio pesado.

10. Las bombas deben estar equipadas con una línea de recirculación pararetornar corrientes aguas arriba del condensador. La línea de recirculacióndebe estar equipada con una válvula de bloqueo y un orificio de restriccióndimensionado para 25% de la capacidad normal de la bomba.

6.5 Criterios de selección para condensadoresUna gran variedad de configuración de condensadores ha sido utilizado en losprocesos industriales, tal como se planteó en la subsección 6.1, y la selección deltipo de condensador adecuado a un caso específico no es facil. La definición, entérminos generales, de un criterio de selección se dificulta dada la complejidad delproblema. Naturalmente la experiencia del diseñador es un importante factor y noes posible reemplazarlo por un criterio generalizado.

En esta subsección se presenta un proceso de selección en término de una seriede preguntas que se presentan a continuación.

1. ¿Tipo de medio de enfriamiento? .– Siempre que sea posible es aconsejableutilizar el calor desprendido en la condensación dentro del proceso, paracalentar otra corriente. En ultimo caso este debe ser enviado hacía el mediocircundante vía una corriente de servicio.

2. ¿Disponibilidad del agua de enfriamiento a bajo costo ?.– En la ausencia deun suministro económico de agua se debe usar enfriadores de aire comocondensadores.

3. ¿Uso de intercambiadores de placa? .– Estas unidades son usualmente masbaratas que otras, dado su construcción modular, pero no sonrecomendables para usar con material tóxico o inflamable o en servicios devapores a baja presión, dada su alta caida de presión.

4. ¿Vapores condensados, sucios y/o corrosivos?.– Si la respuesta es positivase debe considerar el uso de condensadores de contacto directo. En casocontrario, las unidades de tubo y carcaza son normalmente la mejor opción,y en servicios de vapores a baja presión o medio de enfriamiento a altapresión, es preferible que la condensación ocurra en la carcaza.




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5. ¿Condensación total de una mezcla de multicomponentes?.–Para esteservicio no son recomendables los condensadores de contacto directo.

6. ¿Se requiere para una operación de reflujo?.– Si la respuesta es si, el tipode unidad mas adecuada es el condensador de reflujo de tubo vertical.

7. ¿Orientación requerida?.– En general los condensadores verticales sonpreferidos desde el punto de vista de la transferencia de calor, pero loscondensadores horizontales son mas comunmente usados, por razones dediseño de planta.

6.6 Consideraciones de diseño para condensadores de tope encolumnas de destilación al vacío

Debido a que la mayor parte de la carga de calor en condensadores de tope decolumnas de destilación al vacío es por condensación del vapor deagua, hay queconsiderar lo siguiente:

1. Use un coeficiente de transferencia de 738 W/m2°C (130 BTU/hpie2°F). (Losvalores entre 625 y 738 W/m2°C (110 a 130 BTU/hpie2°F) han sido usadosen diseños pasados).

2. Para calcular la diferencia efectiva de temperatura, use la temperatura derocío del vapor en vez de la temperatura de rocío del hidrocarburo como latemperatura de entrada de la zona.

3. Diseñe para una caída de presión de 0.4 a 1.6 kPa (3 a 12 mm Hg). La caídade presión debe ser estimada basada en la mitad de la caída de presióncalculada usando las condiciones del vapor entrando. (Diseños anterioreshan usado frecuentemente flujo dividido, carcazas TEMA tipo J consegmento doble, disco modificado y corona, los deflectores a/o cerca delmáximo espaciado de deflectores para obtener valores bajos de caída depresión).

4. Estime la caída de presión de la boquilla basado en la pérdida de tres cargasde cabezal de velocidad para las boquillas de entrada y salida.


El procedimiento de cálculo manual a usar, se presenta en detalle en el manualde diseño del HTRI, sección D, subsección D4, con los siguientes temas cubiertos:



Introducción al diseño de condensadores.



Condensadores verticales con condensación en el lado delos tubos.




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Condensadores horizontales con condensación en el ladode los tubos.



Condensadores horizontales con condensación en el ladode la carcaza, con tubos simples.ÁÁÁÁÁ


D4.5ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Condensadores verticales con condensación en el lado dela carcaza, con tubos simples.



Condensadores horizontales con condensación en el ladode la carcaza, con tubos aleteados.



Consideraciones especiales de diseño


6.8 Método computarizado de diseñoDado que los programas de HTRI son el procedimiento computarizado oficial decálculo para PDVSA y sus filiales, remitimos al lector al programa “CST–2”, el cualdiseña condensadores de tubo y carcaza y evalúa el desempeño para aquellosgeométricamente especificados.

Se pueden iniciar cálculos autotizados usando el programa “HEXTRAN” (Verdocumento PDVSA–MDP–05–E–01), de la companía “SIMSI”. Remitimos allector al manual del programa HEXTRAN para mejores detalles.




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7 NOMENCLATURAÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




Enunidades

SI


Enunidadesinglesas


A’ ÁÁÁÁÁÁ

= ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

1 + Y (K–1) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁA ÁÁÁ

ÁÁÁ= ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Area total del intercambiador ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

m2 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pie2


Azona ÁÁÁÁÁÁ


Area por zona del intercambiador ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


pie2


B ÁÁÁÁÁÁ


Velocidad del producto de fondo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

kgmol/s ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

lbmol/hrÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

DTML ÁÁÁÁÁÁ


Diferencia de temperatura medialogarítmica


°C ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

°FÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

hzona

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

=ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Coeficiente de transferencia de calorpor zona


W/m2 °CÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU/hpie2

°FÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

FnÁÁÁÁÁÁ


Factor de corrección del DMTL ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


K ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

= ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Constante de equilibrio delcomponente clave liviano



ÁÁÁÁÁÁÁQ ÁÁÁ


Total de la carga de calor transferido ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

W ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU/hÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

qdh ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Carga de calor transferido en la zonade desrecalentamiento


W ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU/h


qds ÁÁÁÁÁÁ


Carga de calor transferido en la zonade condensación de hidrocarburo



BTU/h


qscÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Carga de calor transferido en la zonade condensación de vapor de agua


WÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU/h


NLÁÁÁÁÁÁ


Velocidad líquido del último plato ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



NVÁÁÁÁÁÁ


Velocidad del vapor del rehervidor ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



SFÁÁÁÁÁÁ


Fracción de la etapa teórica ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Uc ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Coeficiente total limpio detransferencia de calor


C ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU/hpie2


Uo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Coeficiente total de servicio de latransferencia de calor



BTU/hpie2


Y ÁÁÁÁÁÁ


Fracción molar vaporizada en elrehervidor




�tdhÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

=ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Diferencia de temperatura medialogarítmica en la zona dedesrecalentamiento


°CÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

°F


�tds ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Diferencia de temperatura medialogarítmica en la zona decondensación de hidrocarburo


°C ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

°F


�tewÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Diferencia de temperatura medialogarítimica efectiva ajustada


°CÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

°F


�tscÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

= ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Diferencia de temperatura medialogarítmica en la zona decondensación de vapor


°C ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

°F




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8 APENDICEFigura 1 Tipos de rehervidoresFigura 2 Componentes de un rehervidor tipo marmitaFigura 3 Dimensionamiento de rehervidores tipo marmitaFigura 4 Curva tipica de desprendimiento de calor (T–Q)




RE

HE

RV

IDO

R

LIQ

UID

OD

E F

ON

DO

PL

AT

O D

EF

ON

DO

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OD

UC

TO

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HE

RV

IDO

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AS

O

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Fig 1. TIPOS DE REHERVIDORES




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FIG 1. TIPOS DE REHERVIDORES (CONT.)

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁREHERVIDORES VERTICALES DE TERMOSIFON


VENTAJAS ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

DESVENTAJASÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

1. Mas baratos (Normalmente)

2. El lado de proceso es fácil de limpiar.

3. Area compacta de planta para construcción

4. Se soporta fácilmente

5. Bajo tiempo de residencia en el lado del proceso

(tendencia a ser menos sucio)

6. Buen control (Vía válvula en la línea de alimentación)

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

1. Se requiere elevación de la torre para la circulación.

Muy sensitivo a fluctuaciones operativas

2. Requiere un cabezal constante de líquido de

alimentación

3. La torre requiere deflectores internos para aproximarse

a un plato teórico

4. Se debe limitar a un 50% la vaporización máxima. Sin

embargo, un % más bajo permite una mejor operación

5. Alta temperatura de salida para materiales de amplio

rango de ebullición

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁREHERVIDORES HORIZONTALES DE TERMOSIFONÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

VENTAJASÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


1. El lado que calienta es fácil de limpiar

2. Requiere menos elevación de la torre que en un

termosifón vertical

3. Bajo tiempo de residencia en el lado del proceso

4. Buen control (Vía válvula en la línea de alimentación).

Menos sensitivos a fluctuaciones operativas que los

termosifones verticales


1. Requiere más área de planta para construcción

2. La tubería para el vapor generado puede ser

complicada (tubos de 5 y 6m de largo –16 y 20 pies–,

requieren dos salidas de vapor)

3. El lado del proceso es difícil de limpiar

4. % de vaporización máxima

5. La torre requiere deflectores internos para

aproximarse a un plato teórico

6. Alta temperatura de salida para materiales de amplio

rango de ebulliciónÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

REHERVIDORES DE UN SOLO PASO (VERTICAL U HORIZONTAL)



DESVENTAJAS

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

1. Las mismas que los anteriores

2. Equivalente a un plato teórico

3. Temperatura del producto de fondo se mantiene lo

más baja posible

4. Fondo de la columna totalmente utilizable para

volumen de retención de líquido


1. Las mismas que los anteriores

2. Columna debe elevarse más para proporcional

cabezal de líquido necesario para operar el

termosifón.

3. Peligro de una vaporización excesiva por paso (Alto

ensuciamiento)

4. Diseño de tubería de circulación es crítico

5. Puede fugar material hacia el plato superior al de

fondo, si falla el sello




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FIG 1. TIPOS DE REHERVIDORES (CONT.)

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁREHERVIDORES DE MARMITA




1. Permite una gran vaporización de la carga (80% para

alimentación normal y 100% para alimentaciones

limpias)

2. Internos sencillos en la torre

3. Temperatura del producto de fondo se mantiene lo

más baja posible

4. Equivalente a un plato teórico

5. Requiere la más baja elevación de la torre

6. Vertedero mantiene nivel constante de líquido sobre

los tubos


1. Construcción costosa del intercambiador

2. Baja acumulación de producto de fondo en la torre

3. Alta acumulación de fluído de proceso (sucio) en el

equipo

4. Lado del proceso difícil de limpiar

5. Tiende a acumular sedimentos

6. Requiere mayor área de planta para construcción

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

REHERVIDORES INTERNOS O INCRUSTADOS



DESVENTAJAS


1. Las del rehervidor de marmita, más:

2. Ahorra costos por que no se requiere carcaza, ni

tubería de circulación

3. No necesita área de planta


1. Limitación en la longitud del haz

2. Brida grande en la columna

3. Lado del proceso difícil de limpiar

4. Uso impráctico en columnas de diámetro pequeño

5. Gran tendencia a formar incrustacionesÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

REHERVIDORES DE BOMBEO DIRECTO



DESVENTAJAS


1. Usualmente es mejor para servicios viscosos ó

sucios

2. Control total del flujo de circulación

3. Capaz de alto caudal de circulación

4. El mejor para altos requerimientos de superficie

5. Operabilidad a muy bajos caudales

6. Puede usar intercambiadores con tubos estándar, y

tubería más pequeña, comparado con los de

circulación natural.


1. Costos de bombeo

2. Requiere elevar más la torre para satisfacer el NPSH

de la bomba




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Fig 2. COMPONENTES DE UN REHERVIDOR TIPO MARMITA




3.

SERVICIO

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Fig 3. DIMENSIONAMIENTO DE UN REHERVIDOR TIPO MARMITA




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Fig 4. CURVA TIPICA DE DESPRENDIMIENTO DE CALOR (T–Q)




PDVSA N° TITULO




� PDVSA, 1983

MDP–05–E–03 PROCEDIMIENTOS DE DISEÑO PARA ENFRIADORESPOR AIRE


AGO.950 42


ESPECIALISTAS

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TRANFERENCIA DE CALORPROCEDIMIENTOS DE DISEÑO PARA

ENFRIADORES POR AIREAGO.950


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Indice

1 OBJETIVO 2. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2 ALCANCE 2. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 REFERENCIAS 3. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4 CONSIDERACIONES DE DISEÑO 4. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.1 Configuración de los enfriadores de aire 4. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2 Métodos de control 7. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.3 Disposición de los enfriadores de aire 9. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.4 Consideraciones mecánicas 10. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.5 Consideraciones de proceso 11. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.6 Información requerida para especificaciones de diseño 15. . . . . . . . . . . . . .

5 METODOLOGIA DE DISEÑO 16. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.1 Método manual de cálculo 16. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.2 Método automatizado de cálculo 17. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

6 NOMENCLATURA 18. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

7 APENDICE 20. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tabla 1 Coeficientes típicos de transferencia de calor para enfriadores

de aire 21. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tabla 2 Temperatura de diseño del aire entrando 22. . . . . . . . . . . . . . . . . . Tabla 3 Propiedades geométricas de los tubos aleteados normalmente

suministrados 24. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tabla 4 Número de tubos por haz para tubos aleteados estirados

por presión 27. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 1 Enfriador típico de aire 29. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 2 Configuraciones típicas de enfriadores de aire 30. . . . . . . . . . . . . Figura 3 Tipo de tubos aleteados usados en enfriadores de aire 31. . . . . . Figura 4 Diseños típicos de cabezales 32. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 5 Unidad típica de tiro inducido con sistema automático

de recirculación de aire caliente 33. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 6a Hoja de datos para enfriadores de aire (Unidades SI) 34. . . . . . . Figura 6b Hoja de datos para enfriadores de aire (Unidades inglesas) 35. . Figura 7 Nomograma DTML 36. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 8 Factor de corrección del DTML para enfriadores

de flujo transversal 37. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 9 Propiedades físicas del aire 41. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 10 Corrección de altitud para la densidad del aire 42. . . . . . . . . . . . .




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1 OBJETIVOEl objetivo de este documento es proveer al ingeniero de proceso y diseño con unaherramienta de cálculo manual para el dimensionamiento preliminar deEnfriadores de Aire y evaluación de diseños de vendedores.

El tema “Intercambiadores de Calor”, dentro del área de “transferencia de Calor”,en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientesdocumentos:


05–E–01 Intercambiadores de Calor: principios básicos.

05–E–02 Intercambiadores de Calor: procedimientos de diseño paraintercambiadores de tubo y carcaza (Incluye vaporización,condensación, calor sensible).

05–E–03 Intercambiadores de Calor: procedimiento de diseño paraenfriadores de aire. (Este documento)

05–E–04 Intercambiadores de Calor: procedimiento de diseño paraintercambiadores de doble tubo.

05–E–05 Intercambiadores de Calor: procedimiento de diseño paraservicios criogénicos.


2 ALCANCEEste documento presenta métodos para estimación de superficies de enfriamientode aire, área de construcción y requerimientos de potencia. Los procedimientosestán dirigidos a ser usados para determinar la rentabilidad económica entreenfriadores de aire vs. enfriadores de agua, o para chequear ofertas propuestaspor contratistas, etc. Se presentan consideraciones de diseño y guías paradeterminar una configuración óptima de un enfriador de aire.

La aplicación y selección de enfriadores de aire está discutida en la brevementeSección 4.5 del documento PDVSA–MDP–05–E–01. Los requerimientosmecánicos están cubiertos en el documento PDVSA–MID–EC–201–PR, coninformación adicional en el estándar API 661: “Air Cooled Heat Exchangers ForGeneral Refinery Services”.




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3 REFERENCIAS

Manual de Diseño de Proceso (versión 1986)

� Vol I, Sección 1 ”Consideraciones Económicas de Diseño”.� Vol I, Sección 2 ”Temperatura de diseño, presión de diseño y clasificación de

bridas”.� Vol VI, Subsección 9I ”Intercambiadores de calor: Enfriadores por Aire”� Vol VII y VIII, Sección 12 ”Instrumentación y Control� Vol VIII y IX, Sección 15 ”Seguridad en el diseño de plantas”� Vol IX, Sección 16 ”Aislamiento Térmico”.


� PDVSA–MDP–05–E–01, Intercambiadores de calor: principios básicos.� PDVSA–MDP–05–E–02, Intercambiadores de calor: procedimiento de diseño

para intercambiadores de tubo y carcaza.


� PDVSA–MID–EC–201–PR, Equipo para Intercambio de Calor : Enfriador deAire

� PDVSA–MID–L–TP–2.1, Intercambiadores de Calor Requisición, Análisis deOfertas y detalles de Compra

Otras Referencias

� API Standard 661 Air–cooled Heat Exchangers for General Refinery Services.� Gardner, K.A. and Carnavos, P.I., “Thermal Resistance in Finned Tubing”,

Trans. ASME, Paper No 59–A–135 (August, 1959)� Hewitt, G. F.; Shires, G. L. and Bott T. R.; Process Heat Transfer; First Edition;

CRC Press, Inc. (1993)� Kays, W.M. and London, A.L.; Compact Heat Exchanger; Second Edition;

McGraw Hill (1964)� McKetta, J. J.; Heat Exchanger; First Edition; Marcel Dekker, Inc. (1991)� Robinson, K.K. and Briggs, D.E., “Pressure Drop of Air Flowing Accross

Triangular Pitch Banks of Tubes”, A.I.CH.E. Preprint 20, Eighth National HeatTransfer Conference A.I.Ch.E–ASME, Los Angeles, California (August, 1965).




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4 CONSIDERACIONES DE DISEÑO

4.1 Configuración de los enfriadores de aireEn un enfriador de aire el fluido a ser enfriado fluye por el interior de un haz de tubosaleteados, mientras que el aire fluye sobre la superficie exterior de los tubos conun patrón de flujo transversal. El flujo de aire puede ser producido por tiro naturalen una chimenea o torre o por un ventilador. Varias configuraciones de flujo sonusadas, conjuntamente con un amplio rango de diseño de aletas. En estasubsección se presenta una descripción de estas unidades.

4.1.1 Generalidades

Con el propósito de familiarizar al ingeniero con la terminología asociada a estetipo de unidades, a continuación se presenta la definición de los cuatro términosmas usados en este tema:

1. Haz de Tubo: Conjunto de cabezales, tubos y armazón. También se le llamauna “sección”.

2. Bay: Uno o más haces de tubo servidos por uno o más ventiladoresincluyendo la estructura, el pleno y otros equipos presentes.

3. Unidad: Uno o más haces de tubo en uno o más bays para un servicio único.

4. Banco: Uno o más bays incluyendo una o más unidades arregladas en unaestructura continua.

Los enfriadores de aire usualmente están compuestos de haces rectangularesque contienen varias filas de tubos en un espaciado triangular. (Ver las Figuras 1.y 2.). La transferencia de calor generalmente es en contracorriente, el fluidocaliente entra por la parte de arriba del haz y el aire fluye verticalmente hacia arribaa través del haz. Los haces pueden ser fabricados tan anchos como 3.6 m (12 pie)y profundidades de 8 filas. Usualmente las dimensiones máximas son impuestaspor los requerimientos de transporte. La longitud de tubo más común en losproyectos de IPPCN es de 9 m (30 pie), sin embargo, los haces estándar vienendisponibles en longitudes de 2.40, 3.05, 4.60, 6.10, 7.30, 10.40 y 12.20 metros (8,10, 15, 20, 24, 34 y 40 pies). Los haces pueden estar superpuestos, colocados enparalelo, o en serie para un servicio específico. También, varios serviciospequeños pueden ser combinados en un bay. En general, mientras el tubo seamás largo y el número de filas de tubos mayor, el costo de la superficie, en basea unidad de área, es menor.




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4.1.2 Tipo de ventiladores y tamaños

Dos clasificaciones generales de ventiladores de aire son: (1) tiro forzado, dondeel aire es empujado a través del haz del tubo y (2) tiro inducido donde el aire eshalado a través del haz (Ver la Figura 2.). Las ventajas de cada tipo se presentana continuación. Estas deben ser cuidadosamente balanceadas antes de decidir enla selección de la unidad.


Ventajas del tiro forzado ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Ventajas del tiro inducidoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

1. Generalmente requieren menoscaballos de fuerza para unaelevación de temperatura en el airemayor que 28°C (50°F).


1. Generalmente requieren menoscaballos de fuerza para una eleva-ción de temperatura en el aire menorque 28°C (50°F).ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


2. Adaptables para invierno, esquemade recirculación para el punto defluidez o congelación.

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

2. Menos recirculación de aire calientey la velocidad del aire de escape esaproximadamente 2 1/2 veces la deltiro forzado.

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

3. Los equipos mecánicos están másaccesibles para el mantenimiento.


3. Ofrece protección para el haz contrala intemperie (lluvia, nieve, granizo,etc.). También se protege el haz delcalor solar y el enfriamiento repen-tino por lluvia.


4. Requiere menos soporte estructural.ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

4. Más apropiados para casos conpequeñas temperaturas de acerca-miento; entre el aire de entrada y elfluido de salida.ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


5. Ningún equipo mecánico estáexpuesto al aire caliente de escape.El tiro inducido limita la temperaturael aire de salida a aproximadamente120°C (250°F).


5. Transfiere más el calor por convec-ción natural con los ventiladores apa-gados debido al efecto de superposi-ción.

En la selección del tipo de ventilador a usarse deben considerarse las siguientesrecomendaciones:

1. Las unidades de tiro inducido deben ser usadas siempre que la recirculaciónde aire caliente sea un problema potencial.

2. Las unidades de tiro forzado deben ser usadas siempre que el diseñorequiera protección por fluidos o congelación, o acondicionamiento para elinvierno (este último requerimiento no es aplicable en Venezuela dadas lascondiciones climáticas de país). Sin embargo, de ser tomada en cuenta laposible recirculación en el verano en el dimensionamiento de los ventiladorespara minimizar el efecto de congelación.




