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REPORTE CORRESPONDIENTE AL PROYECTO:

FABRICACIÓN DE UN INTERCAMBIADOR DE CALOR DE TUBO Y CORAZA CON UN ARREGLO DE TUBOS TRIANGULAR, REGISTRO CGPI: 20060823

Directora del Proyecto: Dra. RITA AGUILAR OSORIO ENERO 2007

RESUMEN En este reporte se presenta la fabricación de un intercambiador de calor de tubo y coraza con arreglo de tubos triangular. Para fabricar el intercambiador se realizaron la selección de los materiales y el dimensionamiento del equipo, el cual fue fabricado en los talleres de la SEPI-ESIME-ZAC y la UPIITA del IPN. En la selección de materiales de los componentes del intercambiador de calor se consideraron las condiciones de operación del equipo, las propiedades de los materiales de los componentes la corrosión y el ensuciamiento que los fluidos de trabajo pueden ocasionar. Estas condiciones también fueron utilizadas para determinar el dimensionamiento del intercambiador. INTRODUCCION Los intercambiadores de calor son equipos ampliamente utilizados en la industria, éstos tienen la finalidad de optimizar los procesos de intercambio de calor. La fabricación de estos equipos desempeña un papel importante para su optimización. Una adecuada fabricación de un intercambiador de calor necesita del conocimiento pleno del funcionamiento de los componentes del equipo, del diseño mecánico y del proceso, así como también de la selección de materiales. La selección de materiales de los componentes del intercambiador de calor es relevante. Al realizar una óptima selección de materiales se logra incrementar la eficiencia, el periodo de vida útil y la disminución del costo del equipo. En este reporte se presenta la selección de materiales, diseño y fabricación de un intercambiador de calor de tubos y coraza. SELECCIÓN DE LOS MATERIALES DE LOS COMPONENTES DEL INTERCAMBIADOR DE CALOR De la revisión bibliográfica se observó que los materiales más utilizados en la fabricación del los componentes de un intercambiador de calor de tubo y coraza son el acero al carbono, acero inoxidable, cobre y aluminio, aunque se pueden utilizar otros materiales o aleaciones, para diseños particulares. Existen algunas publicaciones que recomiendan algunos materiales para la fabricación de un intercambiador de calor, los cuales no presentan un análisis o un procedimiento de cómo seleccionar éstos, entre los cuales se pueden mencionar TEMA [1], el Código ASME [2], Harris [5], Megyesy [7] y Saumders [12]. En este trabajo, para la selección de los materiales se realizó un análisis de los materiales más recomendados para la fabricación de los componentes de un intercambiador de calor de tubo y coraza. El análisis se hizo en función de los siguientes factores: condiciones de operación,

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mostradas en la Tabla 1, de la corrosión y del ensuciamiento que pueden ocasionar los fluidos de trabajos, así como también de las propiedades físicas y mecánicas de los materiales y del costo.

Tabla 1. Presiones y temperaturas de los fluidos de trabajo en el intercambiador de calor. TUBOS CORAZA

Tinicial màx= 80ºC, Tinicial min = 40ºC Tfinal min= 10ºC, tfinal max= 30ºC Presión de diseño Pd t = 20 bar Presión de diseño Pds = 15 bar Presión de operación Pot = 18.7 bar Presión de operación Pos = 14 bar

Para la selección de los materiales de los componentes del intercambiador de calor, en este trabajo, se consideraron los siguientes aspectos que debe cumplir el equipo: Resistir las condiciones de operación de los fluidos de trabajo tales como temperaturas y

presiones. Proporcionar el área de transferencia de calor requerido. Obtener una estructura rígida para evitar las vibraciones en los tubos y coraza producidas por

las velocidades y presiones del fluido, y así evitar fugas entre componentes. Obtener el tamaño y peso apropiado del equipo. Resistir la corrosión, incrustación y ensuciamiento producido por los fluidos de trabajo. Compatibilidad entre los materiales de los componentes.