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Los tamaños usuales de ventiladores van de un rango de 1.2 a 5.5 m (4 a 18 pie)de diámetro, a pesar de que el diámetro mayor disponible es de 9 m (30 pie). Estoda un margen de libertad bastante aceptable en el arreglo de los haces. El tamañomáximo del diámetro del espaciado de ventiladores es de 4.2 m (14 pie) y elmínimo es de 1.8 m (6 pie). La única restricción en los tamaños permitidos deventiladores esta dado por el requerimiento de que cada enfriador de aire seaservicio por dos o más ventiladores alineados en la dirección de la longitud de lostubos. Esto es para asegurar enfriamiento temporal adecuado en caso de que unventilador se dañe.

4.1.3 Tubos

Los tubos en los enfriadores de aire pueden contener aletas hasta de 16 mm (5/8pulg) de altura o sin aletas, dependiendo del servicio. El espacio entre aletas, dedos materiales (las aletas de diferente material que el tubo) dependiendo delservicio. Las aletas pueden ser forzadas sobre el tubo, incrustadas, revestidas encortes canalizados de espirales o solamente revestidas alrededor del tubo. (Verla Figura 3.). Las aletas pueden ser dentadas o planas. El uso de tuberías elípticasaleteadas pueden ser aprobadas por el ingeniero propietario. Y ha sido usadaexitosamente en Europa. Actualmente existen pocos datos sobre las tuberíaselípticas y el valor relativo de éstas está por ser determinado.

El diámetro mínimo aceptable del tubo es 25 mm (1 pulg). Las mismas limitacionesde velocidad en el lado del tubo que aplican para intercambiadores de tubo ycarcaza (Subsección 4.7 de documento PDVSA–MDP–05–E–01), aplicantambién para enfriadores de aire. El material del tubo, la corrosión permitida, etc.,están cubiertos en el documento PDVSA–MID–EC–201–PR. Las aletasincrustadas se permiten con temperaturas de diseño hasta de 400º C (750º F), lasaletas forzadas hasta 260º C (500º F), las aletas con pie en tensión 150º C (300ºF) y las aletas con pegado de canto hasta de 120º C (250º F), pero son prohibidasen servicios donde se condensa el vapor de agua. La necesidad de superficiesextendidas (altura y densidad de la aleta) va a depender del servicio específico.Algunas reglas generales son:

1. Si el coeficiente total de transferencia de calor (basado en el área superficialdel tubo descubierto) es mayor que 114 W/m2°C (20 BTU/hpie2°F) o si laviscosidad del fluido es menor que 0.01 Pa.s (se usan aletas más altas (16mm (0.625 pulg)).

2. Si el coeficiente total está entre 85 y 115 W/m2°C (15 y 20 BTU/hpie2°C), osi la viscosidad del fluido están en el rango de 0.01 a 0.02 Pa.s (10 y 25 cP),se usan tamaños intermedios de aletas (8 mm (0.3125 pulg)).

3. i el coeficiente total está por debajo de 85 W/m2°C (15 BTU/hpie2°F) o si laviscosidad del fluido es mayor que 0.025 Pa.s (25 cP), no se usan aletas.




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4.1.4 CabezalesEn la Figura 4. están ilustrados ejemplos de tipos de cabezales comúnmenteusados en enfriadores de aire. La mayoría de todas las unidades de servicio usanel cabezal tipo tapón –un diseño de un recipiente usando tapones en un extremode cada tubo (Ver Figura 4.), permitiendo así el acceso a cada hueco de tubo paralimpiarlo y laminarlo. Un segundo tipo, el cabezal con placa de cubierta, sustituyelos tapones de tubos y la lámina de tapones por una placa de cubierta con bridas.Los cabezales con placa de cubierta son usados con presiones moderadas (hasta2100 kPa (300 psi)) y servicios alto ensuciamiento. Una modificación del diseñode placa de cubierta es el tipo sombrerete, usando la construcción de una mitaddel extremo de un tubo en vez de una placa plana con las juntas de cierre en laúltima placa de tubo. Para un servicio con presiones altas (hasta 42000 kPa (6000psi)) un cabezal tipo colector de tubos es usado.

4.1.5 Armazón Tipo AEl tipo de haz para armazones tipo A puede ser usado para satisfacer restriccionesdel área de construcción (Figura 2.). Este diseño se adapta a las unidadesmontadas en el techo. El requerimiento de área de construcción para un armazóntipo A es aproximadamente la mitad del de un haz convencional. El diseño puedeser orientado como un armazón tipo A, uno tipo V o uno tipo “pétalo de flor”. Lamayor desventaja es que el diseño de armazón tipo A es bastante susceptible alos problemas de recirculación. A menos que la posibilidad de problemas derecirculación sea mínima, es recomendable que se usen arreglos planos de haces.

4.2 Métodos de controlExisten varios métodos para controlar enfriadores de aire. El control puede serlogrado en el lado del proceso o en el lado del aire, o en los dos. Los métodosdisponibles son:

A. Lado del proceso

1. El control usando arreglos de haces en paralelo donde los haces se puedensacar fuera de servicio.

2. Desvío del fluido de proceso (automático o manual)

B. Lado del aire

1. Ventiladores múltiples: En una instalación de ventiladores múltiples losventiladores pueden ser arreglados de tal manera que se puedan prender yapagar individualmente. Cuando se requiera menos enfriamiento, algunosde los ventiladores pueden ser apagados manual o automáticamente. Estees el control típico usado en enfriadores. Tiene la ventaja de tener respuestarápida y a su vez ahorra el costo de potencia cuando los motores se apagan.La desventaja se presenta en que éste provee sólo control por pasos y, porconsiguiente, no se puede obtener el control cerrado.




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2. Velocidad variable: El flujo de aire puede ser incrementado o disminuidovariando la velocidad de los ventiladores. Esto se puede lograr por:

a. Una turbina de vapor de agua con control de variación de velocidad,donde el vapor de agua de bajo costo está disponible y la unidad estáubicada en un área contra explosión. División I.

b. Impulsor de fluido con un motor de velocidad fija.

c. Impulsor hidráulico donde los motores hidráulicos operan de unafuente central de fluido hidráulico.

d. Impulsores banda en V de velocidad ajustable

e. Motores de dos velocidades, que proveen un mejor control que losventiladores múltiples, control ON–OFF, pero éste sigue siendo unaoperación “por pasos”.

Todos los impulsores con velocidad variable proveen buen controlcontinuo. Sin embargo, éstos tienen la desventaja de ser costosos. Enel caso de un impulsor hidráulico, existe equipo adicional que necesitamantenimiento (sellos, etc.). Los vendedores no recomiendan usarimpulsores de velocidad variable, pero suplirían éstos a requisito delcliente.

3. Rejillas (persianas) montadas en la parte de arriba de la unidad: Existen trestipos de rejillas –rejillas de hoja paralela, de hoja opuesta y de acciónprogresiva. De las tres, las de hojas opuestas son las más atractivas porquepermiten mejor control del flujo de aire que las rejillas paralelas y nopresentan problemas de fugas o escapes como los hacen las rejillas deacción progresiva. El costo de las rejillas de hojas opuestas es un poco mayorque las rejillas de hojas paralelas, pero algo menos que el costo de las rejillasde acción progresiva. Adicionalmente, las de hojas opuestas permiten quela descarga de aire sea vertical, lo cual debe ayudar a combatir larecirculación del aire. Las hojas de rejillas hechas de aluminio y estiradas porpresión deben ser usadas para aumentar la resistencia, mientras que elarmazón de las rejillas debe ser de acero. Las rejillas pueden ser controladasautomática o manualmente. Los controles automáticos aumentan el costoinicial de 10 a 30%.

Es importante observar que algunas refinerías nacionales, por ejemploLagoven, S. A., recomiendan evitar este tipo de control.

4. Sistemas de rejillas de recirculación: Adicionalmente a las rejillas montadasarriba de la unidad, un bay entero puede ser encerrado con un sistemaducto–rejilla si los requerimientos de proceso exigen la necesidad derecirculación de aire caliente. Un esquema típico de adaptamiento para elinvierno se enseña en la Figura 5. Cuando las rejillas de descarga cierran,




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se abren las rejillas del lado del desvío y permite al aire caliente de descargarecircular sobre el lado del haz. El cierre simultáneo de las rejillas de entradasellan la unidad la cual opera entonces con un sistema cerrado de airecaliente. La temperatura ambiente determina el grado de cierre de las rejillasde toma y descarga para mantener una temperatura predeterminada de lamezcla.

5. El espaciado variable de los ventiladores (automático o manual) ( variablepitch fans) : Excepto por los ventiladores con un diámetro por debajo de 1.2m (4 pie), todos los ventiladores tienen el espaciado manualmente ajustable.Donde se requiera un control cerrado de temperatura de proceso (~1 °C (~2°F)), se debe especificar un espaciado auto–variable de ventiladores. Lascaracterísticas del control con respuesta rápida para los ventiladores A/V soncontinuamente efectivas, desde el flujo mínimo hasta el máximo debido a quesólo se utiliza la cantidad requerida de aire. Esto resulta en ahorros depotencia. El gasto extra de inversión por cada ventilador A/V y el posicionadoes cerca de los $1000.oo.

6. Es importante observar que algunas refinerías nacionales, por ejemploLagoven, S. A., prefieren este tipo de control.

La selección de un sistema de control requiere la consideración de muchasvariables. Por ejemplo, la gran ventaja de las rejillas es que éstas protegen el hazen unidades de tiro forzado, mientras que permiten un control moderado. La grandesventaja de las rejillas es que el control de la temperatura de salida del procesono se puede obtener con una precisión, mayor a 3 °C (5 °F), debido a las pobrescaracterísticas de control cuando éstas están completamente abiertas o cerradas.También, las rejillas tienden a presentar bastantes problemas de escape. Elcontrol cerrado de la temperatura de salida del proceso (~1 °C (2 °F)) puede serobtenido con espaciado auto–variable de ventiladores. Sin embargo, en el casode unidades de tiro forzado en áreas de lluvias, los ventiladores A/V empujanmenos aire durante la lluvia lo que permite que la lluvia choque en la parte de arribadel haz. La selección final de un sistema de control dependerá de su ubicación yservicio específico además se debe considerar si éste a de ser continuo otemporal. Para información adicional sobre técnicas de control de enfriadores deaire, etc., ver el documento PDVSA–MDP–(Pendiente: Ver MDP, versión 1986,sección12).

4.3 Disposición de los enfriadores de aireAlgunas guías generales para el diseño de arreglos de enfriadores de aire son:

4.3.1 Orientación con respecto a la dirección del viento

Debido a que la recirculación del aire caliente puede reducir el rendimiento de losenfriadores de aire, se debe tener cuidado en la selección de la ubicación y




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orientación de los enfriadores de aire deben, éstos deben estar paralelamentealineados con la dirección predominante del viento. En el caso de un banco único,esto retarda la recirculación de aire caliente sobre un lado. Para bancos múltiplesse retarda el arrastre de aire caliente en las unidades ubicadas vientos abajo. Paraminimizar la cantidad de aire caliente arrastrado dentro de las unidades ubicadasvientos abajo, éstas deben ser colocadas a elevaciones iguales o a una elevacióndecreciente. También, aquellas unidades con el requisito más frío en latemperatura de salida deban colocarse vientos arriba. Estas usualmente son lasmás susceptibles a ser afectadas por la recirculación de aire caliente y usualmenteemiten temperaturas de salida de aire más frías.

4.3.2 Servicios combinados

Usualmente, es económicamente ventajoso combinar los servicios que requieranhaces pequeños en una estructura común. Al hacer esto se debe tener muchocuidado en la ubicación de cada haz debido a la mala distribución de aire en elcuerpo del enfriador. Los haces de servicios críticos y/o los haces más pequeñosdeben ser colocados en el centro de la unidad donde la distribución del aire esbuena. Se debe prestar atención al sobredimensionamiento de los hacescolocados en los extremos los cuales pueden estar sujetos a la falta de aire. Loshaces nunca deben atravesar o estar entre bays. También, el sistemaindependiente de rejillas debe ser ilustrado para obtener controles individuales decada servicio si el tipo de control por rejilla es específico.

4.4 Consideraciones mecánicas

La configuración actual de enfriadores de aire para un servicio dado está basadoen un número de consideraciones. Las más importantes de éstas son:

1. La economía de la superficie vs. los caballos de fuerza requeridos por elventilador.

2. Consideraciones de proceso, tales como ∆P permitida, características delfluido (punto de congelamiento, viscosidad, etc.) y condicionesclimatológicas ( por ejemplo, la corrosividad del medio ambiente).

3. Tipos de ventiladores, tamaños y limitaciones de presión estática(profundidad máxima del haz para un requerimiento dado del aire).

4. Area de construcción disponible.

5. Consideraciones mecánicas, tales como expansión térmica y soportesestructurales.

6. Estandarización de tubos, partes de repuesto, etc.




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4.4.1 Superficie vs. Potencia

La economía de la superficie vs. la potencia del ventilador es una relación simple.Las variables significativas en este respecto son: el nivel de enfriamiento y el flujototal de transferencia de calor. Estas variables determinan la cantidad relativa deaire requerido, para una carga de calor dada. Si la cantidad de aire por unidad decarga de calor es comparativamente baja, la superficie puede ser superpuesta yel aire bombeado es relativamente alto por unidad de carga de calor, la superficiedebe ser provista con menos profundidad y extendida en bombear una pequeñacantidad de aire en contra de una alta presión estática; mientras que en el últimocaso, una gran cantidad de aire es bombeado en contra una menor presiónestática. La caída máxima de presión estática suplida por los ventiladores para losenfriadores de aire es 0.175 kPa (0.7 pulg H2O). Sin embargo, la mayoría de losventiladores operan cerca de una presión estática de 0.125 kPa (5 pulg H2O).

4.4.2 Efecto de la configuración de los tubos en la operación

La selección de la configuración depende de los requerimientos de diseño. Sinembargo hay restricciones impuestas por la velocidad del fluido, por ejemplo, lavelocidad del liquido en los tubos debe ser lo suficientemente grande para evitarla depósición de partículas y limitar el ensuciamiento o formación deincrustaciones. Una velocidad del liquido mayor de 1 m/s (3 pie/s) esrecomendable. La velocidad del aire debe ser tal que el ventilador es capaz devencer las perdidas de presión asociadas; lo cual usualmente se traduce en unavelocidad de aproximación del aire en el rango de 2 a 4 m/s ( 6 a 13 pie/s).

El número de filas es también un factor que afecta el rendimiento térmico de launidad. Por ejemplo, en la medida en que el número de filas se incrementa, elrendimiento térmico mejora y, en consecuencia, mas bajas temperaturas de salidadel fluido son alcanzadas. Sin embargo la caída de presión en ambos lados delenfriador (del aire y del fluido enfriandose) es , a groso modo, proporcional alnúmero de filas. También hay una reducción en la diferencia de temperaturaefectiva en la medida que se aumenta el número de filas. Usualmente este númerose encuentra en el rango de 4 a 8.

4.5 Consideraciones de procesoLas consideraciones de proceso, tales como el ∆P permitido y las propiedades delfluido afectan el número de pasos de tubo por haz y el arreglo del haz (en serie oen paralelo). Cualquier número razonable de pasos de tubo puede ser obtenidoen un haz de un enfriador de aire y las mismas limitaciones de velocidad en el ladodel tubo presentadas en la Subsección 4.7 del documentoPDVSA–MDP–05–E–01 aplican para Enfriadores de Aire. Existen, sin embargo,ciertas consideraciones exclusivas para enfriadores de aire, las cuales deben sertomadas en cuenta para el diseño total de la unidad. Estas consideraciones sepresentan en las subsecciónes 4.5.1 al 4.5.5, a continuación.




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4.5.1 Temperatura de diseño del aire de entrada

La selección de la máxima temperatura de diseño del aire entrando es de sumaimportancia. La máxima temperatura de entrada para diseño debe serdeterminada por aquella temperatura igual o excedente en 1 a 2 1/2% de las horastotales anuales, basado en una historia de por lo menos 5 años. Para tomar encuenta una posible recirculación, un mínimo de 3 °C (5 °F) debe ser añadido a estevalor. En el caso de una pequeña temperatura de aproximación puede serventajoso estimar la máxima temperatura como el promedio de las máximastemperaturas mensuales de los meses mas calientes del año, o añada 6 °C (10°F)o más para recirculación. La temperatura de diseño mínima de aire entrando,necesaria para dimensionar los accionadores de los ventiladores y paradeterminar los posibles servicios de adaptamiento al invierno o al punto decongelación deben ser seleccionados en base a comparación. La máxima ymínima temperatura del aire entrando en varias localidades de una refinería semuestran en la Tabla 5.

4.5.2 Servicios con alto punto de fluidez

El problema básico en este tipo de servicio (Alto punto de fluidez/viscosidad alta)es prevenir que el fluido se “asiente” en los tubos con bajas velocidades del flujoy/o bajas temperatura del aire ambiental. Para tales servicios (ejemplo, alambiquede tubos de fondos), las recomendaciones siguientes deben ser consideradas enel diseño.

1. Normalmente, el enfriador de aire debe ser diseñado con tubos descubiertosen vez de tubos con aletas para proveer una temperatura de pared mayorpara un coeficiente interno de transferencia de calor dado. El costo total noes mayormente afectado, porque el coeficiente interno es lo suficientementebajo para no disminuir la eficiencia de las tuberías aleteadas. Sin embargo,algunas veces puede ser necesario el uso de tubos aleteados para obtenerun arreglo de flujo que provea suficiente caída de presión.

2. La caída de presión a través de los tubos debe ser maximizada. Esto resultaen un coeficiente de transferencia de calor más alto y, por consiguiente, unatemperatura de pared más alta. También, permite un arreglo de haces enserie y con esto se tiende a eliminar los problemas de distribución del flujoasociados con los arreglos en paralelo.

3. Se deben poner serpentines de vapor ubicados debajo de la unidad paracalentar el aire que entra durante las operaciones de arranque e interrupción.También, dependiendo de la severidad del punto fluidez, usar vapor puedeser necesario en las operaciones invernales intermitentes o continuas.

4. El control del flujo de aire debe ser provisto por el uso de las rejillas y/o elespaciado variable de los ventiladores. El tipo de control de flujo de aire seráespecificado en base al problema individual.




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5. Se deben tomar previsiones para que los haces se puedan sacar de serviciodurante operaciones de baja velocidad de flujo instalando conexiones paraun desvío y para desagüe del haz.

6. La unidad puede ser diseñada con flujo en contracorriente o para convertirsede flujo en contrancorriente a flujo corriente. El último puede ser alcanzadocon un arreglo transformable de tubo o con un espaciado variable deventiladores para la operación en un ángulo negativo.

4.5.3 Recirculación del aire caliente

La recirculación de aire caliente es el fenómeno donde el aire caliente que sale esrecirculado con la corriente de aire fresco entrando, al mezclarse se eleva latemperatura de entrada del aire. Esto puede ocurrir alrededor de una sola unidado entre las corrientes de aire adyacentes a las unidades. Los problemas asociadoscon la recirculación de aire caliente son el efecto directo de un pobre diseño deenfriador y ubicación. La distancia mínima permitida entre los enfriadores de airey otros equipos de proceso viene dada en en el documentoPDVSA–MDP–(Pendiente: Ver MDP versión 1986, subsección 15G). Estos, sinembargo, están basados en los requisitos de seguridad y deben serincrementados si la recirculación posee un problema potencial. Otrasrecomendaciones para combatir la recirculación de aire caliente son:

1. Usando ventiladores de tiro forzado, los cuales fuerzan el aire hacia fuera delhaz.

2. Deflectores y/o una chimenea arriba del haz en una unidad de tiro forzado(o ventilador sobre una unidad tiro inducido) también direcciona el aire lejosdel haz.

3. Secciones de humidificación o lavadores de aire: Si la ubicación geográficaes tal que la humedad relativa es baja la mayor parte del año, una secciónde humidificación puede ser instalada debajo de la unidad. Esto, en efecto,humedece el aire de entrada por debajo de su temperatura de bulbo húmedo,la cual puede ser de 6 a 12 °C (10 a 20 °F) más fría que la del ambiente.Sin embargo, se debe tener cuidado para asegurarse que el aire entrandoen el haz de tubo esté seco.

4. Armazón tipo A, armazón tipo V y arreglos de haz vertical no deben serusados si la recirculación es un problema potencial.

5. El rocío de agua no es recomendable para aliviar problemas existentes derecirculación de aire caliente excepto como una solución temporal. Si el hazes rociado directamente, problemas con la conexión tubo–aleta, losproblemas de ensuciamiento y de corrosión pueden ser severos. Laseveridad dependerá de las condiciones de operación, la cantidad de tiempoque se rocíe y la calidad del agua usada. Los vendedores han mencionado




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que sí el rocío de agua es usado continuamente por períodos mayores deuna semana, es posible que el enfriador de aire se descomponga en cuestiónde meses. El efecto del agua en el equipo y las estructuras ubicadas debajoy cerca del enfriador de aire también debe ser considerada.

4.5.4 Elevación

Las consideraciones de proceso también pueden fijar la elevación de enfriadoresde aire. Frecuentemente, la ubicación del tambor de destilación de una columnafraccionadora fija la elevación del condensador de tope. Si las consideraciones deproceso es lo que rige, la elevación debe ser suficiente para proveer un áreaperiférica alrededor de la base de la unidad, por lo menos igual a 1.5 veces el áreade la cara de la misma. Tipos de ventiladores, tuberías, etc. fueron discutidos enla subsección 4.1.

4.5.5 Diseño para climas fríos

Aunque Venezuela no tiene los problemas debidos a las estaciones climatólogicascomo el clima frío, es interesante observar que existen consideracionesadicionales para diseñar unidades que operarán en regiones que tienen estaproblemática.