SELECCIÓN DEL MATERIAL PARA LA CORAZA El material de la coraza debe cumplir con las siguientes características: Visualización del flujo del fluido de trabajo. Resistencia a la corrosión del fluido. Resistencia a las temperaturas y presiones de operación del fluido. Soportar a boquillas y mamparas.

De acuerdo a las características que debe tener el material de la coraza en relación a la visualización, los materiales más apropiados son el vidrio y el acrílico. Aunque ambos materiales pueden ser apropiados para la fabricación de la coraza, la desventaja principal que presenta el vidrio con respecto al acrílico, es su fragilidad. Con la finalidad de asegurarse de que no se tendrán problemas de fugas, en la unión coraza-espejo, causada por las temperaturas de operación, se consideró el coeficiente de expansión térmica para el material de la coraza, en donde el acrílico tiene un coeficiente de expansión de 6 veces más que la del vidrio, la cual se considera una desventaja para fluidos que alcanzan la mayor temperatura de operación del acrílico que es de 90°C. Por lo que se determinó el incremento que tendrá el acrílico para asegurar que no se tendrá problemas en la unión coraza-espejo, por medio de la ecuación de expansión térmica, α [33]:

( )11 --

Ttic

icfc

l

ll=α (1)

donde ℓfc es la dimensión final del diámetro de la coraza, ℓic es la dimensión inicial del diámetro de la coraza, t1 es la temperatura inicial máxima del fluido de trabajo de los tubos, T1 es la temperatura inicial mínima del fluido de trabajo en la coraza.

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Despejando ℓfc de la ecuación (4.1), se obtiene la siguiente expresión: ( )( )111 Ttacrílicoicfc −+= αll (2)

Sustituyendo la dimensión y temperatura inicial de la coraza, temperatura máxima de los tubos y el coeficiente de expansión térmica del acrílico en la ecuación (2), ℓoc = 200 mm, T1 = 10°C, t1 = 80°C y αacrílico = 60x10-6°C-1, respectivamente, se obtiene el siguiente incremento final del diámetro de la coraza:

mmfc 84.200=l Como se puede observar el incremento es de 0.84 mm, el cual no presenta ningún problema en la unión de la coraza con el espejo, tomando la temperatura máxima del fluido de trabajo en los tubos. En la tabla 2 se muestran las principales propiedades del acrílico y del vidrio y de ésta se puede observar lo siguiente: El material más apropiado para la coraza es el acrílico, debido a que tiene una conductividad térmica de 0.215 W/m-°C, la cual no afecta la transferencia de calor entre los fluidos de trabajo, ya que no permite pérdida de calor con el medio ambiente, con una densidad de 1150 kg/m3, la cual asegura un peso menor que utilizando vidrio. La resistencia a la tensión es de 79 MPa siendo mayor a las presión de operación de fluido de trabajo de la coraza, su coeficiente de expansión térmica es de 60x10-6°C-1, la cual no presenta riesgo en la unión coraza-espejo, debido a que permite un incremento en sus dimensiones de 0.72 mm para una temperatura inicial de la coraza de 10°C y una temperatura máxima de los tubos de 80°C, la cual es menor a la temperatura de operación del acrílico que es de 90°C, además de que es resistente a la corrosión del agua, no cambia su color transparente con el agua en periodos largos de trabajo, por lo que permite buena visualización del fluido de lado de la coraza, con un costo del 37.5% menor que el vidrio, y no es frágil a esfuerzos o cargas externas como el vidrio.

Tabla 2. Propiedades físicas y mecánicas del acrílico y del vidrio [33,34,35,36]. Propiedad/Material Acrílico Vidrio

Conductividad térmica (W/m°C) 0.215 1.05 Densidad (kg/m3) 1150 2500 Coeficiente de expansión térmica (x10-6°C-1) 60 10 Temperaturas de fusión (°C) 130 730 Temperatura máx. de operación (°C) 90 120 Resistencia mecánica No es frágil Es frágil Visibilidad Buena Buena Resistencia a la tensión (MPa) 79 68 Resistencia a la corrosión A. resistencia A. resistencia Precio por tubo ($/1.2 m) 7500 12000

SELECCIÓN DEL MATERIAL PARA EL ARREGLO DE TUBOS El material de los tubos debe cumplir con las siguientes características: Proporcionar el área de transferencia de calor requerido. Soportar las presiones y temperaturas de operación de los fluidos en su interior y exterior.

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Soportar a los esfuerzos térmicos debidos a la expansión térmica. Resistir la corrosión de los fluidos. Compatibilidad con el material de los espejos.

La característica principal que debe tener el material de los tubos es la de transferir la mayor cantidad de calor y ésta se logra por medio de su conductividad térmica. De la tabla 3 se observa que el cobre SB-88 tiene una conductividad térmica de 1.7 veces más que el aluminio SB-234, 5.5 veces mayor que el acero SA-179 y 22 veces más que al acero SA-213, de aquí que el cobre cubre adecuadamente con la conductividad térmica. De la misma tabla se observa que el cobre tiene el coeficiente de expansión térmica más bajo, lo cual puede dañar a los tubos al expandirse en las mamparas o provocar esfuerzos térmicos en la unión tubos-espejo ocasionando fugas. Con la finalidad de asegurar que no se tendrá problemas en la unión tubos-espejo, se determina el incremento del diámetro de los tubos para el cobre. Los siguientes valores: ℓit = 15.9 mm, t2 = 40°C, t1 = 80°C y αcobre = 17x10-6°C-1, se sustituyeron en la ecuación (4.2), para obtener el siguiente incremento final del diámetro de los tubos:

mmft 91.15=l Este incremento del diámetro de los tubos es de 0.01 mm, el cual no presenta ningún problema en la unión de los tubos con el espejo. La tabla 3 muestra las propiedades de los principales materiales utilizados en la construcción de los intercambiadores de calor de tubo y coraza. De esta tabla se puede observar que el material más apropiado para la fabricación de los tubos es el cobre SB-88, debido a que tiene más alta conductividad térmica que los otros materiales, la cual es de 338 W/m-°C, con una densidad de 7160 kg/m3 que es menor a la de los aceros SA-213 y 179, con una resistencia a la tensión de 62 MPa a una temperatura de 93°C que son mayores a las condiciones del operación del equipo, con lo cual se está previniendo el pandeo de los tubos o el daño de estos con las mamparas que pudiera ocasionar la vibración y expansión térmica del cobre SB-88, debido a la variación de las temperaturas y presiones de los fluidos de los tubos y de la coraza. El cobre SB-88 presenta alta resistencia a la corrosión que provoca el agua con las temperaturas de operación del equipo, así como a la corrosión por esfuerzos, debido que tiene una resistencia a la tensión de 62 MPa que es mayor a la presión de operación del fluido de la coraza y de los tubos. El cobre SB-88 tiene un valor económico del 35% mayor que del aluminio SB-234 pero con mejor resistencia a la tensión que éste, y un costo de 10% mayor que del acero SA-179, pero con mejor resistencia a la corrosión.

Tabla 3. Propiedades de los materiales para la fabricación de los tubos [1,2,35,36]. Tubos

Propiedades/Material

SB-2

34

SB-8

8

SA-1

79

SA

-213

-304

Conductividad térmica a 21°C (W/m-°C) 200 338 61 15.5 Densidad (kg/m3) 2740 7160 7883 7888 Coeficiente de expansión térmica a 21°C (x10-6°C-1) 23 17 10 15 Temperaturas de fusión (°C) 657 955 1500 1421 Temperaturas de operación (°C) B, M B, M M A

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Resistencia a la tensión a 21°C (MPa) 214 303 324 517 Resistencia a la tensión a 93°C (MPa) 20 62 81 122 Resistencia a la corrosión A. resistencia A.

resistencia B.

resistencia A. resistencia

Precio por tubo ($/m) 12 34 38 61 SELECCIÓN DEL MATERIAL PARA LAS MAMPARAS El material de las mamparas debe cumplir con las siguientes características: Resistir la corrosión del fluido en el lado de la coraza. Soportar a los tubos. Evitar vibración en los tubos.