El grado de adaptamiento al invierno necesario para un intercambiador se puedeclasificar en tres categorías; a saber :

Categoría 1 – Sin problemas de congelación

Categoría 2 – Sin problemas de congelación durante la operación peroproblemas potenciales de congelamiento en arranques einterrupciones invernales.

Categoría 3 – Problemas potenciales de congelación durante operacionesinvernales normales.

Las reglas básicas para discriminar entre la categoría 2 y 3 todavía están por serestablecidas. Sin embargo, una posible base es el porcentaje de agua contenidaen la corriente de proceso. En vista de las recomendaciones específicas paracualquier ubicación dada, las siguientes guías generales han sido establecidas:

1. Todos los enfriadores de aire para los cuales se pueda requerir adaptabilidadpara el invierno deben ser unidades de tiro forzado con rejillas en la parte dearriba. Sin embargo, debido a que las unidades de tiro forzado son mássusceptibles a problemas de recirculación en el verano, una consideraciónsimultáneamente debe ser dada a esto cuando se determine la temperaturamáxima de diseño del aire entrando. Una posibilidad es añadir 6°C (10°F) ala temperatura máxima de diseño para tomar en cuenta la posibilidad derecirculación.




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2. Para los casos donde pueda existir la posibilidad de problemas decongelamiento en un arranque o una interrupción invernal, el enfriador debeser diseñado, desde un principio, con serpentines de vapor. Esto implicadejar un espacio en el pleno y permitir un incremento de caída de presión enel diseño del ventilador.

3. Las temperaturas de salida del proceso deben ser controladas, por lo menos,con un espaciado auto–variable de ventilador por bay. En el caso de bayssencillos con sólo un ventilador A/V, el espaciado de ventilador de ajustemanual (EAM) debe ser accionado por un motor de dos velocidades. La basede esto es: en la reducción de carga de calor cuando el actuador del A/V llegaa su límite más bajo, parar un ventilador de velocidad única sería un cambiodemasiado grande. En este caso, el control del ventilador A/V va a estarvariando entre las condiciones de un espaciado completo con el espaciadodel ventilador de ajuste manual apagado y un espaciado mínimo con elespaciado de ventilador de ajuste manual prendido. En las unidades de baysmúltiples, el número de espaciados de ventiladores con ajuste manual dividelos pasos incrementales de tal manera que los ventiladores A/V no debengirar.

4. Los esquemas de la recirculación externa deben ser, si es posible, orientadospara la recirculación de lado. Esto permite una mejor distribución de latemperatura de recirculación en el pleno que un esquema de recirculaciónterminal.

5. Las rejillas de recirculación para los esquemas externos deben estarorientadas horizontalmente. Esto permite una mejor mezcla del airerecirculando con el aire fresco entrando, que si se tuvieran las rejillasverticales.

6. Todos los cabezales de categoría 2 y 3 deben estar trazados con vapor y/ocubiertos con aislamiento.

7. Para tomar en cuenta la mala distribución en el pleno, la temperatura dediseño de la cámara del pleno debe ser fijada para asegurar 0°C (32°F) ensu punto más frío. Esto es función del tamaño del mismo, la ubicación del bayy la temperatura mínima de diseño del aire.

Un esquema típico de adaptamiento al invierno usando un sistema automático derecirculación de aire caliente es ilustrado en la Figura 5.

4.6 Información requerida para especificaciones de diseño

La información siguiente, adicionalmente a los requisitos enlistados en la hoja deespecificación de enfriadores de aire (Figura 6. ), debe ser provista:

1. Condiciones del lado del aire




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a. Lluvia, nieve, intensidad del granizado, frecuencia y duración.

b. La dirección predominante del viento, frecuencia e intensidad.

2. Condiciones del lado del proceso

a. Protección contra el invierno, en aquellas localidades donde aplique.Las condiciones climatológicas de Venezuela no requieren estaprotección.

b. Cualquier variación planeada en el flujo de alimentación ocomposición la cual pueda afectar las propiedades del fluido, talescomo la viscosidad, etc., o la caída de presión permisible.

3. Requisitos generales

a. Elevación de la unidad (si no en el nivel del piso).

b. Orientación de la unidad con respecto a la dirección predominante delviento.

c. Descripción general de cualquier otro tipo de unidades o edificiosdentro de un radio de 30 m (100 pie) del enfriador de aire (se prefiereel plano de la planta, si se dispone de éste).

4. Información del suplidor

a. Los arreglos de flujo recomendados a 25, 50, 75 y 100% de laalimentación de diseño y las temperaturas mínimas del ambiente.

b. Los arreglos recomendados de ventiladores y el ángulo a fijar de lashojas de éstos para cada una de las condiciones operacionalesdescritas arriba.

5 METODOLOGIA DE DISEÑO

5.1 Método manual de cálculo

Para refrescar conocimientos básicos se recomienda consultar el DocumentoPDVSA–MDP–05–E–01 (Intercambiadores de calor: principios básicos), enespecial las subseccciones 4.6, 4.7, 4.8 y la sección 5.

El procedimiento para estimación manual de Enfriadores de Aire se presenta, enla subsección D6.2 del manual de diseño del HTRI. Debido a que en el manual dediseño de HTRI los procedimientos están lo suficientemente bien explicados, nose presentará dicha información aquí, por lo cual se le recomienda al lectorconsultar dicha bibliografía, que está disponible a nivel corporativo.




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5.2 Método automatizado de cálculoDado que los programas de HTRI son el procedimiento automatizado oficial decálculo para PDVSA y sus filiales, remitimos al lector al programa ”ACE–2”, el cualevalúa el desempeño de enfriadores de aire geométricamente especificados.Debido a que este programa requiere de una geometría especificada de equipo,hay que hacer una estimación manual para poder usarlo.




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6 NOMENCLATURAÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ




ÁÁÁÁÁÁÁA ÁÁÁ


Area del intercambiador ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


pie2


AfÁÁÁÁÁÁ


Area de las aletas solamente ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

m2/m ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pie2/pieÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

AiÁÁÁÁÁÁ


Area interna del tubo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


pie2/pieÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

AmÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Area del metal de la pared del tubotransversal a la dirección del flujo


m2/m ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pie2/pie


Af ÁÁÁÁÁÁ


Area total externa del tubo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Ap ÁÁÁÁÁÁ


Area proyectada de las aletas del tuboÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Ar ÁÁÁÁÁÁ


Area externa del tubo descubierto ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



AuÁÁÁÁÁÁ


Area del tubo sin aletas ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



diÁÁÁÁÁÁ


Diámetro interno del tubo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


pulgÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

dEÁÁÁÁÁÁ


Diámetro externo del tubo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



DEfÁÁÁÁÁÁ


Diámetro de aleta externa ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


pulgÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

DrÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Diámetro del tubo, en la base de lasaletas



pulg


Fi ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Factores cuyo valor depende de lasunidades usadas (Ver tabla al final)



pulg


H ÁÁÁÁÁÁ


Altura de la aleta ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


pulg


L ÁÁÁÁÁÁ


Longitud del tubo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

m ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pie


NT ÁÁÁÁÁÁ


Número de tubos por intercambiador ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁSF ÁÁÁ


Espaciado de aletas ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


pulg


SL ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Distancia de centro a centro de untubo en una fila al tubo más cerca dela fila transversal mas próxima



pulg


SRÁÁÁÁÁÁ

=ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Espacio entre dos filas de tuboÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

mmÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pulgÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

STÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Espaciado transversal = distancia decentro a centro de un tubo a otro enuna fila transversal


mmÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pulg


tf ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Temperatura del aire en el ventilador;igual a t2 para tiro inducido, t1 para tiroforzado



°F


T1ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Temperatura de entrada del fluido deproceso



°F




Temperatura de salida del fluido deproceso



°F


tmin ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Temperatura mínima de diseño delaire entrando



°F


t1 ÁÁÁÁÁÁ


Temperatura de entrada del aire ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



t2 ÁÁÁÁÁÁ


Temperatura de salida del aire ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Y ÁÁÁÁÁÁ


Espesor promedio de la aleta ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


pulg




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FACTORES QUE DEPENDEN DE LAS UNIDADES USADAS

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁ



En unidades ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

En unidadesÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁ



SI ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

inglesasÁÁÁÁÁÁÁÁ

F16 ÁÁÁÁÁÁ

= ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Tabla 3 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

103 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

12




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7 APENDICETabla 1 Coeficientes típicos de transferencia de calor para enfriadores de

aireTabla 2 Temperatura de diseño del aire entrandoTabla 3 Propiedades geométricas de los tubos aleteados normalmente

suministradosTabla 4 Número de tubos por haz para tubos aleteados estirados por

presiónFigura 1 Enfriador típico de aireFigura 2 Configuraciones típicas de enfriadores de aireFigura 3 Tipo de tubos aleteados usados en enfriadores de aireFigura 4 Diseños típicos de cabezalesFigura 5 Unidad típica de tiro inducido con sistema automático de

recirculación de aire calienteFigura 6a Hoja de datos para enfriadores de aire (Unidades SI)Figura 6b Hoja de datos para enfriadores de aire (Unidades inglesas)Figura 7 Nomograma DTMLFigura 8 Factor de corrección del DTML para enfriadores de flujo

transversalFigura 9 Propiedades físicas del aireFigura 10 Corrección de altitud para la densidad del aire




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TABLA 1. COEFICIENTES TIPICOS DE TRANSFERENCIA DE CALOR PARAENFRIADORES DE AIRE

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Coeficiente total de tubos con aletasÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Uo, W/m2 °C(1)



Referido aÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Tipo de superficie del tubo:ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

sin aletasÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

con aletas


SERVICIOS DE CONDENSACION ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Reactivador de aminas ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


30–34ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁAmoníaco

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ570–680

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ34–40ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁFreon 12




Nafta pesada ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Gasolina liviana ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Hidrocarburos livianos ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Nafta liviana ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Efluentes de reactor – reformadores, hidrofinadores,hidroreformadores



20–27


VaporÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


40–47ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Livianos del fraccionador – nafta liviana, vapor y gasno–condensable



15–23


SERVICIOS DE ENFRIADO DE GAS(2) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁAire o gas de combustión @ 350 kPa man (∆P = 7 kPa) ÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁ57 ÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁ~3.4


Aire o gas de combustión @ 700 kPa man (∆P = 14 kPa)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


~6.8

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁAire o gas de combustión @ 700 kPa man (∆P = 35 kPa)ÁÁÁÁÁ170–285ÁÁÁÁÁÁ9.7–14ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁCorriente de reactor de amoníaco


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ27–30ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁGases de hidrocarburos @ 105–350 kPa man (∆P = 7 kPa)



5.7–13ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Gases de hidrocarburos @ 350–1750 kPa man (∆P = 14kPa)



11–20


Gases de hidrocarburos @ 1750–10000 kPa man (∆P = 35kPa)



20–30

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁSERVICIOS DE ENFRIADO DE LIQUIDOS



ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁAgua de enfriamiento de motores




Aceite combustible residual ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


6.8–10ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Líquidos de hidroreformadores y de Powerformer ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Gasóleo liviano ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Hidrocarburos livianos ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Nafta liviana ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


20–26


Agua de proceso ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


35–40ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁResiduo


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ3.4–5.7ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁBrea



1.7–3.4ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Gasóleo pesado ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Aceite lubricante ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


5.7–11ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁNOTA:



ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ(1) Para convertir de W/m2 °C a BTU/hpie2 °F, divida entre 5.678263ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ(2) Para convertir de kPa a psi, divida entre 6.894757.




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TABLA 2. TEMPERATURA DE DISEÑO DE AIRE ENTRANDO(1)


Localidad ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Máx. bulbo seco,ºC (2,5)


Min. bulbo seco,ºC (3,5)


Anaco ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Amuay ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

32 paraenfriadores/41 para

condensadores


21


Bajo Grande ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁBarinas ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁCardón ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁCaripito ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁCartagena ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁCurazao ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁEl Palito ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁEl Chaure ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁJosé ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁJusepin ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁLago de Maracaibo ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁLa Salina ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁMorón ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁMorichal ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁNorte de Monagas ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁPuerto La Cruz ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁQuiriquiri ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁSan Lorenzo ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁSan Roque ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁSanta Ana ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁSanta Rita ÁÁÁÁÁÁÁÁ


ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁTucupita ÁÁÁÁÁÁÁÁ





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TABLA 2 (CONT.)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ NOTAS:



ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(1) Los valores ilustrados deben ser usados sólo para estimaciones. Para trabajode Especificación de Diseño, los valores deben verificados con los datosmeteorológicos actuales.

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(2) Los valores ilustrados no incluyen tolerancia para la recirculación, un mínimode 3°C debe ser sumado a estos vapores por recirculación. Sin embargo, latolerancia exacta depende de la localización y la naturaleza del servicio crítico.


(3) Para dimensionamiento de motor.ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

(4) Los servicios críticos están definidos como los servicios donde las torres uoperaciones de proceso son difíciles de operar y controlar, si la temperatura delaire excede la temperatura de diseño de aire por más de dos horas.ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ(5) Para convertir de °C a °F, use: °F = 9/5 °C + 32




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TABLA 3. PROPIEDADES GEOMETRICAS DE LOS TUBOS ALETEADOSNORMALMENTE SUMINISTRADOS



Tubos con Aletas Incrustadas(1)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Tubos con AletasExtrudadas(2)



Aletas de ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Aletas de ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Revestimientode


Revestimientode


Dimensión ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

12 mm (1/2 pulg)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

16 mm (5/8pulg)


25 mm (1 pulg)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

38 mm (1 1/2pulg)


Diámetro externo del revestimiento deacero(1)DE, mm




25


38

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Diámetro del tubo a labase de la aleta(diámetro deraíz) (1) Dr, mm


25.40


25.40


28.70


41.40


Diámetro interno deltubo(1)Di, mm





33.88


Diámetro externo(1) Def, mm


50.80


57.1


57.15


69.85ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Altura de la aleta porencima del tubo(1) H,mm


12.7


15.88


14.22


14.22


Espesor promedio de laaleta (1) Y, mm

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ0.36



ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ0.48ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Espacio entre aletas(1)N





3.18


Area del tubo en la basede las aletas(2) Ar, m2/m


0.0799


0.0799


0.0902


0.130ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Area interna de lostubos(2) Ai, m2/m


0.0607


0.0607


0.0688



Area total externa deltubo(2) AE, m2/m





1.707


Area del tubo sinaletas(2) Au, m2/m






Area de aleta solamenteAf, m2/m


1.338


1.812


1.237


1.597




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TABLA 3 (CONT.)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Tubos con Aletas Incrustadas(3)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Tubos con AletasExtrudadas(4)



Aletas deÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Aletas deÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Revestimientode


Revestimientode


Dimensión ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

12 mm (1/2 pulg)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

16 mm (5/8pulg)


25 mm (1 pulg)ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

38 mm (1 1/2pulg)


Area proyectada de lasaletas del tubo(2) Ap,m2/m


0.0293


0.0310


0.0330


0.0458


Distancia entre tubos enla misma fila(2) ST, mm






Distancia entre tubosadyacentes en filasdiferentes(1) SL, mm


53.19


59.54


60.33



Espacio entre filas(1)SR, mm


45.34


49.35


52.27


63.25ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Relación entre eldiámetro de la aleta y eldiámetro del tubo(1)DEf/Dr


2.0


2.25


2.0


1.7


Factor de Corrección delhaz, transferencia decalor (1) FBH, mm


139.4


134.4


144.3



Factor de corrección delhaz, caída de presiónFBP,





0.591


Relación entre el áreatotal y el área del hazRSF,


23.4


25.4


21.4


22.4


NOTAS: ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ(1) Para convertir mm en pulg, divida entre 25.4


(2) Para convertir m2/m a pie2/pie, divida entre 0.3048


(3) Aletas de aluminio en forma de espiral e incrustadas en canales en el tubo de acero

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ(4) Aletas troqueladas en aluminio sobre tubos de acero




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TABLA 3 (CONT.)

Af ��

SF F16��

�YDEf ��

�

�

D2Ef

– D2r

2 ��

��

�

Au � � Dr � F16� 1 – Y

SF�

AE � Af � Au �A

NT L

Ai � �di � F16

Ar � �Dr � F16

Ap � Dr �2HYSF� 1

F16

Am � Ar � Ai� � 2

SR � S2L – S2

T � 4�

FBH � Dr DEfY�

0.3

DrDEf�

0.45

DEfSF�

0.17

FBP � C DrST�

0.927

STSL�

0.515

donde: C = 1.0 aletas sencillas

1.2 aletas dentadas




TUBO

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TABLA 4. NUMERO DE TUBOS POR HAZ PARA TUBOS ALETEADOS ESTIRADOSPOR PRESION




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TABLA 4 (CONT.)




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Fig 1. ENFRIADOR TIPICO DE AIRE




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Fig 2. CONFIGURACIONES TIPICAS DE ENFRIADORES DE AIRE




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Fig 3. TIPOS DE TUBOS ALETEADOS USADOS EN ENFRIADORES DE AIRE




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Fig 4. DISEÑOS TIPICOS DE CABEZALES




RE

JIL

LA

MA

NU

AL

ES

DE

TO

MA

I

a.

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Fig 5. UNIDAD TIPICA DE TIRO INDUCIDO CON SISTEMA AUTOMATICO DERECIRCULACION DE AIRE CALIENTE




Planta

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Fig 6.A HOJA DE DATOS PARA ENFRIADORES DE AIRE(UNIDADES SI)




Area Planta No. Dibujo Peso–Haz de tubosPeso–Haz de tubos Embarque

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Fig 6.B HOJA DE DATOS PARA ENFRIADORES DE AIRE(UNIDADES INGLESAS)




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Fig 7. MONOGRAMA DTML




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Fig 8. FACTOR DE CORRECION DE DTML PARA FLUJO TRANSVERSAL




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Fig 8. (CONT.)




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Fig 8. (CONT.)




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Fig 8. (CONT.)




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Fig 9. PROPIEDADES FISICAS DEL AIRE




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Fig 10. CORRECION DE ALTITUD PARA LA DENSIDAD DEL AIRE




PDVSA N° TITULO



TRANFERENCIA DE CALOR

� PDVSA, 1983

MDP–05–E–04 PROCEDIMIENTO DE DISEÑO PARAINTERCAMBIADORES DE DOBLE TUBO


AGO.950 26


ESPECIALISTAS

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TRANSFERENCIA DE CALORPROCEDIMIENTO DE DISEÑO PARA

INTERCAMBIADORES DE DOBLE TUBOAGO.950


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Indice1 OBJETIVO 2. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2 ALCANCE 2. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 REFERENCIAS 2. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4 CONSIDERACIONES DE DISEÑO 3. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.1 Tipos de equipos y sus aplicaciones 3. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2 Ventajas de los intercambiadores de doble tubo 4. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.3 Efecto de aletas longitudinales 5. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

5 METODOLOGIA DE DISEÑO 6. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.1 Procedimiento de cálculo detallado 6. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.2 Cálculos automatizados 12. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

6 NOMENCLATURA 13. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

7 APENDICE 17. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tabla 1 Datos físicos para secciones comunes de doble tubo 18. . . . . . . Tabla 2 Constantes geométricas para secciones de doble tubo 19. . . . . . Tabla 3 Constantes Ft para secciones de doble tubo 20. . . . . . . . . . . . . . . Figura 1 Componentes típicos de unidades de doble tubo 21. . . . . . . . . . . Figura 2 Coeficiente de transferencia de calor en los tubos 22. . . . . . . . . . Figura 3 Caída de presión por fricción a través de los tubos 23. . . . . . . . . Figura 4 Valor de la función térmica para hidrocarburos líquidos 24. . . . . . Figura 5 (K (N° Prandtl) 1/3) 25. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 6 Eficiencia de aletas longitudinales 26. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .




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1 OBJETIVOEl objetivo de este documento es proveer al ingeniero de proceso y diseño con unaherramienta de cálculo manual para el dimensionamiento de Intercambiadores decalor de doble tubo.

El tema “Intercambiadores de Calor “, dentro del area de “Tranferencia de Calor“, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por los siguientesdocumentos:


05–E–01 Intercambiadores de Calor: Principios Básicos.

05–E–02 Intercambiadores de Calor: Procedimientos de diseño paraIntercambiadores de tubo y carcaza (Incluye vaporización,condensación, calor sensible).


05–E–04 Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseño paraIntercambiadores de doble tubo. (Este documento)



2 ALCANCEEste Documento presenta el procedimiento manual de diseño recomendado parafijar el tamaño de intercambiadores de doble tubo. Refiérase al documentoPDVSA–MDP–05–E–01 para más información sobre unidades de doble tubo.

3 REFERENCIASManual de Diseño de Proceso (versión 1986)� Vol V, Subsección 9H “Intercambiadores de calor: Procedimiento de cálculo

cuando no hay cambio de fase”



Manual de Ingeniería de Diseño� PDVSA–MID–EA–202–PR, “Equipo para intercambio de calor de doble

tubo”




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� PDVSA–MID–90617.1.041 “Guías de ingeniería para intercambiadores decalor de carcaza y tubos”

Otras Referencias

� Hewitt, G. F.; Shires, G. L. and Bott T. R.; Process Heat Transfer; First Edition;CRC Press, Inc. (1993).

� Kern, D.Q., Process Heat Transfer, McGraw Hill, New York 1950

� McKetta, J. J.; Heat Exchanger; First Edition; Marcel Dekker, Inc. (1991).

� Hagner, R.C., Petro/Chem Engineer, 27, August 1968 .


4.1 Tipos de equipos y sus aplicaciones

Los intercambiadores de calor de doble tubo consisten en uno o más tubos dentrode una carcaza de tubo. Las unidades casi siempre consisten de dos tubos rectosconectados en un extremo en forma de U o de “gancho de pelo” (“hairpin”). A estemontaje se le llama sección de doble tubo. A pesar de que algunas secciones dedoble tubo tienen tubos sencillos, la mayoría tienen aletas longitudinales en elexterior del tubo interior.

Las secciones de doble tubo están disponibles en todos los materiales comunesde construcción. También, los tubos, aletas y carcaza pueden ser de diferentesmateriales. Sin embargo, debido a que las aletas normalmente están soldadas alos tubos, la aleta y el tubo deben ser de materiales compatibles.

El uso de tubos aleteados en secciones de doble tubo normalmente es económicosi el coeficiente anular de transferencia de calor es menor que el 75% delcoeficiente interno del lado del tubo. Esta es una regla que puede tenerexcepciones. El punto en el cual empieza a ser o no económico es función delcoeficiente anular de transferencia y el material de la aleta; éstos a su vez afectanla eficiencia de la aleta. La eficiencia de la aleta se incrementa con la disminucióndel coeficiente anular y el aumento de la conductividad térmica de la aleta.Adicionalmente, las aletas cortas tienen mayor eficiencia.

Las secciones de doble tubo pueden ser combinadas en una variedad de arreglosen serie y/o en paralelo para proveer el área superficial requerida y mantenersedentro de las limitaciones de caída de presión. Las secciones instaladas en serienormalmente están una sobre otra. Las conectadas en paralelo normalmenteestán una al lado de la otra; los arreglos instalados en combinación serie/paraleloestán compuestos por secciones de lado a lado y una sobre otra.




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4.1.1 Unidades de tubo sencillo

Las secciones de doble tubo sencillo contienen un tubo interior o un tubo dentrode una carcaza de tubo. Existen en el mercado diferentes tamaños de carcazasde tubo, éstas van desde 50 a 100 mm (2 a 4 pulg). El tubo interior puede sersencillo o con aletas longitudinales, éste viene en diámetros externos de 19 a 64mm (3/4 a 2 1/2 pulg).

Las aletas, de 16 a 48 por tubo, tienen una altura de 12.7 a 25.4 mm (1/2 a 1 pulg)y un espesor de 0.89 a 1.27 mm (35 a 50 mils). En servicios donde existen cambiosde fase, las aletas frecuentemente contienen huecos, permitiendo así laredistribución de fluido a lo largo del tubo.

Las secciones de tubo sencillo usualmente son económicamente justificables sila superficie del área equivalente es menor que 30 m2 (300 pie2)aproximadamente. Sin embargo, este criterio no puede ser usado firmementedebido a que el costo del sistema es función del servicio, materiales e instalación.

4.1.2 Unidades multiples

Las secciones de doble tubo con tubos múltiples contienen de 7 a 64 tubos dentrode la carcaza del tubo externo. Los tubos pueden ser sencillos o con aletaslongitudinales. Normalmente, sólo los tubos sencillos son usados en seccionescon más de 19 tubos. Los tamaños de la carcaza de la sección de doble tubo varíande 100 a 400 mm (4 a 16 pulg). Los tubos internos vienen disponibles en diámetrosexternos de 15.9 a 25.4 mm (5/8 a 1 pulg). Las aletas de 12 a 20 por tubo, tienennominalmente una altura de 6.4 mm (1/4 pulg) y un espesor de 0.89 mm (35 mil).

Las secciones más comunes son aquellas que contienen 7 tubos. Sin embargo,la economía de estas secciones es difícil de definir debido al gran área superficialpor sección. Una o dos secciones normalmente son más económicas que el áreasuperficial equivalente en secciones de tubo sencillo. Pero si el servicio requiereporciones fraccionadas o tubos cortos en secciones múltiples, las secciones detubo sencillo son más económicas.

Las secciones que contengan más de 7 tubos por sección raramente son usadasdebido a que tienen, para la mayoría de los servicios, ventajas económicaslimitadas sobre otras secciones con menos tubos.

4.2 Ventajas de los intercambiadores de doble tuboComo se describió en la subsección 4.5.3 del documentoPDVSA–MDP–05–E–01, el rango de aplicación de los intercambiadores dedoble tubo es muy amplio. Estas unidades pueden ser diseñadas para operar aaltas temperaturas y presiones y fabricadas como módulos estandares,resultando así relativamente económicos.

Estas unidades son la forma mas simple de un intercambiador de calor,particularente ventajosas para aplicaciones de baja carga térmica. Con la adición




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de aletas mejoran la tranferencia de calor en el lado de la carcaza y pueden serusadas como módulos de construcción en arreglos paralelo–serie y multitubos,cubriendo asi un amplio rango de los requerimientos de un proceso.

4.2.1 Simplicidad de construcción

Para aplicaciones que requieren cargas calóricas relativamente bajas (porejemplo, <1000 kW) y donde la transferencia de calor no representa un problema(por ejemplo intecambiadores líquido–líquido), estas unidades con tubos lisosresultan muy ventajosas dada su simplicidad de construcción.

4.2.2 Facilidad de mantenimiento

El sello de los intercambiadores de doble tubo se logra mediante juntas bridadasy anillo de sello, lo cual permite separar el tubo interno y la carcaza para sulimpieza, tanto con tubos lisos como con tubos aleteados.

4.2.3 Flujo en contracorriente

Estas unidades permiten un patron de flujo completamente en contracorriente,donde el fluido frío puede ser calentado hasta temperaturas por encima de latemperatura de salida del fluido caliente. Esto elimina las restricciones impuestapor la temperatura de aproximación o la temperatura de cruce.

4.2.4 Factibilidad de tubos aleteados

Estas unidades son particularmente adaptables a aquellas aplicaciones querequieren mejorar la tranferencia de calor mediante el uso de superficiesextendidas en forma de aletas. Las aletas son usadas cuando el coeficiente detransferencia de calor en el lado de la carcaza (o ánulo) es muy bajo; usualmente,cuando el coeficiente para superficies no aleteadas es menor que la mitad alcorrespondiente en el lado de los tubos. Esta situación puede ocurrir cuando elfluido en el lado de la carcaza es un gas o un líquido de alta viscocidad.

4.2.5 Aplicacion en servicios de alta presión

Para una carga calórica dada, una serie de intercambiadores de doble tuborequerirán diametros mucho menores que las unidades equivalentes de tubo ycarcaza. Debido a ello, el espesor de pared de la carcaza es más pequeño y, paraaplicaciones de alta presión, esto es un factor significativo en la determinación delcosto e, inclusive, de su factibilidad.

4.3 Efecto de aletas longitudinalesComo se ha mencionado previamente, en muchas aplicaciones de unidades dedoble tubo, a la superficie externa del tubo central se le adicionan aletaslongitudinales con el propósito de mejorar la transferencia de calor. Estas aletastiene dos efectos principales:




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1. Reducen el area transversal de flujo en el lado de la carcaza, lo cual resultaen cambio en el diametro hidraulico del ánulo y la aleta e incremento de lavelocidad del fluido.

2. Incrementan el area de transferencia.

El efecto neto del uso de aletas longitudinales es un incremento tanto de latransferencia de calor como de la caida de presión.

5 METODOLOGIA DE DISEÑO

5.1 Procedimiento de cálculo manual detalladoEl procedimiento de cálculo siguiente está basado en flujos sin cambio de fase,tanto que en los tubos como en el espacio anular. Si el flujo cambia de fase encualquiera de los lados (condensación o vaporización), siga el procedimiento decálculo para el lado del tubo según el documento PDVSA–MDP–05–E–02, paraevaluar el coeficiente de transferencia de calor y caída de presión. Cuando elcambio de fase ocurre en el espacio anular, use el diámetro equivalente, de, en vezde di y dE.

La Tabla 1 contiene los parámetros geométricos más comunes disponibles ensecciones de doble tubo. Los parámetros geométricos para las secciones nopresentes en ésta, pueden ser calculados usando las ecuaciones en la Tabla 2.

Paso 1.– Información Mínima Requerida

De acuerdo con la guía general para diseño presentada en la subsección 5.3 dedocumento PDVSA–MDP–05–E–01, debe ubicarse la siguiente información:

1. Información mínima de proceso:

Fase y naturaleza del flujo: líquido, vapor, gas, bifásico, vapor de agua, agua,hidrocarburos, etc.

Flujos totales (entrando y saliendo de la unidad, mínimo por un lado): másicoo volumétrico, especificado por fase cuando se trata de flujo bifásico.

Propiedades de los fluidos: calor específico, calor latente, conductividadtérmica, viscosidad, peso molecular o gravedad específica o densidad.

Condiciones de operación: temperatura y presión a la entrada y/o salida dela unidad

Caidas de presión permisibles : máxima permitida en cada lado

Factores de ensuciamiento: preferiblemente basados en experienciasoperacionales.

Condiciones de diseño: temperatura y presión en cada lado de la unidad.




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Características de los fluidos: corrosivas y/o tóxicas y/o inflamables.

Existencia de ciclos térmicos: frecuencias de paradas y arranque, si es unaoperación por carga, etc.

2. Información mecánica mínima :

Materiales de construcción

Espesor de pared por consideraciones de corrosión.

Tolerancia por corrosión.

Especificaciones, códigos y estándares.

Tamaño o limitaciones de espacio.

3. Especificaciones dadas por el cliente.

4. Bases de diseño del proyecto.

Paso 2.–Criterios de diseño

Verificar que se cumplan los criterios de diseño típicos para este tipo de unidadesy servicios, los cuales se presentan en la sección 4. Otros criterios adicionales seencuentran en las subseccion 4.5 del documento PDVSA–MDP–05–E–01.

Paso 3.– Carga calórica

Determinar la carga calórica ( “duty” ) del intercambiador en base a los datos deproceso obtenidos en el paso 1.

Paso 4.– Selección del tipo

Se hace un estimado del tipo, tamaño, número y arreglo de las secciones. Pruebeprimero con una carcaza de 75 mm (3 pulg). Cambie a una carcaza de 100 mm(4 pulg) con tubos de 65 mm (2 1/2 pulg) para reducir la velocidad anular. Lassecciones pueden ser paralelas si se requiere.

Paso 5.– Arreglo del flujo

El fluido más viscoso usualmente pasa a través del espacio anular. El agua deenfriamiento normalmente pasa a través del lado del tubo.

Paso 6.– Calcule las condiciones terminales y la diferencia de temperaturamedia logarítmica efectiva

1. Determine las temperaturas siguientes:

a. La temperatura de entrada del fluido que va a ser enfriado, T1

b. La temperatura de salida del fluido que va a ser enfriado, T2

c. La temperatura de entrada del fluido que va a ser calentado, t1




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d. La temperatura de salida del fluido que va a ser calentado, t2

2. Determine la diferencia de temperatura media logarítmica, ∆tm

�tm �

�T1–t2�–�T2–t1�

ln�T1–t2

�

�T2–t1�

Ec. (1)

Debido a que el flujo es en contracorriente (o en paralelo si se desea), el factor Fnde corrección no se aplica a ∆tm.

Si una (o las dos) de las corrientes cambia de fase, y la temperatura de punto derocío o del punto de ebullición está entre la temperatura de entrada y salida, diseñeel intercambiador como se indica en el documento PDVSA–MDP–05–E–02.

Paso 7.– Calcule el coeficiente de transferencia de calor en el lado del tubo

1. Calcule la velocidad en los tubos

Ec. (2)V � F6 �M

m NT d2i

2. Evalúe el coeficiente de transferencia de calor, hio

El coeficiente de transferencia de calor se determina igual que enintercambiadores de tubo y carcaza, excepto que los cálculos se basan en eldiámetro interno del tubo. El valor de hi debe ser multiplicado por AI/AE paraponerlo en base al área externa.

a. Para agua:

1Rio

� hio � hi

AiAO

�

�F9� (V)0.7

�di�0.3

�AE�AI��F10 tt � F11

100�

0.26

Ec (3)

b. Para otros fluidos:

1. Evalúe el Número de Reynolds:

NRe �

�F39� * dimV

ZEc. (4)

2. Evalúe Yth de la Figura 1.

3. Evalúe K (cZ/k)1/3 de la Figura 3. o Figura 4.




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4. Evalúe hio:

1Rio

� hio � hiAiAE

�

Yth

�di� �AE�AI�

K �CZK�

1�3� ZZW�

0.14

Ec (5)

Asuma (Z/ZW)0.14 igual a 1 hasta que la temperatura de la pareddel tubo sea calculada

5. El factor de ensuciamiento en el lado del tubo:

rio = ri (AE/Ai) donde ri es el factor de ensuciamiento, ver Tabla 5del documento PDVSA–MDP–05–E–01.

Paso 8.– Calcule la caída de presión en el lado del tubo

1. Evalúe la caída de presión por fricción por pase de tubo, ∆Ptf:

a. Ytp de la Figura 3.

b. Calcular mV2/F18 (Ec. 6)

c. Ec. (6)�Ptf � Ytp L�di�mV2

�F18��Zw�Z�

�

Ø = 0.14 para flujo turbulento (NRe > 2100)

Ø = 0.25 para flujo laminar (NRe � 2100)

2. Evalúe la caída de presión por pase de tubo debido a los codos, entrada ysalida, ∆Ptr:

�Ptr � 3�mv2�F18

� Ec. (7)

3. Evalúe la caída de presión por sección, ∆Pts:

�Pts � 2Ft ��Ptf � �Ptr� Ec. (8)

Para Ft, ver Tabla 3

Paso 9.– Calcule el coeficiente de transferencia de calor anular

1. Evalúe la velocidad en el espacio anular

V � M�mAA Ec. (9)

2. Evalúe el número de reynolds

NRe �

F39 de mVZ

Ec. (10)




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3. Evalúe el coeficiente anular, ho:

a. Yth de la Figura 2.

b. K (CZ/k)1/3 de la Figura 4. ó Figura 5.

c. 1�R0 � h0 �

Yth

deK �CZ

k�

1�3� Z

Zw�

0.14

Ec. (11)

Asuma (Z/Zw)0.14 igual a 1 hasta que la temperatura de la pared del tubo seacalculada.

4. Factor de ensuciamiento anular, ro. ro es el factor de ensuciamiento, ver Tabla5 del documento PDVSA–MDP–05–E–01.

Paso 10.– Calcule la caída de presión anular

1. Evalúe la caída de presión por fricción por pase, ∆Ptf:

a. NRe �

F39 d�e mVZ

Ec. (12a)

b. Ytp de la Figura 3.

c. m V2�F18 Ec. (12b)

d. �Ptf � Ytp L�d�e �mV2

F18� �ZW

Z��

Ec. (12c)

Ø = 0.14 para flujo turbulento (Nre > 2100)

Ø = 0.25 para flujo laminar (Nre � 2100)

2. Evalúe la caída de presión por pase debido a los codos, entradas y salidas,∆Ptr

�Ptr �3mV2

F18Ec. (13)

3. Evalúe la caída de presión anular por sección, ∆Pas

�Pas � 2.4 ��Ptf � �Ptr� Ec. (14)

Paso 11.– Calcule el coeficiente global de transferencia de calor

1. Resistencia en la pared del tubo:

rW � ��KWAEAI

�Para los valores de �, ver Tabla 1� Ec. (15)




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(Este valor de resistencia de pared es levemente conservador. La relaciónAf/AI puede ser sustituida por el cociente dado por el área externa y el áreaexistente entre la mitad de di y dE. Sin embargo, esta diferencia no afectaapreciablemente el coeficiente global).

2. Eficiencia ajustada de aleta

La eficiencia de la aleta toma en consideración el hecho de que existe ungradiente de temperatura a través de la aleta, causando una reducción enla efectividad de la fuerza impulsora por diferencia de temperatura.

a. ha = 1/Ro+ro

b. Evalúe el parámetro correlacionado a la eficiencia de la aleta:

Hfha

F40 Kf Tf Ec. (16)

c. Eficiencia de la aleta, Ef, Figura 6.

d. Use el cociente entre el área total de las aletas y el área superficial totalexterna, Af/AE, para obtener la eficiencia ajustada de la aleta, Ew:

EW � Ef �AfAE��1–

AfAE� Ec. (17)

3. Coeficiente global, Uo

a. Rt � Rio � rio � rW�Ro � r0�EW

� Ec. (18a)

b. Uo � 1�Rt Ec. (18b)

Paso 12.– Temperaturas de la Pared del Tubo

1. Temperatura interna de la pared del tubo:

tWi � tt � U0�Rio � rio

� �ts–tt� Ec. (19)

2. Temperatura externa de la pared del tubo:

tWO � TS–UO�R0 � r0�EW

� �ts–tt� Ec. (20)

Devuélvase a los cálculos de los coeficientes de transferencia de calor para el ladode los tubos y el lado anular y corrija el efecto de viscosidad en la pared. Haga lascorrecciones necesarias en los cálculos del coeficiente global de transferencia decalor.




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Paso 13.– Número de secciones requeridas

1. Area por sección, As

2. Area total requerida, A:

A � Q�U0 �tm Ec. (21)

3. Número de secciones, Ns

NS � A�AS Ec. (22)

Paso 14.– Calcule la caída de presión total

1. La caída de presión total en el lado de los tubos, ∆Pt

�Pt � NS �Pts Ec. (23)

2. La caída de presión total en el espacio anular, ∆Ps

�PS � NS �Pas Ec. (24)

5.2 Cálculos automatizadosDebido a que HTRI no ofrece un programa para cálculos de transferencia de calorcon doble tubo, se usará el programa “HEXTRANTM ” (SIMSCI), comoprocedimiento oficial automatizado para cálculos con doble tubo. Remitimos allector al manual del programa“HEXTRANTM ”, sección 43 (“Doble pipeexchangers”). Es conveniente mencionar que el programa evalúa unaconfiguración predeterminada (la cual podría definirse siguiendo lo indicado en5.1), y permite flujo bifásico.




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6 NOMENCLATURA





Enunidades

SI


Enunidadesinglesas


AÁÁÁÁÁÁ

=ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Area total del intercambiadorÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


pie2ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁAA

ÁÁÁÁÁÁ=ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁArea de flujo en el espacio anular

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁm2 ÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁpie2ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

AfÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Area superficial de la aleta por unidadde longitud de tubo


m2/mÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pie2/pie


AiÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Area superficial interna por unidad delongitud de tubo



pie2/pie


AE ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Area superficial externa por unidad delongitud de tubo



pie2/pie


As ÁÁÁÁÁÁ


Area por sección ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


pie2


C ÁÁÁÁÁÁ


Calor específico del fluido a latemperatura promedio de la masa


kJ/kg °C ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU/lb °F


deÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Diámetro hidráulico para cálculos detransferencia de calor


mmÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pulg


d’eÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Diámetro hidráulico para cálculos decaída de presión



pulg


di ÁÁÁÁÁÁ


Diámetro interno del tubo interior ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



dE ÁÁÁÁÁÁ


Diámetro externo del tubo interior ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



d2 ÁÁÁÁÁÁ


Diámetro interno del tubo exterior ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



EF ÁÁÁÁÁÁ


Eficiencia de la aleta ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

AdimensionalÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

EwÁÁÁÁÁÁ


Eficiencia ajustada de la aleta ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

AdimensionalÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

FiÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Factor cuyo valor depende de lasunidades usadas (Ver tabla al final)



ÁÁÁÁÁÁÁFt ÁÁÁ


Factor de corrección de la caída depresión en el lado del tubo




Hf

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Altura de la aletaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

mmÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


hio

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Coeficiente películar anular internobasado en el área externa



BTU/hpie2


hoÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Coeficiente pelicular anularÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


BTU/hpie2


KfÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Conductividad térmica del material dela aleta, ()


W/m °C ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU/hpie2

°F/pieÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Kw ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Conductividad térmica de la pared deltubo


W/m °C ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU/hpie2

°F/pie


K ÁÁÁÁÁÁ


Conductividad térmica del fluido atemperaturas térmicas


W/m °C ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

BTU/hpie2

°F/pieÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁL

ÁÁÁÁÁÁ=ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁLongitud de la sección de tubo

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁm

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁpieÁÁÁÁÁÁÁ

ÁÁÁÁÁÁÁlÁÁÁÁÁÁ=ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁEspesor de la pared del tubo, m (pie)

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁm

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁpie




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��



M ÁÁÁÁÁÁ


Flujo másico ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

kg/s ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

lb/hÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

m ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Densidad del fluido a temperaturaspromedio de la masa


kg/m3 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

lb/pie3


NF ÁÁÁÁÁÁ


Número de aletas por tubos ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

adimensional


NRe ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Número de Reynolds ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

adimensional


Ns ÁÁÁÁÁÁ


Número de secciones ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

adimensional


Nt ÁÁÁÁÁÁ


Número de tubos por sección ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

adimensional


DPas ÁÁÁÁÁÁ


Caída de presión anular por sección ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

kPa ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

psi


DPs ÁÁÁÁÁÁ


Caída de presión total anular ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


psi


DPt ÁÁÁÁÁÁ


Caída de presión total del lado deltubo



psi

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁDPtf

ÁÁÁÁÁÁ=ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁCaída de presión por fricción

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁkPa

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁpsiÁÁÁÁÁÁÁ


DPtr

ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Caída de presión por codos, entrada ysalida


kPaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

psi


DPtsÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Caída de presión por sección en ellado del tubo


kPaÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

psi


Q ÁÁÁÁÁÁ


Velocidad de transferencia de calor ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


BTU/hÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

RioÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Resistencia pelicular interna basadaen el área externa


m2 °C/WÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

hpie2

°F/BTUÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Ro ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Resistencia pelicular anular ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


hpie2

°F/BTU


Rt ÁÁÁÁÁÁ




m2 °C/WÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

hpie2

°F/BTUÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

riÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Resistencia interna porensuciamiento, basado en el áreasuperficial interna


m2 °C/WÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

hpie2

°F/BTU


rio ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Resistencia interna porensuciamiento, basado en el áreasuperficial externa



hpie2

°F/BTU


roÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Resistencia anular por ensuciamientoÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


hpie2

°F/BTUÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

rwÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Resistencia de la pared del tuboÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


hpie2

°F/BTUÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

TfÁÁÁÁÁÁ


Espesor de la aleta ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ





Temperatura de entrada del fluido queva a ser enfriado



°F


T2 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Temperatura de salida del fluido queva a ser enfriado, °C (°F)