La tabla 4.4 muestra las características de los materiales más utilizados para la construcción de las mamparas. De acuerdo a las características que debe tener el material para la construcción de las mamparas se observa que: El material más apropiado para las mamparas es el acero SA-36, debido a que tiene una conductividad térmica de 41 W/m-°C, la cual no afecta la transferencia de calor del equipo, asegura soporte y sujeción apropiado al arreglo de tubos debido a que tiene una resistencia a la tensión de 87 MPa, a una temperatura de 93°C, que son mayores a las condiciones del operación del equipo, previniendo el pandeo o daño de los tubos con las mamparas que pudiera ocasionar la vibración del paso del fluido de trabajo en las mamparas y la expansión térmica de los tubos. Debido a que el fluido de trabajo es el agua, y éste no presenta problemas de alta corrosión y tiene un bajo coeficiente de ensuciamiento de 0.001W/m2-K, el acero SA-36, es más apropiado para la construcción de las mamparas. Otra ventaja de este acero es que se consigue más fácilmente en el mercado que los aceros SA-285 y 515, y por tratarse de un acero comercial, disminuye su costo.

Tabla 4. Principales propiedades para los materiales de las mamparas y del espejo [2,34,35] Placa

Propiedades/material

SA-3

6

SA

-105

SA

-285

-C

SA

-240

-304

SA

-515

-70

Conductividad térmica a 21°C (W/m-°C) 41 52 52 15.5 52 Densidad (kg/m3) 7850 7861 7861 7888 7861 Coeficiente de expansión térmica a 21°C (x10-6°C-1)

9.8 10 11 15 10

Temperaturas de fusión (°C) 1500 1504 1504 1421 1504 Temperaturas de operación (°C) B, M M, A M, A A M, A Resistencia a la tensión a 21°C (MPa) 400 483 400 517 483 Resistencia a la tensión a 93°C (MPa) 87 120 87 122 120 Resistencia a la corrosión B.

resistencia B.

resistencia B.

resistencia A.

resistencia B.

resistencia Precio de placa ($/kg) 15 33 18 75 18 SELECCIÓN DEL MATERIAL PARA LAS BARRAS DE SOPORTE Y ESPACIADORAS

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El material de las barras de soporte y espaciadoras deben resistir: La corrosión del fluido en el lado de la coraza. Soporte de las mamparas durante la operación. Evitar vibración en los tubos. Evitar desplazamiento de las mamparas en el arreglo de tubos.

De acuerdo a las características que debe tener el material del las barras de soporte-espaciadoras y de las principales propiedades de diferentes materiales para las barras que se muestran en la tabla 5. Se observa que: Del análisis anterior se observa que el material más apropiado para las barras de soporte-espaciadoras es el acero SA-36, debido a que es un material compatible al de las mamparas, su peso es de 0.3 kg el cual asegura soporte y sujeción apropiado de las mamparas al tener una resistencia a la tensión de 87 MPa a una temperatura de 93°C, los cuales son valores mayores a las condiciones de diseño del equipo, con lo que se esta previniendo el desplazamiento de las mamparas y el daño de los tubos con el paso del fluido de trabajo en la coraza, debido a que las temperaturas y presiones de los fluidos de los tubos y de la coraza son menores a las del SA-36, lo que hacen que el agua sea un medio no tan corrosivo para el acero SA-36, permitiendo un ensuciamiento bajo de 0.001W/m2-K.