°F


Ts ÁÁÁÁÁÁ


Temperatura promedio de la masa delfluido en el espacio anular, °C (°F)



°F


TtÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Temperatura promedio de la masa delfluido en el lado de los tubos



°F




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Twi ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Temperatura interna de la pared deltubo



°F


Two ÁÁÁÁÁÁ


Temperatura externa de la pared deltubo



°F


t1ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Temperatura de entrada del fluido queva a ser calentado



°F


t2ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Temperatura de salida del fluido queva a ser calentado



°F


Dtm ÁÁÁÁÁÁ


Diferencia de temperatura media ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



Uo ÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Coeficiente global de transferencia decalor



BTU/hpie2


V ÁÁÁÁÁÁ


Velocidad ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

m/s ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

pie/s


Yth ÁÁÁÁÁÁ


Factor de correlación de transferenciade calor


Adimensional


YtpÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Factor de correlación de caída depresión


Adimensional


ZÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Viscosidad del fluido a su temperaturapromedio, ()


Pa.sÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

cP


ZwÁÁÁÁÁÁÁÁÁ


Viscosidad del fluido a la temperaturade la pared, Pa.s (cP)


Pa.s ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

cP




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FACTORES QUE DEPENDEN DE LAS UNIDADES USADASÁÁÁÁÁÁÁÁ



En unidadesÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

En unidadesÁÁÁÁÁÁÁÁ



SI ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

inglesasÁÁÁÁÁÁÁÁ

F6ÁÁÁÁ

=ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

Ec. (2) ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

1.274x106 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

1/19.625ÁÁÁÁÁÁÁÁ

F9ÁÁÁÁ



1.27x104 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

368ÁÁÁÁÁÁÁÁ

F10ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



ÁÁÁÁF11ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ



ÁÁÁÁF16ÁÁÁÁ





F18ÁÁÁÁÁÁ


Ecs. (6), (6a), (7),(12b), (12c) y (13)



9270


F39 ÁÁÁÁÁÁ


Figs. (2), (3)

Ecs. (4), (10) y (12a)



119.619


F40 ÁÁÁÁÁÁ


Fig. (6)

Ec. (16)



6

ÁÁÁÁÁÁÁÁ

F41 ÁÁÁÁ



1/2.5x107 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

576ÁÁÁÁÁÁÁÁ

F42 ÁÁÁÁ



4x103 ÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁÁ

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7 APENDICETabla 1 Datos físicos para secciones comunes de doble tuboTabla 2 Constantes geométricas para secciones de doble tuboTabla 3 Constantes Ft para secciones de doble tubo (Tabla nueva)Figura 1 Componentes típicos de unidades de doble tuboFigura 2 Coeficiente de transferencia de calor en los tubosFigura 3 Caída de presión por fricción a través de los tubosFigura 4 Valor de la función térmica para hidrocarburos líquidosFigura 5 (K (N° Prandtl) 1/3)Figura 6 Eficiencia de aletas longitudinales




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PRACTICAS DE DISEÑO


INTERCAMBIADORES DE DOBLE TUBOMAR.780

PDVSA PD–SEC–9H

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TABLA 1. DATOS FISICOS PARA SECCIONES COMUNES DE DOBLE TUBO (1)

Tamaño

Nominal Areapor

D.I.

de lacarcaza

Sección (2) NominalAE AF

mm 3.05 m 6.10 m mm di, mm de, mm x103, m NF Ai AE AAx103, m2 de,mm d’e,mm

75 4.65 9.38 40 40.9 48.3 3.69 24(3) 5.93 0.801 2.65 13.92 10.54

100 5.30 10.59 40 40.9 48.3 3.69 28(3) 6.72 0.824 2.60 12.07 9.40

6.60 13.10 40 40.9 48.3 3.69 36(3) 8.30 0.858 2.51 9.42 7.65

100 8.36 16.72 40 40.9 48.3 3.69 24(4) 10.65 0.890 5.84 17.04 13.84

9.57 19.14 40 40.9 48.3 3.69 28(4) 12.25 0.905 5.76 4.63 12.17

12.08 24.15 40 40.9 48.3 3.69 36(4) 15.40 0.925 5.56 11.25 9.70

100 5.11 10.22 65 62.71 73.02 5.15 24(3) 4.26 0.727 1.93 9.22 6.65

6.97 13.94 65 62.71 73.02 5.15 36(3) 5.80 0.800 1.80 6.30 4.93

8.83 17.65 65 62.71 73.02 5.15 48(3) 7.36 0.841 1.66 4.60 3.76

100 9.94 19.79 20 14.83 19.05 2.11 16(6) 4.95 0.740 4.52 11.23 9.35

100 12.17 24.25 22 18.01 22.22 2.11 20(6) 5.01 0.753 3.65 7.37 6.35

100 3.07 6.04 22 18.01 22.22 2.11 –– 1.23 –– 5.50 45.0 27.2

100 3.53 6.87 25 18.59 25.90 3.41 –– 1.37 4.66 33.5 21.2

NOTAS:

(1) Los datos dados son para aletas de tubo, marca Brown, de secciones de tubería de pesoestándar. Los datos presentados están limitados a los tipos de secciones usadas comúnmente. Sinembargo, existe una gran variedad de diseños de disponibilidad inmediata que no estan tabulados.(2) Area por sección (m2 (pie2)) está basada en una sección de horquilla o gancho de pelo (2longitud de tubo) la cual tiene las distancias nominales indicadas.(3) Altura de las aletas = 12.7 mm (0.50 pulg), espesor de las aletas = 0.89 mm (0.035 pulg).(4) Altura de las aletas = 25.4 mm (1.00 pulg), espesor de las aletas = 0.89 mm (0.035 pulg). (5)7 tubos de sección(6) Altura de las aletas = 5.3 mm (0.21 pulg), espesor de las aletas = 0.89 mm (0.035 pulg).(7) Para convertir de mm a pulgadas, divida entre 25.4.(8) Para convertir de m a pie, divida entre 0.3048.




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TABLA 2. CONSTANTES GEOMETRICAS PARA SECCIONES DE DOBLE TUBO

Area de flujo anular, AA, m2

AA= �2. 5x10–7� �d 2–NT�� d 2+4NF HF TF

�

Area de superficie aleteada pro metro de longitud de tubo, Af, m2/m

AF= �10–3� NF�2HF+TF

�

Area de superficie interna por metro de longitud de tubo, Ai, m2/m

Ai= �10–3� � di

Area de superficie externa por metro de longitud de tubo, AE, m2/m

AE= �10–3� �� dO+2NF HF�

Area por sección, As, m2

AS= 2NT AE L

Diámetro hidráulico para cálculos de transferencia de calor, de, mm

de �

�4x103� AANT AE

Diámetro hidráulico para cálculos de caída de presión, de’, mm

d�e �

�4x103� AA

NT AE � �10–3� � d2

NOTAS:

Para convertir de mm a pulg, divida entre 25.4Para convertir de m a pie, divida entre 0.3048




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TABLA 3. FACTOR DE CORRECION DE LA CAIDA DE PRESION POR EL LADO DELTUBO

Tubos de AceroFt

Tubos de Aleaciones no FerrosasFt

mm pulg t (mm) (1) Sencillo Aleteado Sencillo Aleteado

19.05 (3/4) 1.24 1.28 1.35 1.14 1.19

1.65 1.34 1.42 1.17 1.23

2.11 1.41 1.53 1.20 1.30

2.77 1.53 1.74 1.26 1.39

25.40 (1) 1.65 1.24 1.28 1.10 1.12

2.11 1.28 1.33 1.12 1.15

2.77 1.35 1.43 1.15 1.19

3.40 1.43 1.19

38.10 (1 1/2) 2.11 1.18

2.77 1.21

3.40 1.25

4.19 1.31

NOTA:

(1) Para convertir de mm a pulg, divida entre 25.4




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Fig 1. COMPONENTES TIPICOS DE UNIDADES DE DOBLE TUBO




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Fig 2. COEFICIENTE DE TRANSFERENCIA DE CALOR EN TUBOS




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Fig 3. CAIDA DE PRESION POR FRICCION A TRAVES DE LOS TUBOS




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Fig 4. VALOR DE LA FUNCION TERMICA PARA HIDROCARBUROS LIQUIDOS




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Fig 5. (K (N° PRANDTL) 1/3)




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Fig 6. EFICIENCIA DE ALETAS LONGITUDINALES




PDVSA N° TITULO




� PDVSA, 1983

MDP–05–E–05 PROCEDIMIENTO DE DISEÑO PARA SERVICIOSCRIOGENICOS

APROBADA


OCT.950 55


ESPECIALISTAS

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INTERCAMBIADORES DE CALORPROCEDIMIENTO DE DISEÑO PARA

SERVICIOS CRIOGENICOSOCT.950


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Indice1 OBJETIVO 2. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

2 ALCANCE 2. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

3 REFERENCIAS 3. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

4 CONSIDERACIONES DE DISEÑO 3. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.1 Generalidades 3. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2 Tipos de Equipos y Aplicaciones 4. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.3 Consideraciones para Intercambiadores de Láminas Aleteadas 8. . . . . . .

5 METODOLOGIA DE DISEÑO 14. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5.1 Procedimiento de cálculo detallado para intercambiadores de

láminas aleteadas 15. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

6 NOMENCLATURA 24. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

7 APENDICE 27. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tabla 1 Relaciones geométricas para superficies de laminas aleteadas 28. . Tabla 2.A Datos geométricos de aleta (unidades si) 30. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Tabla 2.B Datos geométricos de aleta (unidades inglesas) 31. . . . . . . . . . . . . . . Tabla 3 Máximas dimensiones del cuerpo del intercambiador 32. . . . . . . . . . Tabla 4.A Hoja de calculo para intercambiadores de laminas (unidades si) 33. Tabla 4.B Hoja de calculo para intercambiadores de laminas

(unidades inglesas) 40. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 1 Ensamblaje de intercambiadores de láminas aleteadas 47. . . . . . . . . Figura 2 Arreglo de flujo para intercambiadores de láminas aleteadas 48. . . . Figura 3 Corrugaciones de aletas 49. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 4A Factor de transferencia de calor y caída de presión

(aletas tipo lanzas) 50. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 4B Factor de transferencia de calor y caída de presión

(aletas tipo lanzas) 51. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 4C Factor de transferencia de calor y caída de presión

(aletas perforadas) 52. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 4D Factor de transferencia de calor y caída de presión

(aletas onduladas) 53. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 5 Factor de corrección de DTML para intercambiadores

de flujo transversal 54. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Figura 6 Eficiencia de la aleta 55. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .




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1 OBJETIVOEl objetivo principal de este documento es proveer al Ingeniero de proceso ydiseño con las herramientas necesarias para evaluar las ofertas deintercambiadores de calor de placas con aletas (Plate –and–Fin Exchanger)propuestas por los fabricantes.

EL TEMA “Intercambiadores de Calor”, dentro del área de “Transferencia deCalor”, en el Manual de Diseño de Procesos (MDP), está cubierto por lossiguientes documentos:

PDVSA –MDP– Descripción del Documento05–E–01 Intercambiadores de Calor: Principios Básicos05–E–02 Intercambiadores de Calor: Procedimientos de diseño

para Intercambiadores de tubo y carcaza (Incluyevaporización, condensación, calor sensible).

05–E–03 Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseñopara Enfriadores de Aire.

05–E–04 Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseñopara Intercambiadores de Doble Tubo.

05–E–05 Intercambiadores de Calor: Procedimiento de Diseñopara Servicios Criogénicos (Este documento).

Este documento, junto con los demás que cubren el tema de “Intercambiadoresde Calor”, dentro del Manual de Diseño de Procesos (MDP) de PDVSA, con unaactualización de las Prácticas de Diseño “Intercambiadores de Calor”,presentadas en la versión de Junio de 1986 del MDP ( Sección 9), modificadaspara hacer mención del uso de información y programas de HTRI.

2 ALCANCEEste documento presenta un procedimiento para calcular el tamaño deintercambiadores de calor de Placas con Aletas (Plate–and–Fin Exchanger). Esteprocedimiento puede ser usado para estimar costos.

Adicionalmente al procedimiento de cálculo, se presenta una descripcióndetallada de la geometría de intercambiadores de láminas aleteadas, incluyendocriterios para la selección de componentes. También vienen dados datos detransferencia de calor y caída de presión y las consideraciones para el diseñomecánico de intercambiadores de láminas aleteadas. También está presente unadiscusión de otros tipos de intercambiadores de calor para servicios criogénicosy sus aplicaciones.




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3 REFERENCIASManual de Diseño de Proceso (versión 1986)

� Vol VI, Subsección 9J “Intercambiadores de calor para servicios criogénicos”



Otras Referencias

� Fan, Y.N., “How to Design Plate–Fin Exchangers”, Hydrocarbon Processing,Vol. 45, No II. 211–217 (November 1966).

� Hewitt, G. F.; Shires, G.L. and Bott T. R.; Process Heat Transfer; First Edition;CRC Press, Inc. (1993).

� Kays, W.M. and London, A.L.; Compact Heat Exchanger; Second Edition;McGraw Hill (1964).

� McKetta, J.J.; Heat Exchanger; First Edition; Marcel Dekker, Inc. (1991)

� Schlûnder, E. U.; Heat Exchanger Design Handbook; Vols. 2 & 3; First Edition,CRC Press, Inc. (1983).


4.1 Generalidades

Cualquier proceso, económicamente hablando, que opere a baja temperaturanecesita ser altamente eficiente en la recuperación de refrigeración puede sersatisfecho por el efecto de expansión y un mínimo de gastos energéticos. Amedida que la temperatura de operación disminuye, el costo de compresión parala refrigeración aumenta y, por consiguiente, también aumenta el incentivo deahorro.

En plantas de baja temperatura para la separación de licuados o purificación degases, la gran refrigeración requerida para enfriar las corrientes de alimentaciónes suplida por las corrientes de productos fríos. Una eficiencia alta quiere decirque existe un acercamiento bastante grande entre la temperatura de las corrientesde entrada y salida. Por ejemplo, en una planta típica de separación de aire, el airecomprimido de alimentación tiene que ser enfriado de 38 a 170°C (100 a 273°F).Esto se logra intercambiando calor con las corrientes de oxígeno y nitrógeno quesalen del sistema. La temperatura de acercamiento entre la salida y la entradaestá en el orden de 5°C (10°F), lo que resulta en una eficiencia de 97%. Esta altaeficiencia puede ser lograda solamente en unidades con flujo en contracorrientey teniendo los pasos de flujo con un cociente de L/D bastante grande.




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Adicionalmente a los enfriadores principales de alimentación, los procesoscriogénicos requieren otros intercambiadores para la operación sobre rangos detemperatura más limitados, pero siempre manteniendo una temperatura deacercamiento bastante pequeña. En este equipo se incluyen los vaporizadores,los sub–enfriadores y condensadores–rehervidores. Algunas veces se usanconfiguraciones de flujo diferentes al flujo en contracorrientes.

Además de los criterios térmicos de diseño descritos arriba, los intercambiadoresde baja temperatura deben satisfacer otros requerimientos básicos. Ladistribución uniforme del flujo dentro y entre las unidades en paralelo debe seralcanzada. La compacticidad (cociente entre el área superficial y el volumen), esimportante para minimizar el costo del aislamiento requerido para reducir larecuperación de calor del exterior.

Otro criterio en los requerimientos es que los intercambiadores usados para enfriarla alimentación de corrientes de gases, las cuales se depositan en forma de sólidosen la superficie de transferencia de calor. Estos sólidos no se deben dejaracumular hasta el punto que bloqueen los pasos de flujo, si no que se les deberevaporizar y remover periódicamente. Una manera efectiva de obtener esto, esoperando el intercambiador empieza a taparse por sólidos, los pasajes de flujo seinvierten automáticamente por un período suficientemente largo para permitir quelos sólidos se evaporen en una corriente de puros desechos principalmente. estaevaporización toma lugar a pesar de que la corriente de desechos esté más fríaque la corriente de alimentación de la cual se condensan los sólidos.

En vista de las consideraciones expuestas, varios tipos de intercambiadores hansido diseñados para uso en las plantas de baja temperatura. estosintercambiadores van a ser descritos a continuación con el área de aplicación,ventajas y desventajas.

4.2 Tipos de Equipos y AplicacionesA continuación se presenta información sobre los tipos de intercambiadores decalor usados en los servicios criogénicos. En las subsecciones 4.5.5, 4.5.6 y 4.5.7del documento PDVSA–MDP–05–E–01 se presenta una descripción completa deeste tipo de unidades.

4.2.1 Intercambiadores de Láminas Aleteadas (Plate–and–Fin)

Los intercambiadores de placas con aletas o de láminas aleteadas consisten enuna serie de láminas paralelas de aluminio, entre las cuales se encuentranformando “sandwich”, hojas corrugadas de aluminio. Las corrugaciones actúancomo aletas, proviendo así el área de superficie extendida para la transferenciade calor, de esta manera se le da a la unidad fuerza mecánica y un mayor númerode canales de flujos paralelos. el lado de cada “sandwich” está sellado con barrasde aluminio, formando así el paso completo de flujo, y la construcción completa




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se suelda sumergida en un baño de sal derretida. Los cabezales de aluminio sonentonces soldados a los extremos del cuerpo del intercambiador.

Algunas de las ventajas relacionadas con la construcción de intercambiadores deláminas aleteadas son las siguientes:

3. Se puede alcanzar un alto grado de compacticidad. El cociente de 1480m2/m3 (450 pie2/pie3) entre superficie de área y volumen es bastante común,y valores hasta de 2530 m2/m3 (770 pie2/pie3) han sido reportados. Encomparación, las unidades convencionales de tubo y carcaza tienen uncociente de 165 a 245 m2/m3 (50 a 75 pie2/pie3).

4. 3 ó 4 corrientes de proceso pueden ser acomodadas fácilmente en una solaunidad con el espaciado de las láminas y la construcción de las aletasoptimizado para cada una de las corrientes. Estas unidades de corrientesmúltiples son ideales para operar como unidades reversibles en eldesplazamiento de impurezas.

5. Los intercambiadores pueden ser usados individualmente o conectados enserie y/o en paralelo.

6. El tamaño pequeño y el peso liviano permite que las instalaciones seancompactas con un mínimo de fluctuaciones y estructuras de soporte.

Con estas ventajas existen varias desventajas y limitaciones que se deben tenerpresentes:

1. La máxima presión de operación está limitada a 4500 kpa man. (650 psig),bajo condiciones estables, y hasta 2100 kPa man. (300 psig), bajocondiciones reversibles.

2. Los intercambiadores de lámina aleteada no pueden ser usados donde unao más de las corrientes de proceso tienen tendencia a obstruir (ensuciar).

3. Los escapes internos entre los pases son difíciles de localizar y de corregiren el campo. se necesitan equipos para soldar aluminio y se requiere depersonal experto.

Los procesos petroquímicos típicos que utilizan intercambiadores de láminasaleteadas son: separación de aire, extracción de helio del gas natural,recuperación de etileno, licuenfacción de gas natural, purificación y licuefacciónde hidrógeno y los sistemas de refrigeración usados en conjunto con cualquierade estos procesos.




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4.2.2 Intercambiadores de Placas (Plate–and–Frame)

Estas unidades consisten en un conjunto de planchas de metal muy delgadas ycorrugadas, mantenidas juntas en un bastidor y selladas en sus bordes, paraprevenir fugas hacia afuera, por una empacadura compresible, formando así unaserie de pasadizos estrechos e interconectados, a través de los cuales sonbombeados los fluidos. El fluido caliente y el frío siguen pasadizos alternos y elcalor es transferido a través de las planchas con una resistencia térmicarelativamente baja. El bastidor es una estructura rígida formado por una placa fijaen un extremo y una columna de soporte en el otro, conectados ambos en el topepor una barra de sustentación y en el fondo por un riel guía. Pueden ser fabricadascon cualquier metal, aunque acero al carbono es poco usado porque el equipo nosería competitivo con las unidades de tubo y carcaza.

Estos intercambiadores presentan muchas ventajas en comparación con lasunidades de tubo y carcaza, siendo las más importantes las siguientes:

1. Flexibilidad.– Son unidades adaptables a un amplio rango de condicionesy de fluidos, incluyendo los líquidos viscosos y no–newtonianos, y pueden sermodificadas fácilmente para adaptarse a requerimientos diferentes deoperación, con un simple cambio en el número y/o la forma de las láminas.Existe disponibilidad de una gran variedad de platos corrugados quesatisfacen muchas especificaciones de diseño.

2. Compacticidad.– Estos intercambiadores son unidades compactas, dondeun área muy grande ocupa un volumen pequeño, y con un coeficiente globalde transferencia de calor alto, cuyo valor podría ser hasta cinco veces elcorrespondiente a una unidad equivalente de tubo y carcaza. Comoresultado de estas características, los intercambiadores de placas ocupanmenos espacio e imponen menos carga en el terreno, razones por lo queresultan atractivos para su uso en lugares confinados o sensibles al peso,como barcos o plataformas costa afuera (por ejemplo, plataformas deproducción en el Lago de Maracaibo).

3. Bajos costos de fabricación.– El costo de estas unidades es relativamentebajo debido al hechos que se fabrican a partir de planchas mantenidas juntaspor presión y no por soldadura. Adicionalmente permiten el uso de materialcon una gran resistencia a la corrosión y a las reacciones químicas. Porejemplo, Intercambiadores de placas de acero inoxidable pueden costarmenos que unidades de tubo y carcaza de acero al carbono diseñadas parala misma carga calórica.

4. Control de temperatura.– Los Intercambiadores de placas pueden operarcon diferencias de temperatura relativamente pequeñas, lo cual representauna ventaja en aquellos casos donde las altas temperaturas deben serevitadas. Adicionalmente, la forma de los pasadizos de flujo reduce lasposibilidades de zonas muertas y puntos de sobrecalentamiento.