Tabla 5. Propiedades de los materiales para la fabricación de las barras de soporte [1,2]. Tubos

Propiedades/Material

SA

-36

SA

-240

-304

Conductividad térmica a 21°C (W/m-°C) 41 15.5 Densidad (kg/m3) 7850 7888 Coeficiente de expansión térmica a 21°C (x10-6°C-1) 9.8 15 Temperaturas de fusión (°C) 1500 1421 Temperaturas de operación (°C) B, M A Resistencia a la tensión a 21°C (MPa) 400 517 Resistencia a la tensión a 93°C (MPa) 87 122 Resistencia a la corrosión B. resistencia A. resistencia Precio por tubo ($/m)

MATERIAL PARA LOS ESPEJOS El material del espejo tiene que cubrir los siguientes aspectos: Sujeción rígida de la coraza, tubos y cabezales. Resistir la presión y la temperatura de los fluidos. Resistir la corrosión y ensuciamiento del agua. Compatibilidad con el material de los tubos.

De acuerdo a las características que debe tener el material de los espejos y de las principales propiedades de diferentes materiales utilizados para la construcción de los espejos que se muestran en la tabla 4. Se observa que:

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El material más apropiado para los espejos es el acero SA-105, debido a que tiene una conductividad térmica de 52 W/m-°C, la cual no afecta la transferencia de calor del equipo, ya que éste no tiene demasiado contacto entre los fluidos de trabajo. Asegura soporte y sujeción apropiado al arreglo de tubos, por tener una resistencia a la tensión de 120 MPa que es mayor a las presiones de operación de los fluidos de trabajo en los tubos y coraza, su coeficiente de expansión térmica es de 10x10-6°C-1, el cual no presenta ningún problema en la unión espejo-tubos, debido a que la temperatura más altas del equipo es de 80°C, la cual es menor a la temperatura de operación del SA-105, es resistente a la corrosión galvánica producida por el contacto de los tubos al espejo, es decir, el espejo es utilizado como un ánodo de sacrificio, ya que tiene un espesor grande, con la finalidad de proteger a los tubos por ser de espesores delgados, resiste la corrosión del agua, debido a que ésta se considera un fluido de baja suciedad y no tan corrosivo de acuerdo a las condiciones de operación del equipo, también es resistente a la corrosión por esfuerzo al tener mayor resistencia a la tensión que las presiones de operación de los fluidos de trabajo, aunque su valor económico es 1.8 veces más que el SA-515. El acero SA-105 se puede conseguir más fácilmente en el mercado. MATERIAL PARA LOS CABEZALES (CANAL Y TAPA) El cabezal está constituido por el canal y la tapa. El material del canal debe tener las siguientes características: Resistencia a la corrosión del fluido del lado de los tubos. Resistir la presión y velocidad de operación del fluido en los tubos. Compatibilidad con el material de las tapas y bridas.

Los materiales más utilizados para la construcción del canal se muestran en la tabla 6. En esta tabla se muestran sus principales propiedades, y de éstas se puede observar que: El material más apropiado para el canal es el acero SA-53, debido a que tiene una conductividad térmica de 48 W/m°C (muy baja) la cual no afecta la transferencia de calor del equipo, es decir, no permite pérdidas de calor hacia el medio ambiente. Asegura una sujeción apropiado con el espejo al tener una resistencia a la tensión de 103 MPa que es mayor a las presión de operación de fluido de trabajo de los tubos, su coeficiente de expansión térmica es de 10x10-6°C-1, el cual no presenta peligro en la unión canal-tapa, canal-boquilla y canal-brida, ya que la temperatura más alta del equipo es de 80°C, la cual es menor a la temperatura de operación del SA-53, además de que es resistente a la corrosión galvánica producida por el contacto del canal con la tapa, boquilla y brida, por lo que también, es resistente a la corrosión del agua y a la corrosión por esfuerzo, debido a que las condiciones de operación del equipo son moderadas. Su costo es 3 veces menor al SA-312. El material de la tapa debe cumplir con las siguientes características: Resistencia a la corrosión del fluido del lado de los tubos. Resistencia a la presión y velocidad de operación del fluido en los tubos. Compatibilidad con el material del canal.

Los materiales más utilizados en la fabricación de las tapas se muestran en la tabla 6. De esta tabla se observa lo siguiente:

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El material más apropiado para la tapa es el acero SA-234, debido a que tiene una conductividad térmica de 52 W/m-°C, la cual no afecta la transferencia de calor del equipo, debido a que esta es baja, no permite pérdidas de calor hacia el medio ambiente. Su densidad es la misma que la del SA-240. Asegura sujeción apropiado con el canal, ya que tiene una resistencia a la tensión de 103 MPa que es mayor a las presión de operación del fluido de trabajo de los tubos para una temperatura de 93°C, su coeficiente de expansión térmica es de 10x10-6°C, el cual no presenta ningún problema en la unión canal-tapa, a temperaturas como la del equipo que es de entre 40°C y 80°C en los tubos, la cual es menor a la temperatura de operación del SA-234, además de que es resistente a la corrosión galvánica producida por el contacto del canal con la tapa, ya que estos son de materiales compatibles, este acero es resistente a la corrosión del fluido de trabajo, debido a que se consideró la corrosión permitida para este acero que es de 1.6 mm para un fluido de trabajo como el agua, también resiste la corrosión por esfuerzo, ya que tiene resistencia a la tensión mayor a las condiciones de operación del equipo, y su costo es 2 veces menor que la del acero SA-240.

Tabla 6. Principales propiedades para los materiales de la tapa, canal y boquilla [2,35,36]. Tapa Canal/Boquilla

Propiedad/Material

SA

-234

-WPB

SA

-240

-304

SA

-106

-B

SA

-53-

B

SA

-312

-304

Conductividad térmica a 21°C (W/m-°C)

52 15.5 52 48 15.5

Densidad (kg/m3) 7861 7888 7861 7883 7888 Coeficiente de expansión térmica a 21°C (x10-6°C-1)

10 15 10 10 15

Temperaturas de fusión (°C) 1510 1421 1510 1510 1421 Temperaturas de operación (°C) M A M, A M A Resistencia a la tensión a 21°C (MPa) 415 517 413 413 517 Resistencia a la tensión a 93°C (MPa) 103 122 103 103 122 Resistencia a la corrosión B.

resistencia A.

resistencia B.

resistencia B.

resistencia A.

resistencia Precio tubo por pieza 374 800 356 328 1070 BRIDAS

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El material de la brida debe tener: Resistencia a la corrosión del fluido del lado de los tubos. Resistir la presión y velocidad de operación del fluido en los tubos. Compatibilidad con el material del canal.

De acuerdo a las características que debe tener el material de la brida y a sus principales propiedades de los materiales más utilizados para la construcción de las bridas, mostrados en la tabla 7, se observa lo siguiente: El material más apropiado para la brida es el acero SA-105, debido a que tiene una conductividad térmica de 52 W/m°C, la cual no interfiere en la transferencia de calor del equipo, su densidad es de 7861 kg/m3, tiene una resistencia a la tensión de 120 MPa que es mayor a las presión de operación de fluido de trabajo de los tubos, su coeficiente de expansión térmica es de 10x10-6°C-1, el cual no presenta ningún problema en la unión canal-brida, debido a que la temperatura más alta del equipo es de 80°C, siendo menor a la temperatura de operación del SA-105. Es resistente a la corrosión galvánica producida por el contacto del canal con la brida, por lo que también es resistente a la corrosión del agua y a la corrosión por esfuerzo, debido a que las condiciones de operación del equipo no son para aplicaciones industriales. Su costo es de tres veces menor al acero SA-240.

Tabla 7. Principales propiedades de los materiales de la brida [2,35,36] Brida

Propiedades/material

SA-1

05

SA-2

40-3

04

Conductividad térmica a 21°C (W/m-°C) 52 15.5 Densidad (kg/m3) 7861 7888 Coeficiente de expansión térmica a 21°C (x10-6°C-1) 10 15 Temperaturas de fusión (°C) 1504 1421 Temperaturas de operación (°C) M, A A Resistencia a la tensión a 21°C (MPa) 483 517 Resistencia a la tensión a 93°C (MPa) 120 122 Resistencia a la corrosión B. resistencia A. resistencia Precio por tapa 310 800 Precio de brida 400 1298

BOQUILLAS El material de las boquillas debe tener: Resistencia a la corrosión del fluido del lado de los tubos. Resistir la presión y velocidad de operación del fluido en los tubos. Sujeción al canal. Compatibilidad con el material del canal.