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5. Facilidad de limpieza.– estas unidades pueden ser desmanteladas para sulimpieza, lo cual es una ventaja significativa en servicios muy sucios.

La principal desventaja de estas unidades, radica en su riesgo potencial alderrame de fluidos. Sin embargo pueden ser diseñadas para que el derrame delfluido ocurra hacía afuera de la unidad y no entre las corrientes de proceso. poresta razón su uso no es recomendable para líquidos altamente inflamables otóxicos. debido a lo estrecho de los canales de flujo entre placas, la caída depresión a través de la unidad es relativamente alta y, en consecuencia, los costosde capital y de operación de los sistemas de bombeo deben ser tomados enconsideración cuando estas unidades se comparan con otros sistemas deintercambio de calor. Adicionalmente, los rangos de temperatura y presión sonlimitados a valores relativamente bajos, debido al material de la empacadura y deconstrucción.

4.2.3 Intercambiadores de espirales devanados (Hampson Coil)

Estos intercambiadores consisten en un haz de tubo de diámetro pequeño puestoalrededor de un paso helicoidal sobre un eje central y encerrado en una carcazacilíndrica. El número de tubos en cada hilera y el espaciado axial y radial sonseleccionados de tal manera que todos los tubos tengan la misma longitud. Estoasegura distribución uniforme a través de los tubos. El patrón local de flujo encualquier punto del intercambiador es transversal, mientras que el patrón de flujototal es esencialmente contracorriente. El material de los tubos es generalmentecobre y aluminio; los diámetros van desde 2 a 12 mm (1/8 a 1/2 pulg) y la longitudva hasta 60 metros (200 pie).

El alto costo por unidad de superficie de área restringe el uso de intercambiadoresde espiral para sólo aquellos servicios donde otros tipos no son aplicables, comoprocesos de alta presión (4500 kPa man. (650 psig) y mayor). En estos serviciosla corriente de mayor presión siempre fluye en los tubos. Los intercambiadoresde espirales no pueden ser operados como intercambiadores reversibles pararemover las impurezas sólidas, éstos deben ser puestos fuera de serviciotemporalmente.

4.2.4 Regeneradores alternantes

Los regeneradores alternantes son aparatos para retener el calor y consistenusualmente en dos envases cilíndricos empacados con cinta metálica o piedras.Las dos corrientes gaseosas son desviadas alternándose entre los envases, elperíodo de la desviación depende de la velocidad del cambio de temperatura delempaque. Los regereadores con desvío son obviamente apropiados para lacorriente de alimentación y eventualmente para la evaporación de estoscondensados por la corriente que sale después que ha ocurrido el cambio deenvases.




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Las desventajas principales de estos regeneradores son, primero, normalmenteno resultan apropiados para intercambiar calor entre un producto de alta purezay un gas impuro, debido a que es inevitable que el producto puro se contaminecuando evapore las impurezas y, segundo, éstos tienen variación en lastemperaturas de salida, lo cual causa problemas operacionales en la planta.Cuando estas desventajas se pueden tolerar, los regeneradores alternantes sonbastante atractivos como enfriadores de gran escala, debido a su bajo costo y grancantidad de área superficial por unidad de volumen.

4.2.5 Intercambiadores de tubos concéntricos

Este tipo de intercambiadores consisten en varios tubos coaxiales de cobre: variascorrientes pasan a través del espacio anular que se encuentra lleno con un rollode cinta de cobre, el cual está soldado a las puertas del tubo.

Estos intercambiadores son apropiados para operarlos como unidadesreversibles. estos pueden también manejar tres corrientes, siendo una de ellasproducto puro. No son apropiados para operaciones de gran escala debido aproblemas con la distribución del flujo asociado con un gran número de unidadessimilares en paralelo.

4.3 Consideraciones para Intercambiadores de Láminas Aleteadas

4.3.1 Geometría del intercambiador

El cuerpo de un intercambiador de lámina aleteada es construido de un númerode sandwichs del tipo mostrado en la Figura 1. varios tipos de configuraciones deflujo son posibles y con cualquiera de estas configuraciones el tamaño y tipo delas corrugaciones pueden variar para cada corriente.

1. Configuraciones del Flujo.– Los intercambiadores de lámina aleteada tienendos configuraciones básicas de flujo, transversal y contracorriente, lascuales están ilustradas en la Figura 1. Estas configuraciones básicas sepueden edificar para formar unidades de flujo transversal simple, flujotransversal con pasos múltiples, flujo contracorriente y unidades concorrientes múltiples, usando internos apropiados para sellar, distribuidoresy tanques de cabezal externo. algunos arreglos típicos están ilustrados enla Figura 2.

La selección de la configuración de flujo apropiado para una aplicaciónparticular depende de varios factores, incluyendo la velocidad de flujo,niveles de presión y la efectividad de temperatura en cada una de lascorrientes. Esta última determina el factor de corrección del DTML y porconsiguiente la penalidad en tamaño asociada a una configuración de flujodiferente al contracorriente.

En un intercambiador de flujo transversal simple, Figura 2., las aletas seencuentran a través de toda la longitud de cada paso y los distribuidores




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internos no son necesarios. Esta configuración es generalmente usada enequipos de licuefacción donde la corriente caliente se condensa, con unpequeño cambio de temperatura, mientras intercambia calor con unacorriente de gas a baja presión. La efectividad de temperatura generalmentees mayor que 60% si se quiere evitar un tamaño no efectivo.

En la unidad de pasos múltiples, Figura 2., una corriente fluye en línea recta,mientras que la otra es guiada por interiores de sello y tanques externos paraobtener el número de pasos requeridos. La unidad consiste básicamente devarias secciones de flujo transversal ensambladas en una formacióncontracorriente con una efectividad de temperatura promedio,aproximándose a la de contracorriente.

En la mayoría de las aplicaciones de baja temperatura, el flujo encontracorriente es generalmente especificado. Los arreglos de cabezalesdeben ser apropiados para el tipo de servicio que tienen. Las unidades decontracorriente en la Figura 2., incluyen: Tipo 1, es usado principalmente enaplicaciones de baja presión, Tipo 2, un arreglo simétrico apropiado paraservicios reversibles y para unidades de alta presión; y Tipo 3, el cual puedeser usado para tres o más corrientes.

2. Corrugaciones.– Han sido desarrolladas varios tipos de corrugacionespara satisfacer la gran gama de requerimientos. Las corrugaciones másusadas comúnmente están ilustradas en la Figura 3. y se presentan con susdesignaciones alternas en la lista siguiente:

c. Plana (recta)

d. Lanza (tira, dentada, de entrada múltiple)

e. Tejado (ondulada, espina)

f. Perforada

Las superficies de la aleta plana están caracterizadas por pasos de flujo delarga longitud y sin interrupción, con un rendimiento similar a aquel obtenidodentro de los tubos circulares. Las superficies de aletas planas incluyendoa aquellas con pasos rectangulares, pares triangulares y pasos con esquinasredondeadas. en general, las corrugaciones de tipo lanza, tejado y perforadaofrecen mejores características de transferencia de calor y caída de presión.Cuando se comparan con aletas planas, dada una carga térmica pérdida depresión, esto resulta en una reducción de longitud con incremento en el áreade la sección transversal.

Dentro de cada categoría general de corrugaciones existen variaciones enla geometría específica de las aletas. Para aplicaciones industriales lasdimensiones de la aleta generalmente están dentro de los rangos siguientes:Altura 3.8 a 11.4 mm (0.15 a 0.45 pulg); espesor 0.15 a 0.64 mm (0.006 a0.025 pulg); espaciado 1.41 a 3.18 mm (0,806 a 0.13 pulg). El porcentaje de




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superficie de área removida en aletas perforadas generalmente está entre10 y 25%. El área superficial por unidad de volumen del cuerpo delintercambiador está entre 820 y 1480 m2/m3 (250 y 450 pie2/pie3).

La nomenclatura específica para la geometría de intercambiadores delámina aleteada viene dada en la Tabla 1. También en la Tabla 1 hayrelaciones para calcular las propiedades geométricas de la superficie de lasláminas usando las dimensiones de la aletas, con la misma área, de tipoplana y lanza sean iguales, sus características de transferencia de calor ycaída de presión son marcadamente diferentes, como se podrá ver en lassecciones siguientes.

Una lista parcial de las corrugaciones industriales disponibles por losprincipales fabricantes de los Estados Unidos viene dada en la Tabla 2. Enesta tabla vienen incluidas las propiedades geométricas calculadas usandolas relaciones en la Tabla 1.

3. Criterio de selección de las aletas.– La selección de las aletas óptimaspara una aplicación particular es un procedimiento bastante complejo debidoal gran número de variables de proceso envueltas y a la gran cantidad desuperficie disponible. sin embargo, se pueden dar criterios preliminaresgenerales de selección de aletas basados en la naturaleza de la corriente delfluido y en la presión de operación.

El tipo de aleta más usada es la aleta tipo lanza: generalmente es apropiadapara aplicaciones de servicios que impliquen todo gas, todo líquido,condensación y vaporización. esta es el primer tipo de aleta que debe serconsiderada cuando se seleccionan superficies para una aplicaciónparticular. el uso de aletas planas generalmente está limitado para casosespeciales de líquidos y flujos condensado y dos pasos donde se desea elpaso libre de impurezas sólidas. Las aletas perforadas usualmente sonusadas en servicios donde se está condensando y vaporizando y también enlas secciones de distribución de unidades con flujo en contracorriente.

La altura y espesor de las aletas están sujetas a limitaciones de presión. Eluso de las aletas que tengan 9.5 mm (0.375 pulg) de altura o más y menosde 0.3 mm (0.012 pulg) de espesor están limitadas a presiones de operaciónde 2100 kPa man. (300 psig) o menos. A presiones más altas, aletas máscortas y delgadas son necesarias. Consideraciones de presión permiten quelas corrugaciones más altas sean usadas para corrientes gaseosas,mientras que aquellas con una altura de 6.35 mm (0.250 pulg) y máspequeñas sean usadas para líquidos. Las aletas onduladas generalmentetienen, por lo menos, 9.5 mm (0.375 pulg) de altura y así son usadas algunasveces con corrientes de gas de baja presión.




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4. Limitaciones de tamaño del cuerpo del intercambiador.– El tamañomáximo de un cuerpo de intercambiador está limitado por consideracionesde diseño mecánico y por facilidades en su fabricación. Las cargas depresión limitan el área de las secciones transversales del cuerpo delintercambiador a un rango entre 0.23 y 0.84 m2 (2.5 a 9 pie 2). El tamañode los hornos para soldar limita el cuerpo del intercambiador aaproximadamente 3 m (10 pie) de longitud; sin embargo, recientemente,para operaciones de baja presión existen disponibles cuerpos con 6 m (20pie) de longitud. Una lista de tamaños máximos de cuerpos deintercambiadores, no reversibles, a diferentes niveles de presión viene dadaen la Tabla 3. Para operaciones reversibles la presión máxima de trabajo,para cada cuerpo en la lista debe ser tomado como la mitad del valor dadoen la tabla.

En la Tabla 2 están incluidos los espesores de las láminas de separaciónrequeridas a diferentes niveles de presión.

5. Pase simulado y lámina externa.– Para proteger el cuerpo deintercambiador durante el traslado y la instalación de éste, se sueldan capasde aletas de 6.3 mm (0.250 pulg) y láminas externas con un espesor de 6.3mm (0.250) a las partes de arriba y abajo del cuerpo del intercambiador. Enalgunos casos el poso simulado no es necesario.

6. Secciones de distribución.– Las unidades de contracorriente ilustradas enla Figura 2. requiere secciones de distribución para distribuir uniformementeel flujo de los cabezales a todo lo ancho del cuerpo. Estas seccionessimplemente son arreglos de láminas aleteadas en ángulo con la direcciónde las aletas del cuerpo del intercambiador. adicionalmente, existen sellosinternos apropiados para la guía del flujo.

7. Arreglos superpuestos.– Existen diferentes maneras en las cuales lospasos de flujos

a. Intercambiadores de dos corrientes

Superposición simple: ...ABABABA...

Superposición doble: ...ABBABBA...

Intercambiadores de Corrientes Múltiples

Superposición simple mixta:... ...ACABACABA...

...ACABABACA...

Superposición doble mixta: ...ABCBCA...

Superposición segregada simple: ...ABABAACACA...

En general, la superposición simple provee una eficiencia de aleta más altaque la de superposición doble. En algunos casos, sin embargo, lasuperposición doble se requiere por consideraciones de caída de presión.




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En un intercambiador de corrientes múltiples, ya sea de superposiciónsencilla o doble, los pasos de corrientes frías usualmente son arreglados enuna manera mixta y más o menos simétrica. Algunos autores (Fan) dicenque, cuando las temperaturas de entrada de las corrientes no son lasmismas, un arreglo de superposición segregada maximiza el recobro derefrigeración y elimina la posibilidad de cruce de temperatura y de fugasinternas de calor en el intercambiador. También, existen algunas ventajas enla fabricación de arreglos superpuestos segregados.

4.3.2 Diseño Mecánico

1. Código de deformación y pruebas. Los intercambiadores de láminasaleteadas son diseñados y construidos de acuerdo con el código ASMEPressure Vessel Code. Para obtener los requerimientos del código, cadadiseño de intercambiador está sujeto a una prueba de estallido. La presiónde estallido debe ser por lo menos cinco veces la máxima presión de trabajopermisible. Adicionalmente, los diseños típicos están sujetos a pruebasseveras de cambios de presión y choques térmicos.

2. Varias veces durante su fabricación, cada intercambiador es probado paradetectar pasos internos y fugas externas. El intercambiador está tambiénsujeto a pruebas de presión hidráulica de 150% la máxima presión de trabajopermisible. Para satisfacer requerimientos especiales se pueden hacerpruebas de fugas con freón y helio. Cuando un número de cuerpos deintercambiadores van a ser ensamblados en paralelo, cada cuerpo debe sersujeto a pruebas isotérmicas de caída de presión antes del ensamblaje paraasegurar una distribución uniforme del flujo.

Presión máxima de trabajo – La máxima presión de trabajo permisible sedetermina por la resistencia de las corrugaciones y las juntas soldadas y porla carga en los cabezales. En servicios a baja temperatura las construccionescon láminas aleteadas son adecuadas para presiones no reversibles deoperación hasta 4830 kPa man. (70 psig), dependiendo de la altura de laaleta y espesor, y del espesor de la lámina. A presiones mayores que 2100kPa man. (300 psig), es necesario, sin embargo, limitar el tamaño de loscabezales para así evitar excesiva carga en su periferia. Esto quiere decirque la sección transversal del cuerpo del intercambiador debe mantenersereducida para que se ajuste a los requerimientos del diseño de los cabezales,o se debe de usar cabezales pequeños con secciones de distribución (ver laFigura 2., Tipos 2 y 3).

3. Instalación y montaje – Las unidades de cuerpos múltiples generalmenteson provistas de un ensamblaje de tubos múltiples, simplificando así laconstrucción de las fundaciones en el campo. El tamaño del ensamblaje delos tubos múltiples está limitado por la capacidad de transportacióndisponible y el equipo de construcción de las fundaciones.




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Los intercambiadores están soportados por láminas, las cuales estánsoldadas a los bordes del cuerpo del intercambiador, extendiendo así lasección transversal de este y descansan en la barra I de la estructura desostén. Se debe tener cuidado durante la instalación para proteger elintercambiador de cargas excesivas sobre la tubería y de vibracionesseveras.

En los servicios que envuelven cambio de fase en una o más corrientes, losintercambiadores se deben instalar verticalmente con la corriente que secondensa fluyendo hacia abajo y las corrientes que se vaporizan fluyendohacia arriba. En los servicios de una sola fase, las instalaciones verticalesson usadas generalmente.

4.3.3 Datos de transferencia de calor y de caída de presión

Como en el caso de cualquier tipo de intercambiadores de calor, el diseño deintercambiadores de lámina aleteada requiere datos sobre transferencia de calory caída de presión de la superficie en consideración. Varios factores en referenciaa estos datos presentan problemas al diseñador. Primero, cada superficieindividual de lámina aleteada tiene sus propios datos de rendimiento y no se hapublicado ninguna correlación generalizada. Segundo, las superficiescomerciales son consideradas en su mayoría propiedad del fabricante y por estosólo existen disponibles cantidades limitadas de datos. La gran parte de los datosdisponibles fueron sacados de superficies no comerciales y compiladas poralgunos autores (Kays y London). Finalmente, no existen datos correlacionadosdisponibles para transferencia de calor y caída de presión con cambio de fase.

En vista de la falta de datos útiles, el procedimiento de cálculo recomendado enla sección 5 debe ser usado con sumo cuidado. Cuando se esté revisando unaoferta de contratista, los datos dados para las superficies en el diseño, deben serobtenidos y usados.

1. Sin cambio de fase – Los datos experimentales para flujo en una sola fasegeneralmente son presentados en gráficos de factor Colburn, J, y del factorde fricción, f, versus el número de Reynolds. Como se mencionóanteriormente, cada superficie individual tiene sus respectivas curvas.Usando los datos de superficie por Kays y London y los datos limitados desuperficie comercial, las curvas de los factores J y f para cada tipo decorrugación fueron preparadas y se muestran en la Figura 4.

La preparación de esta curva no es con el propósito de obtener unacorrelación generalizada precisa, sino proveer curvas típicas apropiadaspara diseños aproximados.




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2. Cambio de fase – Los pocos datos experimentales que están disponiblesindican que existe un alto grado de inseguridad en los valores del coeficientede transferencia de calor. Hasta que este problema se resuelva los siguientesvalores conservadores de coeficientes de transferencia de calor en serviciosde hidrocarburos son recomendados:

1. Hirviendo h = 1140 W/m2°C (200 BTU/hpie2°F)

2. Condensando h = 2270 W/m2°C (400 BTU/hpie2°F)

La caída de presión en los flujos de dos fases debe ser calculada como lacaída de presión en un flujo de puro gas, usando el volumen específico dela mezcla homogénea gas–líquido evaluada a la condición de calidadpromedio. Más detalles de este procedimiento viene dado en elprocedimiento detallado de diseño descrito más adelante.

5 METODOLOGIA DE DISEÑOLos cálculos de diseño para cualquier tipo de intercambiadores de calordepende de requerimientos de proceso y de las características detransferencia de calor y caída de presión de las superficies en consideración.El tipo de construcción única de intercambiadores de lámina aleteadapermite un alto grado de flexibilidad; el manejo de más de dos corrientes enun solo cuerpo de intercambiador y el tamaño y tipo de corrugación usada,la cual puede ser diferente para cada corriente. Debido a que muchosdiseños alternos pueden cumplir con los requerimientos de proceso y a queexisten un gran número de corrugaciones comerciales disponibles, cada unateniendo sus propias características de transferencia de calor y caída depresión, la experiencia y el sentido común son importantes para minimizarel tiempo requerido para seleccionar un diseño económico.

Lo que sigue a continuación es un procedimiento detallado para calcular unintercambiador de lámina aleteada con tres corrientes. Para el propósito deilustración se asume que la corriente, a, está siendo calentada por doscorrientes de productos, b y c, la corriente b a un nivel de temperatura másalto que la corriente c. Este procedimiento puede ser fácilmente extendidoal caso simple de intercambiadores de dos corrientes y a los casos máscomplicados de intercambiadores de cuatro y cinco corrientes.

El intercambiador de tres corrientes puede ser considerado comoconsistiendo de tres sub–intercambiadores, ejemplo, un sub–intercambiadora–b, un sub–intercambiador a–c y un sub–intercambiador b–c. Cada uno delos tamaños de los intercambiadores se calcula independientemente y losdiseños que resultan se combinan en un solo diseño.




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5.1 Procedimiento de cálculo detallado para intercambiadores deláminas aleteadas

A continuación se presenta el procedimiento de cálculo a seguir cuando elintercambiador seleccionado es una unidad de laminas aleteadas (ver Tabla 4):

Paso 1.– Información mínima requerida

De acuerdo con la guía general para diseño presentada en la subsección 5.3 dedocumento PDVSA–MDP–05–E–01, se requiere la siguiente información paracada corriente:

1. Flujo másico M, kg/s (lb/h)

2. Condiciones finales de fase (calidad) Xi y Xo

3. Temperaturas finales Ti y To, °C (°F)4.

4. Curva de disipación de calor (o datos equivalentes de Cp), Q vs. T

5. Presión de entrada Pi, kPa abs. (psia)

6. Caída de presión permisible �Pmáx, kPa (psia)

7. Propiedades de las corrientes; Cp, Z, K y ρ

8. Especificaciones dadas por el cliente.

9. Bases de diseño del proyecto.

Paso 2.–Criterios de diseño

Verificar que se cumplan los criterios de diseño típicos para este tipo de unidadesy servicios, los cuales se presentan en la sección 4. Otros criterios adicionales seencuentran en las subsección 4.5 del documento PDVSA–MDP–05–E–01.

Paso 3.– Cálculo de la carga calórica

La carga de calor para cada sub–intercambiador es obtenida de las curvas dedisipación de calor para las corrientes a, b y c, usando las siguientes ecuaciones:

Corriente a:

Qa � Qb � Qc Ec. (1)

Corriente b:

Qa � Qab � Qac Ec. (1a)

Qb � Qab � Qbc Ec. (1b)

Qc � Qac � Qbc Ec. (1c)




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Corriente c:

Qab � (UoA)ab�DTMeab

� Ec. (2a)

Qac � (UoA)ac (DTMeac) Ec. (2b)

Qbc � (UoA)bc�DTMebc

� Ec. (2c)

Paso 4.– Obtener la Diferencia de temperatura media efectiva, DTMe

1. Operación en contracorriente.– Cuando la curva T–Q para las doscorrientes en cualquier sub–intercambiador es lineal en todo el intervalo detemperatura, se aplica la diferencia de temperatura media logarítmica:

a. Para operaciones de flujo en contracorriente, sub–intercambiador a–by a–c

DTMLab �

�Tia � Tob� � �Toa � Tib

�

ln�Tia�Tob

�

�Toa�Tiob�

Ec. (3a)

a. Para operaciones de flujo corriente, sub–intercambiador b–c

DTMLab �


�

ln�Tia�Tob

�

�Toa�Tiib�

Ec. (3b)

Debido a que el flujo solamente es en contracorriente o en corriente, lasdiferencias de temperatura efectivas son iguales a la diferencia de temperaturamedia logarítmica

DTMeab = DTMLab

DTMeac = DTMLac

DTMebc = DTMLbc

Cuando la curva T–Q no es lineal para una corriente, los intercambiadores debenser clasificados en zonas con un DTML calculado para cada zona. La longitud decada zona es entonces calculada con las siguientes ecuaciones de diseño. Paradeterminar la longitud del sub–intercambiador son sumadas las longitudes devarias zonas.

2. Operaciones con Flujo Transversal.– (Intercambiadores con solo doscorrientes).– Para operaciones con flujo transversal, la diferencia detemperatura media logarítmica calculada en el paso (3a.) debe sermultiplicada por el factor de corrección, F




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P �

Tob � Tib

Tia � TibR �

Tia � Toa

Tob � TibDTMe � F(DTML)

Paso 5.– Evaluación de la transferencia de calor total, UoA

�U0A�ab

� Qab�DTMeab Ec. (2d)�U0A�

ac� Qab�DTMeac Ec. (2e)

�U0A�bc

� Qbc�DTMebc Ec. (2f)

Paso 6.– Geometría preliminar del cuerpo del intercambiador

1. Sección transversal del cuerpo del intercambiador.– Seleccione uno delos tamaños estándar del cuerpo (longitud no especificada) de la lista en laTabla 3. Observe la limitación de la presión máxima de trabajo.

2. Selección de aletas.– Utilizando el criterio general de selección de aletaspresentado anteriormente en esta subsección, escoja las aletas a serusadas en cada corriente de la lista en la Tabla 2. Asegúrese que las aletasseleccionadas sean del mismo fabricante del cuerpo del intercambiadorseleccionado arriba. También observe las limitaciones de presión de trabajosobre las aletas.

3. Número y arreglos de canales de flujo.– El número y arreglo de pasos deflujo debe ser seleccionado de una manera tal que el calor de la corrientecaliente sea distribuido a cada una de las corrientes frías, obteniendo así elrendimiento deseado y satisfaciendo el requerimiento de la longitud efectivaen cada sub–intercambiador. La selección inicial requiere de bastanterazonamiento y experiencia. En la selección del número y arreglo de pasosde flujo, recuerde que la altura total del cuerpo del intercambiador ha sidoespecificada anteriormente y que 25 mm (1 pulg), aproximadamente de laaltura del cuerpo debe ser asignada para medidas de protección comoláminas externas y pasos simulados.

Especifique los radios, R, definidos como sigue:




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Rab = Número de Interfaces “a–b”Número total de Interfaces “a”

Rac =Número de Interfaces “a–b”Número total de Interfaces “a”

Rba = Número de Interfaces “b–a”Número total de Interfaces “b”

Rbc =Número de Interfaces “b–c”Número total de Interfaces “b”

Rca = Número de Interfaces “c–a”Número total de Interfaces “c”

Rcb = Número de Interfaces “c–b”Número total de Interfaces “c”

Paso 7.– Cálculo del área libre de flujo, Ax

Ax � A�X (N) W Ec. (4)

Paso 8.– Cálculo de la velocidad másica, G

G � M�Ax Ec. (5)

Paso 9.– Cálculo del Número de Reynolds, Re

Re � DhG�F44Z Ec. (6)

Si el Número de Reynolds calculado para cualquiera de las corrientes es mayorque 10000, debe proveerse área adicional de flujo. Esto se logra especificando unnúmero de cuerpos en paralelos cuando la configuración seleccionadaanteriormente (Paso 6), o cambiando la configuración del cuerpo delintercambiador, o haciendo las dos cosas. Después que la geometría ha sidomodificada, recalcule los puntos del 7 al 9.

Paso 10.– Cálculo del coeficiente de transferencia de calor, h

1. Sin cambio de fase

a. a. Calcule el Número de Prandlt, Pr

Pr ��F12

� Cp Z

KEc. (7)




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b. Usando la curva apropiada en la Figura 4., encuentre el factor Jcorrespondiente al Número de Reynolds

c. Calcule el coeficiente, h

h � F45 j (G) CP�Pr2�3 Ec. (8)

2. Cambio de fase

a. Hirviendo h = 1140 W/m2°C (200 BTU/hpie2°F)

b. Condensado h = 2270 W/m2°C (400 BTU/hpie2°F)

Paso 11.– Cálculo de las áreas de superficies por pie de longitud, A’t

A�t � AT�L � A��T(N)W Ec. (9)

Paso 12.– Evaluación de transferencia de calor por unidad de longitud, h�oA”T

1. Geometría de la aleta y el factor de material, Fm

Fm �12

npb

F16

hF2 kf

�xf�F16�

� Ec. (10)

En esta ecuación, b es la altura de la aleta en mm (pulg) y np es el númerode pases adyacentes de la corriente en cuestión. Para el arreglo común desuperposición simple (alternando corrientes calientes y frías), n es igual auno (1). La conductividad térmica de las aletas con material de aleación dealuminio puede ser tomada, aproximadamente constante en un valorpromedio de 156 W/m°C (90 BTU/hpie2°F/pie) en un rango de temperaturade +37 a –185°C (+100°F a –300°F). Usando este valor de kf, la expresiónde arriba de Fm puede ser simplificada como sigue:

Fm � F46 np b hxf� Ec. (10a)

2. Efectividad de la aleta, �f

�f �tan h (Fm)

FmEc. (11)

Esta relación está graficada en la Figura 6.




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3. efectividad de la superficie, �o

�0 � 1 �

AfAT

�1 � �f� Ec. (12)

4. La evaluación de la transferencia de calor por unidad de longitud se definecomo h�o A’T

Paso 13.– Evaluación del coeficiente global de transferencia de calor porunidad de longitud, UoA’

1Uo A�ab

�1

�h�o A�T�a Rab

�1

�h�o A�T�b RbaEc. (13a)

1Uo A�ac

�1

�h�o A�T�a Rac�

1�h�o A�T�c Rca

Ec. (13b)

1Uo A�ac

�1

�h�o A�T�b Rbc

�1

�h�o A�T�c RbcEc. (13c)

Paso 14.– Cálculo de la longitud efectiva requerida, L

La geometría del cuerpo del intercambiador debe ser ahora ajustada de tal maneraque equilibre las longitudes efectivas (entre 5 y 10 por ciento) de cada una de lascorrientes frías y satisfaga los requerimientos de caída de presión. El área libre deflujo de cada corriente puede ser ajustada cambiando el número de cuerpos deintercambiadores, la sección transversal de éste, el número de arreglos decanales de flujo, y finalmente las corrugaciones. Generalmente, muchas pruebasson necesarias. Después que el balance de longitud es logrado, la corriente fríamás larga debe ser especificada y el porcentaje de área en exceso, de las otrascorrientes, debe ser dada.

Lab �

(UoA)ab(UoA�)ab

�

Qab�DTDMeab(UoA�)ab

Ec. (14a)

Lac �(UoA)ac(UoA�)ac

�Qac�DTDMeac

(UoA�)acEc. (14b)

Lbc �(UoA)bc(UoA�)bc

�

Qbc�DTDMebc(UoA�)bc

Ec. (14c)




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La geometría del cuerpo del intercambiador debe ser ahora ajustada de tal maneraque equilibre las longitudes efectivas (entre 5 y 10 por ciento) de cada una de lascorrientes frías y satisfaga los requerimientos de caída de presión. El área libre deflujo de cada corriente puede ser ajustada cambiando el número de cuerpos deintercambiadores, la sección transversal de éste, el número de arreglos decanales de flujo, y finalmente las corrugaciones. Generalmente, muchas pruebasson necesarias. Después que el balance de longitud es logrado, la corriente fríamás larga debe ser especificada y el porcentaje de área en exceso, de las otrascorrientes, debe ser dada.

Paso 15.– Cálculo de la caída de presión

La pérdida total de presión para cualquier corriente es la suma de las pérdidas envarias secciones del intercambiador. Esta suma incluye, empezando de la boquillade entrada a la boquilla de salida, las pérdidas individuales siguientes:

�P1 = Pérdidas por expansión de la boquilla de entrada al cabezal, kPa(psi)

�P2 = Pérdidas por contracción de la entrada del cabezal al portal, kPa(psi)

�P3 = Pérdidas por contracción del portal de entrada al área de flujodistribuidor, kPa (psi)

�P4 = Caída de presión por fricción en la entrada del distribuidor, kPa (psi)

�P5 = Pérdidas por expansión o contracción de la entrada del distribuidoral área de flujo del cuerpo del intercambiador, kPa

�P6 = Caída de presión por fricción e impulsión a través del cuerpo delintercambiador, kPa (psi)

�P7 = Pérdidas por contracción o expansión del cuerpo del intercambiadoral área de flujo del distribuidor de salida, kPa (psi)

�P8 = Caída de presión por fricción en la salida del distribuidor, kPa (psi)

�P9 = Pérdidas por expansión de la salida del distribuidor al portal, kPa(psi)

�P10 = Pérdidas por expansión del portal de salida al cabezal, kPa (psi)

�P11 = Pérdida por contracción del cabezal de salida a la boquilla, kPa(psi)

Dada la geometría en detalle de varios componentes del intercambiador, la caídade presión del intercambiador puede ser calculada usando las relaciones dadasabajo. Solamente para propósito de estimación de la suma de las caídas depresiones arriba, excluyendo �P6, puede ser calculada como aproximadamente25% de �P6 en un cuerpo de un intercambiador de 3 m (10 pie) de longitud. Encuerpos más cortos este porcentaje es proporcionalmente más largo.




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1. Pérdidas por expansión o contracción

�P �

Kp

F47�V2

2gc Ec. (15)

donde: Kp = coeficiente de pérdida dependiendo de la geometría específica de laexpansión o contracción. Los valores de Kp pueden ser encontrados en lasreferencias estándar de flujo de fluidos y en PDVSA–MDP–(Pendiente: Ver MDPversión 1986, Sección 14).

�V2

2gc� Carga de velocidad en la sección transversal más pequeña

2. Pérdidas por fricción

a. Sin Cambio de fase

�Pf �4

F47f � L

Dh� � G2

2�m gch� Ec. (16)

donde: f = Factor de fricción para la superficie en consideración evaluada usandoel Número de Reynolds calculado arriba en el punto 9 (Ver Fig. 4.A, B, C o D).

�mix Densidad evaluada a la temperatura y presión promedio

b. Cambio de fase

3. Use la expresión de arriba para �P. En cálculos del Número de Reynolds, usela viscosidad del vapor. La densidad que debe usarse es la densidad de unamezcla homogénea evaluada a la condición promedio de calidad.

�mix �1

Xm�g

�(1�Xm)

�L

Ec. (17)

donde:

Xm = Calidad = kg de vapor/kg de mezcla (lb de vapor/lb de mezcla)

ρg, ρl= Densidad de vapor y líquido kg/m3 (lb/pie3)

4. Pérdida por impulsión en el cuerpo del intercambiador, �Pm

La pérdida de presión por impulsión debido a cambios de temperatura en lascorrientes de gas viene dado por:

�Pm �G2

F47 gc

1�o

1�i

Ec. (18)




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5. Caída de presión total en el cuerpo del intercambiador, �P6

�P6 � �Pf � �Pm Ec. (19)

6. Caída de presión total, �Pt

Cuando todos los términos individuales de caída de presión se conocen:

�Pt � �P1 � �P2. . . � �P11 Ec. (20)

Solamente para propósitos de estimación, cuando las caídas de presión individualno pueden ser calculadas:

�Pt � 1.25 �F48�L� �P6 Ec. (21)

donde: L = Longitud efectiva de pasos, m (pie)




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6 NOMENCLATURAEn unidades

SIEn unidades

inglesas

A = Area superficial total por pie de longitud m2/m pie2/pie

A’ =

Af = Area superficial secundaria (aleta) por paso m2 pie2

A”f = Area superficial secundaria (aleta) por pasopor unidad de longitud de ancho efectivo

m2/m.mm pie2/pie.pulg

Ap = Area superficial primaria (lámina) por paso m2 pie2

A”p = Area superficial secundaria (lámina) por pasopor unidad de longitud de ancho efectivo


AT = Area superficial total de cada corriente m2 pie2

A’T = Area superficial total por unidad de longitudde cada corriente

m2/m pie2/pie

A”T = Area superficial total por paso por unidad delongitud de ancho efectivo


Ax = Area de flujo de una corriente de proceso m2 pie2

A’x = Area de flujo por paso por mm (pulg) deancho efectivo

m2/mm pie2/pulg

b = Altura de la aleta mm pulg

Cp = Calor específico kJ/kg °C BTU/lb °FDh = Diámetro hidráulico m pie

DTMe = Diferencia de temperatura media efectiva °C °FDTML = Diferencia de temperatura media logarítmica °C °Ff = Factor de fricción de caída de presión Adimensional

F = Factor de corrección de flujo transversal parala media logarítmica

Adimensional

Fi = Factor cuyo valor depende de las unidadesusadas (Ver tabla al final)

Adimensional

Fm = Factor de geometría y material de la aleta Adimensional

G = Velocidad másica kg/sm2 lb/pie2

gc = Constante gravitacional 103 kg/kPas2m 32.174 lbpie/lbfs2

gch = Constante gravitacional 103 kg/kPas2m 32.174 lbpie/lbfs2

h = Coeficiente de transferencia de calor de lapelícula

W/m2°C BTU/hpie2°F

j = Número de Stanton para factor detransferencia de calor

Adimensional




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K = Coeficiente entre la longitud actual y lalongitud proyectada (aletas tipo tejado)

m/m pie/pie

Kp = Coeficiente de pérdida de caída de presión Adimensional

k = conductividad térmica W/m°C BTU/hpie2°F/pie

kf = Conductividad térmica del material de la aleta W/m°C BTU/hpie2°F/pie

L = Longitud efectiva del paso m pie

M = Flujo másico kg/s lb/h

N = Número de pasos

n = espaciado de aletas mm pulg

np = Número de pasos adyacentes de la corriente Adimensional

Pi = Presión de entrada de la corriente kPa psi

Pr = Número de Prandtl Adimensional

�P = Pérdidas por expansión o contracción kPa psi

�Pf = Caída de presión por fricción del cuerpo delintercambiador

kPa psi

�Pm = Pérdida de impulsión en el cuerpo delintercambiador

kPa psi

�Pmáx = Máxima caída de presión permisible kPa psi

�Pt = Caída de presión total kPa psi

�P1 = Pérdidas por expansión de la boquilla deentrada al cabezal

kPa psi

�P2 = Pérdidas por contracción de la entrada delcabezal al portal

kPa psi

�P3 = Pérdidas por contracción del portal deentrada al área de flujo del distribuidor

kPa psi

�P4 = Caída de presión por fricción en la entradadel distribuidor

kPa psi

�P5 = Pérdidas por expansión o contracción de laentrada del distribuidor al área de flujo delcuerpo del intercambiador

kPa psi

�P6 = Caída de presión por fricción e impulsión através del cuerpo del intercambiador

kPa psi

�P7 = Pérdidas por expansión o contracción delcuerpo del intercambiador al área de flujo deldistribuidor de salida

kPa psi

�P8 = Caída de presión por fricción en la salida deldistribuidor

kPa psi

�P9 = Pérdidas por expansión de la salida deldistribuidor del portal

kPa psi




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�P10 = Pérdidas por expanxsión del portal de salidadel cabezal

kPa psi

�P11 = Pérdidas por contracción del cabezal desalida a la boquilla

kPa psi

Q = Velocidad de transferencia de calor W BTU/h

R = Coeficiente de interface de corriente Adimensional

Re = Número de Reynolds Adimensional

rh = Radio hidráulico m pie

Ti = Temperatura de la corriente de entrada °C °FTo = Temperatura de la corriente de salida °C °FUo = Coeficiente global de transferencia de calor W/m2°C BTU/hpie2°FV = Velocidad del fluido m/s pie/s

v = Volumen específico m3/kg pie3/lb

W = Ancho efectivo del paso mm pulg

Xf = Espesor de la aleta mm pulg

Xi = Caluidad de la corriente de entrada kgvapor/kgmezcla

lbvapor/lb mezcla

Xm = Calidad promedio de la corriente kgvapor/kgmezcla

lbvapor/lb mezcla

Xo = Calidad de la corriente que sale kgvapor/kgmezcla

lbvapor/lb mezcla

Xp = Espesor de la lámina mm pulg

Y = Fracción de la aleta perforada

Z = Viscosidad Pa.s cP

� = Coeficiente entre el área superficial total deun lado del intercambiador y el volumen entrelas láminas del mismo lado

m2/m3 pie2/pie3

� = Efectividad de la temperatura Adimensional

�f = Efectividad de aletas Adimensional

�o = efectividad de superficie Adimensional

ρ = Densidad kg/m3 lb/pie3

ρg = Densidad del vapor kg/m3 lb/pie3

ρl = Densidad del líquido kg/m3 lb/pie3

ρm = Densidad evaluada a una temperatura ypresión promedio

kg/m3 lb/pie3

ρmix = Densidad de dos fases homogéneasevaluada a las condiciones de calidadpromedio

kg/m3 lb/pie3




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FACTORES QUE DEPENDEN DE LAS UNIDADES USADAS

En unidades En unidadesSI inglesas

F2 = Ec. (10) 0.5 0.5F12 = Ec. (7) 103 2.42F16 Ecs. (I–2,I–3,I–5,I–6) 103 12F22 Ec. (I–1) 106 144F23 = Fig. (4.A, B, C, D) 2x103 1/3x1010

F44 = Ec. (6) Fig. (4.A, B, C, D) 1 2.42F45 = Ec. (8) Fig. (4.A, B, C, D) 103 1F46 = Ec. (10a) 0.00179 0.0215F47 = Ecs. (10, 16, 18) 1/2.5x107 576F48 = Ec. (21) 103 10

7 APENDICETabla 1 Relaciones geométricas para superficies de láminas aleteadas.Tabla 2a Datos geométricos de aletas (unidades SI).Tabla 2b Datos geométricos de aletas (unidades inglesas).Tabla 3 Máximas dimensiones del cuerpo del intercambiador.Tabla 4a Forma de procedimiento de cálculo detallado (unidades SI).Tabla 4a Forma de procedimiento de cálculo detallado (unidades inglesas).Figura 1 Ensamblaje de intercambiadores de láminas aleteadas.Figura 2 Arreglo de flujo para intercambiadores de láminas aleteadas.Figura 3 Corrugaciones de aletas.Figura 4a Factores de transferencia de calor y caída de presión – aletas

planas.Figura 4b Factores de transferencia de calor y caída de presión – aletas tipo

lanza.Figura 4c Factores de transferencia de calor y caída de presión – aletas

perforadas.Figura 4d Factores de transferencia de calor y caída de presión – aletas

onduladas.Figura 5 Factor de corrección del DTML de intercambiadores de flujo

transversal.Figura 6 Eficiencia de aletas.




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TABLA 1. RELACIONES GEOMETRICAS PARA SUPERFICIES DE LAMINASALETEADAS

Lo siguiente son los datos geométricos básicos para una superficie de lámina aleteada:

b = Altura de la aleta = espacio entre láminas mm (pulg)

n = Espaciado de las aletas mm (pulg)

Xf = Espesor de las aletas mm (pulg)

Y = Fracción perforada de la aleta (para aletas perforadas solamente) –

K = Coeficiente entre la longitud actual y la longitud proyectada(solamente para aletas tipo techo, esta fracción es difícil decalcular y puede ser tomada como aproximadamente 1.07 para lamayoría de las aletas tipo techo)

Los siguientes puntos describen el cuerpo del intercambiador:

Ax = Area de flujo de cada corriente m2 (pie2)

AT = Area total de transferencia de calor de cada corriente m2 (pie2)

L = Longitud efectiva del efectiva m (pie)

W = Ancho efectivo del pasaje mm (pulg)

Xp = Espesor de la lámina mm (pulg)

N = Número de pasajes de cada corriente –

De las dimensiones básicas de las aletas, las propiedades geométricas siguientes puedencalcularse para un paso de láminas aleteadas:

A’x = Area de flujo por pasaje por mm (pulg) de ancho efectivo m2/mm (pie2/pie)

Ap = Area superficial primaria (lámina por paso) m2 (pie2)

A”p = Area superficial primaria (lámina por paso) por m (pie) delongitud por mm (pulg) de ancho efectivo

m2/m.mm(pie2/pie.pulg)

Af = Area superficial secundaria (aleta) por paso m2 (pie2)

A”f = Area superficial secundaria (aleta) por paso por m (pie) delongitud por mm (pulg) de ancho efectivo


A”T = Area superficial total por paso por metro (pie) de longitud pormm (pulg) de ancho efectivo


rh = Radio hidráulico del paso de flujo, AxL/At m (pie)

Dh = Diámetro hidráulico = 4rh m (pie)

= Coeficiente entre el área superficial total de un lado delintercambiador y el volumen entre las láminas del mismo lado

m2/m3 (pie2/pie3)




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TABLA 1 RELACIONES GEOMETRICAS PARA SUPERFICIES DE LAMINASALETEADAS (CONT.)

Af

AT�

A��f

A��T

=Coeficiente entre el área superficial de la aleta y el áreasuperficial total –

A�x �Ax

WN= (b � Xf)(n � Xf)�

1n��

1F22

� I–1

A��p �Ap

WL= (n � Xf) x �2n� x 1

F16

I–2

A�� f �Af

WL= (b � Xf)�

2n� x k (1 � y) x 1

F16

I–3

A��T �AT

NWL= A��p � A�� f I–4

rh �AxLAT

= A�x

A�� 1

2x

(b � Xf) (n � Xf)(n � Xf) (b � Xf)k (1 � y)

x 1F16

I–5

= 2 x F16

(n � Xf) � (n � Xf)b x n




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TABLA 2.

TABLA 2.A DATOS GEOMETRICOS DE ALETA (UNIDADES SI)

Tipo Compañia Altura Espaciado Espesor Max.presiónaprox.

Plana(Recta)

b (mm) n (mm) Xf (mm) A’x x 10–6 A’’p x 10–3 A’’f x 10–3 A’’T x 10–3 Af/At Dh mm Kpa,mom

SW, T * 5.08 1.81 0.20 4.331 1.775 5.375 7.150 0.751 2.42 1400

SW, T * 5.08 1.81 0.30 3.972 1.655 5.270 6.925 0.760 2.30 2100

SW * 6.35 2.54 0.64 4.287 1.800 4.500 6.000 0.750 2.86 4900

T 7.11 1.81 0.41 5.201 1.560 7.380 8.940 0.825 2.33 3500

SW * 6.35 1.69 0.30 4.956 1.645 7.140 8.785 0.813 2.26 2100

SW * 9.53 1.69 0.20 8.193 1.765 11.000 12.770 0.862 2.57 1400

T * 9.53 2.21 0.30 7.937 1.730 8.340 10.070 0.828 3.16 2100

SW * 9.53 3.17 0.64 7.110 1.610 5.590 7.200 0.778 3.95 1400

Lanza(Dentada)

SW 6.35 1.69 0.20 4.956 1.645 7.140 8.785 0.813 2.26 2100

SW 6.35 1.81 0.51 4.206 1.440 6.420 7.860 0.817 2.13 4900

SW 9.53 1.69 0.20 8.193 1.740 11.030 12.770 0.862 2.57 1400

T 7.87 1.69 0.15 7.023 1.825 9.120 10.945 0.833 2.57 1400

T 9.53 2.42 0.30 8.047 1.750 7.620 9.370 0.813 3.44 2100

T 5.08 Data no disponible 4900


Techo SW 11.30 1.41 0.15 9.949 1.765 15.815 17.580 0.899 2.27 1400

T 9.53 2.12 0.20 8.412 1.810 8.810 10.620 0.830 3.17 1400

T 10.82 2.12 0.15 9.912 1.860 10.080 11.940 0.939 3.32 1400

* – También disponibles con perforación

SW – Stewart Warner

T – Trane




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TABLA 3.

TABLA 2.B DATOS GEOMETRICOS DE ALETA (UNIDADES INGLESAS)

Tipo Compañia Altura Espaciado Espesor Max.presiónaprox.

Plana(Recta)

b (pulg) n ALETAS/PULG Xf (pulg) A’x A’’T A’’f A’’T Af/At Dh (psi)

SW, T * 0.200 14 0.008 0.001184 0.148 0.448 0.596 0.751 0.00794 200

SW, T * 0.200 14 0.012 0.001086 0.138 0.439 0.577 0.760 0.00753 300

SW * 0.250 10 0.025 0.001172 0.150 0.375 0.500 0.750 0.00937 700

T 0.280 14 0.016 0.001422 0.130 0.615 0.745 0.825 0.00763 500

SW * 0.250 15 0.012 0.001355 0.137 0.595 0.732 0.813 0.00741 300

SW * 0.375 15 0.008 0.00224 0.147 0.917 1.064 0.862 0.00843 200

T * 0.375 11.5 0.012 0.00217 0.144 0.695 0.839 0.828 0.01036 300

SW * 0.375 8 0.025 0.001944 0.134 0.466 0.600 0.778 0.01296 200

Lanza(Dentada)

SW 0.250 15 0.012 0.001355 0.137 0.595 0.732 0.813 0.00742 300

SW 0.250 14 0.020 0.001150 0.120 0.535 0.655 0.817 0.00700 700

SW 0.375 15 0.008 0.00224 0.145 0.919 1.064 0.862 0.00843 200

T 0.310 15 0.006 0.00192 0.152 0.760 0.912 0.833 0.00843 200

T 0.375 10.5 0.012 0.00220 0.146 0.635 0.781 0.813 0.01128 300



Techo SW 0.445 18 0.006 0.00272 0.147 1.318 1.465 0.899 0.00744 200

T 0.375 12 0.008 0.00230 0.151 0.734 0.885 0.830 0.01040 200

T 0.426 12 0.006 0.00271 0.155 0.840 0.995 0.939 0.01090 200

* – También disponibles con perforación

SW – Stewart Warner

T – Trane




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TABLA 4.

TABLA 3 MAXIMAS DIMENSIONES DEL CUERPO DEL INTERCAMBIADOR

TRANE STEWART – WARNERPresión máx. de trabajo (ASME) (kPa, man) (1) 1380 2070 3450 4830 1380 3100 4830

Ancho Total Máximo (mm) (2) 914 914 635 457 762 660 451

Ancho Efectivo Máximo (mm) (2) 885 886 606 432 730 629 419

Altura Total Máxima (mm) (2) 914 914 535 514 762 762 762

Longitud Total Máxima (m) (3) 6.10 3.66 3.05 3.05 3.17 3.17 3.17

Espesor de la Lámina Separadora (mm) (2) 0.81 1.63 1.53 1.63 0.81 1.27 1.63

NOTAS:

11. PARA CONVERTIR kPa man a Psig DIVIDA ENTRE 6.89475712. PARA CONVERTIR mm a pulg DIVIDA ENTRE 25.413. PARA CONVERTIR m a pulg DIVIDA ENTRE 25.4 x 10–3




Proceso Refinería y Localización Calc. porFechaNo. de Intercambiador

1. Especificaciones de rendimiento

Corriente caliente a:Ti = °Cz = Pa.s

M = kg/sTo = °Ck = W/m°C

Xi = , Xo = ,Pi = Kpa.abs.ρ = kg/m3 cp = kj/kg

Corriente caliente b:Ti = °Cz = Pa.s



Corriente caliente c:Ti = °Cz = Pa.s



2. Carga de calor

Qa = 103 Ma cpa (Ti–To)a =

Qb = 103 Mb cpb (To–Ti)b =

Qc = 103 Mc cpc (To–Ti)c =

No. de Intercambiador

Note que: Qa = Qb + Qc

Qa = Qab + Qac

Qb = Qab – Qac

Qc = Qac + Qbc


a. Operación en contracorriente

Para corrientes a y b

DTMLab �


�

ln�Tia�Tob

�

�Toa�Tib�

� DTMeab �

Para corrientes b y c

DTMLac �(Tia � Toc) � (Toa � Tic)

ln�Tia�Toc�

�Toa�Tic�

� DTMeac �

TABLA 5.

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��


TABLA 4.A HOJA DE CALCULO PARA INTERCAMBIADORES DE LAMINAS(UNIDADES SI)




4. Evaluación de la Transferencia Total de Calor

b. Operación con flujo transversal


DTMLbc �

�Tib � Tic� � �Tob � Toc

�

ln�Tib�Tic

�

�Tob�Toc�

� DTMeab �

P �Tob � Tia

Tia � Tib� R �

Tia � Toa

Tob � Tia�

(UoA)ab �Qab

DTMeab�

(UoA)ac �Qac

DTMeac�

(UoA)bc �Qbc

DTMebc�

de la Figura 5, determine F =

DTMLab �


�

ln�Tia�Tob

�

�Toa�Tib�

�

5. Geometría del Cuerpo del Intercambiador

DTMe � F �DTMLab� �

Primer Tanteo Segundo Tanteo Tercer Tanteoa. Seleccione el tamaño estándar

del cuerpo del intercambiadorde la Figura 3

Ancho total máx. =Ancho efectivo máx. =Altura total máx. =Longitud total máx. =Espesor de la lámina separadora =

b. Selecciones el tipo de aleta dela Tabla 2

=(1) Para la corriente a Altura, b

Espaciado de aleta, n =Espesor de aleta, Xf =

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TABLA 4.A (CONTINUACION)




Primer Tanteo Segundo Tanteo Tercer Tanteo

c. Número y Arreglos de

(2) Para la corriente, b

A’x =A”F =

=Dh =AF/AT

Altura, b =Espaciado de la aleta; n =

=Espesor de la aleta; XfA’x =A”F =

=Dh =AF/AT

=A”T

(3) Para la corriente, c



=Dh =AF/AT

=AT

Para la corriente a, Na

Canales de flujo ==

Para la corriente b, Nb =Para la corriente c, Nc =

=Rab =Número de interfaces “a–b”No total de interfaces “a”

=Rac =Número de interfaces “a–c”No total de interfaces “a”

=Rba =Número de interfaces “b–a”No total de interfaces “b”

REVISION FECHA





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6. Area de Flujo

=

a. Una sola fase

(1) Pr = cp z/k


Número de interfaces “b–c”No total de interfaces “b”

Rbc =

=Número de interfaces “c–a”No total de interfaces “c”

Rca =

=Número de interfaces “c–b”No total de interfaces “c”

Rcb =

Para la corriente a, Ax

Ax = A’x (N) W ==

Para la corriente b, Ax =Para la corriente c, Ax =

7. Velocidad Másica

Para la corriente a, GG = M/Ax =

=Para la corriente b, G =Para la corriente c, G =

8. Número de Reynolds

Para la corriente a, ReRe= Dh G/Z =

=Para la corriente b, Re =Para la corriente c, Re =

Si cuaquier Re > 10000, el área adicional de flujo debe ser provista, cambiando la geometría del cuerpo delintercambiador, la configuración de flujo de éste o las dos.

9. Coeficiente de Transferencia de Calor

Para la corriente a, Pr =Para la corriente b, Pr =Para la corriente c, Pr =

(2) El factor j de la Figura 4Para la corriente a, j =Para la corriente b, j =Para la corriente c, j =

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b. Cambio de fase


10. Area superficial por metro de longitud

Para la corriente a, A’T =Para la corriente b, A’T =Para la corriente c, A’T =

Para la corriente a, h =Para la corriente b, h =Para la corriente c, h =

Hirviendo

Condensado

h = 1140 W/m2°C

h = 2270 W/m2°C


A’T = AT/L = A”T (N) (W)

11. Evaluación de la Transferencia de Calor por Unidad de Longitud

Para la corriente a, Fm =Para la corriente b, Fm =Para la corriente c, Fm =

A’T = AT/L = A”T (N) (W)

a. Fm = 0.00179 np b hXf�

b. De la Figura 6, determine ηf

Para la corriente a, ηf =Para la corriente b, ηf =Para la corriente c, ηf =

c. ηo = 1 – (Af/AT) (1–η)

Para la corriente a, ηo =Para la corriente b, ηo =Para la corriente c, ηo =

d. Evaluación de la transferencia de calor, hηo A”T

Para la corriente a, hηo A’T =Para la corriente b, hηo A’T =Para la corriente c, hηo A’T =

(3) h = 103 j G cp/Pr2/3

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a. Pérdida por fricción, ∆Pf


12. Evaluación del Coeficiente Total de Transferencia de Calor por Unidad de Longitud

=

(4)

(1) Flujo de una fase

Si es necesario la geometría del cuerpo del intercambiador debe ser ajustada de tal manera que las longitudesefectivas se balanceen entre 5% y 10%


� 1Uo A�

�ab

�1

�h�o A�T�a

Rab

�1

�h�o A�T�b

Rba

=� 1Uo A�

�ac

�1

�h�o A�T�a

Rac

�1

�h�o A�T�c

Rca

=� 1Uo A�

�bc

�1

�h�o A�T�b

Rbc

�1

�h�o A�T�c

Rcb

13. Longitud Efectiva Requerida

Lab �(Uo A)ab

(Uo A�)ab

=

Lac �(Uo A)ac

(Uo A�)ac

=

Lbc �(Uo A)bc

(Uo A�)bc

=

14. Caída de Presión

Densidad promedio de lacorriente a, ρm

=

Densidad promedio de lacorriente b, ρm

=

Densidad promedio de lacorriente c, ρm

=

(2) Densidad promedio para un cambio de fase, ρm

�mix �1

Xm�g

�(1�Xm)

�l

REVISION FECHA





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��






b. Pérdida por Impulsión, ∆Pm


(3)

Para la corriente a, ∆Pf =Para la corriente b, ∆Pf =Para la corriente c, ∆Pf =

�Pf �1

500x f � L

Dh

G2

�m�

�Pm � G2 � 1�o

1�l�

Para la corriente a, ∆Pm =Para la corriente b, ∆Pm =Para la corriente c, ∆Pm =

c. Caída de presión total en el cuerpo del intercambiador

�P6 � �Pf � �Pm

Para la corriente a, ∆P6 =Para la corriente b, ∆P6 =Para la corriente c, ∆P6 =

d. Caída de presión total

�Pt � 1.25 �3�L� �P6

Para la corriente a, ∆Pt =Para la corriente b, ∆Pt =Para la corriente c, ∆Pt =

REVISION FECHA





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Proceso Refinería y Localización Calc. porFechaNo. de Intercambiador


Corriente caliente a:Ti = °Fz = cP

M = lb/hTo = °Fk = BTU/hpie2°F

Xi = , Xo= ,Pi = psia

ρ = lb/pie3cp = BTU/lb

Corriente caliente b:Ti = °Fz = cP

Corriente caliente c:Ti = °Fz = cP

2. Carga de calor

Qa = 103 Ma cpa (Ti–To)a =

Qb = 103 Mb cpb (To–Ti)b =

Qc = 103 Mc cpc (To–Ti)c =

No. de Intercambiador

Note que: Qa = Qb + Qc

Qa = Qab + Qac

Qb = Qab – Qac

Qc = Qac + Qbc


a. Operación en contracorriente

Para corrientes a y b

DTMLab �


�

ln�Tia�Tob

�

�Toa�Tib�

� DTMeab �


DTMLac �(Tia � Toc) � (Toa � Tic)

ln�Tia�Toc�

�Toa�Tic�

� DTMeac �







TABLA 6.

REVISION FECHA





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TABLA 4.B HOJA DE CALCULO PARA INTERCAMBIADORES DE LAMINAS(UNIDADES INGLESAS)




4. Evaluación de la Transferencia Total de Calor

b. Operación con flujo transversal


DTMLbc �

�Tib � Tic� � �Tob � Toc

�

ln�Tib�Tic

�

�Tob�Toc�

� DTMeab �

P �Tob � Tia

Tia � Tib� R �

Tia � Toa

Tob � Tia�

(UoA)ab �Qab

DTMeab�

(UoA)ac �Qac

DTMeac�

(UoA)bc �Qbc

DTMebc�

de la Figura 5, determine F =

DTMLab �


�

ln�Tia�Tob

�

�Toa�Tib�

�

5. Geometría del Cuerpo del Intercambiador

DTMe � F �DTMLab� �

Primer Tanteo Segundo Tanteo Tercer Tanteoa. Seleccione el tamaño estándar

del cuerpo del intercambiadorde la Figura 3

Ancho total máx. =Ancho efectivo máx. =Altura total máx. =Longitud total máx. =Espesor de la lámina separadora =

b. Selecciones el tipo de aleta dela Tabla 2

=(1) Para la corriente a Altura, b

Espaciado de aleta, n =Espesor de aleta, Xf =

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TABLA 4.B (CONTINUACION)





c. Número y Arreglos de

(2) Para la corriente, b

A’x =A”F =

=Dh =AF/AT



=Dh =AF/AT

=A”T

(3) Para la corriente, c



=Dh =AF/AT

=AT

Para la corriente a, Na

Canales de flujo ==

Para la corriente b, Nb =Para la corriente c, Nc =

=Rab =Número de interfaces “a–b”No total de interfaces “a”

=Rac =Número de interfaces “a–c”No total de interfaces “a”

=Rba =Número de interfaces “b–a”No total de interfaces “b”

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6. Area de Flujo

=

a. Una sola fase

(1) Pr = 2.42 cp z/k


Número de interfaces “b–c”No total de interfaces “b”

Rbc =

=Número de interfaces “c–a”No total de interfaces “c”

Rca =

=Número de interfaces “c–b”No total de interfaces “c”

Rcb =

Para la corriente a, Ax

Ax = A’x (N) W ==

Para la corriente b, Ax =Para la corriente c, Ax =

7. Velocidad Másica

Para la corriente a, GG = M/Ax =

=Para la corriente b, G =Para la corriente c, G =

8. Número de Reynolds

Para la corriente a, ReRe= Dh G/ 2.42 Z =

=Para la corriente b, Re =Para la corriente c, Re =

Si cuaquier Re > 10000, el área adicional de flujo debe ser provista, cambiando la geometría del cuerpo delintercambiador, la configuración de flujo de éste o las dos.

9. Coeficiente de Transferencia de Calor

Para la corriente a, Pr =Para la corriente b, Pr =Para la corriente c, Pr =

(2) El factor j de la Figura 4Para la corriente a, j =Para la corriente b, j =Para la corriente c, j =

REVISION FECHA





Página 43

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b. Cambio de fase


10. Area superficial por metro de longitud

Para la corriente a, A’T =Para la corriente b, A’T =Para la corriente c, A’T =


Hirviendo

Condensado

h = 200 BTU / hpie2°F

h =400 BTU / hpie2°F


A’T = AT/L = A”T (N) (W)

11. Evaluación de la Transferencia de Calor por Unidad de Longitud

Para la corriente a, Fm =Para la corriente b, Fm =Para la corriente c, Fm =

A’T = AT/L = A”T (N) (W)

a. Fm = 0.025 np b hXf�

b. De la Figura 6, determine ηf

Para la corriente a, ηf =Para la corriente b, ηf =Para la corriente c, ηf =

c. ηo = 1 – (Af/AT) (1–η)

Para la corriente a, ηo =Para la corriente b, ηo =Para la corriente c, ηo =

d. Evaluación de la transferencia de calor, hηo A”T

Para la corriente a, hηo A’T =Para la corriente b, hηo A’T =Para la corriente c, hηo A’T =

(3) h = 103 j G cp/Pr2/3

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a. Pérdida por fricción, ∆Pf


12. Evaluación del Coeficiente Total de Transferencia de Calor por Unidad de Longitud

=

(4)

(1) Flujo de una fase

Si es necesario la geometría del cuerpo del intercambiador debe ser ajustada de tal manera que las longitudesefectivas se balanceen entre 5% y 10%


� 1Uo A�

�ab

�1

�h�o A�T�a

Rab

�1

�h�o A�T�b

Rba

=� 1Uo A�

�ac

�1

�h�o A�T�a

Rac

�1

�h�o A�T�c

Rca

=� 1Uo A�

�bc

�1

�h�o A�T�b

Rbc

�1

�h�o A�T�c

Rcb

13. Longitud Efectiva Requerida

Lab �(Uo A)ab

(Uo A�)ab

=

Lac �(Uo A)ac

(Uo A�)ac

=

Lbc �(Uo A)bc

(Uo A�)bc

=

14. Caída de Presión

Densidad promedio de lacorriente a, ρm

=

Densidad promedio de lacorriente b, ρm

=

Densidad promedio de lacorriente c, ρm

=

(2) Densidad promedio para un cambio de fase, ρm

�mix �1

Xm�g

�(1�Xm)

�l

REVISION FECHA





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��






b. Pérdida por Impulsión, ∆Pm


(3)

Para la corriente a, ∆Pf =Para la corriente b, ∆Pf =Para la corriente c, ∆Pf =

�Pf �1

500x f � L

Dh

G2

�m�

�Pm � G2 � 1�o

1�l�

Para la corriente a, ∆Pm =Para la corriente b, ∆Pm =Para la corriente c, ∆Pm =

c. Caída de presión total en el cuerpo del intercambiador

�P6 � �Pf � �Pm

Para la corriente a, ∆P6 =Para la corriente b, ∆P6 =Para la corriente c, ∆P6 =

d. Caída de presión total

�Pt � 1.25 �3�L� �P6

Para la corriente a, ∆Pt =Para la corriente b, ∆Pt =Para la corriente c, ∆Pt =

REVISION FECHA





Página 46

��






REVISION FECHA





Página 47

��


Fig 1. ENSAMBLAJE DE INTERCAMBIADORES DE LAMINAS ALETEADAS




REVISION FECHA





Página 48

��


Fig 2. ARREGLOS DE FLUJO PARA INTERCAMBIADORES DE LAMINAS ALETEADAS




REVISION FECHA





Página 49

��


Fig 3. CORRUGACIONES DE ALETAS




Fig 4.

REVISION FECHA





Página 50

��


Fig. 4A FACTOR DE TRANSFERENCIA DE CALOR Y CAÍDA DE PRESIÓN(ALETAS PLANAS)




Fig 5.

REVISION FECHA





Página 51

��


Fig. 4B FACTOR DE TRANSFERENCIA DE CALOR Y CAÍDA DE PRESIÓN(ALETAS TIPO LANZAS)




Fig 6.

REVISION FECHA





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Fig. 4C FACTOR DE TRANSFERENCIA DE CALOR Y CAÍDA DE PRESIÓN(ALETAS PERFORADAS)




Fig 7.

REVISION FECHA





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Fig. 4D FACTOR DE TRANSFERENCIA DE CALOR Y CAÍDA DE PRESIÓN(ALETAS ONDULADAS)




Fig 8.

REVISION FECHA





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Fig. 5 FACTOR DE CORRECCIÓN DE DTML PARA INTERCAMBIADORES DE FLUJOTRANSVERSAL




Fig 9.

REVISION FECHA





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Fig. 6 EFICIENCIA DE LA ALETA




122451663 pdvsa manual de procesos intercambiadores de calor pdf

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