De acuerdo a las características que debe tener el material de las boquillas y de las principales propiedades de diferentes materiales para las boquillas que se muestran en la tabla 4.6, se observa lo siguiente:

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El material más apropiado para las boquillas es el acero SA-53, ya que tiene la conductividad térmica menor que es de 48 W/m°C. Tiene una resistencia a la tensión de 103 MPa que es mayor a la presión de operación de fluido de trabajo de los tubos, su coeficiente de expansión térmica es de 10x10-6°C-1, el cual no presenta peligro en la unión canal-boquilla, debido a que la temperatura más alta del equipo es de 80°C, la cual es menor a la temperatura de operación del SA-53, además de que es resistente a la corrosión galvánica producida por el contacto del canal con la boquilla, por lo que también es resistente a la corrosión del agua y a la corrosión por esfuerzo, debido a que las condiciones de operación del equipo no son extremas, y con un valor económico tres veces menor al acero SA-312. RESULTADOS DE LA SELECCIÓN DE LOS MATERIALES La tabla 8 muestra los materiales seleccionados, para la fabricación de los principales componentes del intercambiador de calor de tubo y coraza. Esta selección se realizó en relación al funcionamiento de cada componente del equipo, para determinar que propiedades son las más relevantes de cada material de acuerdo a la función que tiene que realizar y a las condiciones de operación de los fluidos de trabajo que debe resistir. También se analizó el costo y la facilidad de que el material se encuentre en el mercado.

Tabla 8. Materiales seleccionados para los componentes del intercambiador de calor. Componente Material

Coraza Acrílico Tubos SB-88 Mampara SA-36 Espejo SA-105 Tapa SA-234 Canal SA-53-B Brida SA-105 Boquilla del cabezal SA-53-B Barras de soporte SA-36

3. DISEÑO MECANICO DEL INTERCAMBIADOR DE CALOR DE TUBO Y

CORAZA De la revisión bibliográfica se observo que no existe un procedimiento completo para diseñar un intercambiador de calor de tubo y coraza. Es por esta razón que en este trabajo se propone un procedimiento completo para diseñar un intercambiador de calor de tubo y coraza con un arreglo de tubo triangular. CONDICIONES INICIALES PARA EL DISEÑO MECANICO Las condiciones iniciales necesarias para realizar el diseño mecánico del intercambiador de calor fueron: el diámetro externo de la coraza, además del diámetro externo y la longitud de los tubos, estos valores se tomaron principalmente de TEMA [1], ASME [2] y [6], y se muestran en la tabla

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9, los cuales estuvieron limitados por el espacio del laboratorio y a las condiciones del banco de pruebas donde se evaluará experimentalmente este equipo, el cual servirá para hacer investigación en el proceso, así como también para realizar prácticas experimentales, de los cursos impartidos en la SEPI-ESIME, relacionados con estos tema.

Tabla 9. Condiciones iniciales para el diseño mecánico del intercambiador de calor. Diámetro nominal de la coraza Ds 203 mm Diámetro exterior de la coraza Des 221 mm Diámetro exterior de los tubos Det 15.88 mm Espesor de la coraza ts 18 mm Espesor de los tubos tt 0.7 mm Longitud total de los tubos Lt 1200 mm Diámetro nominal de las boquillas de entrada y salida de la coraza Dns 31.17 mm Diámetro nominal de las boquillas de entrada y salida de los cabezales Dnc 38.1 mm Flujo volumétrico de la coraza sQ& 20000 l/h Flujo volumétrico de los tubos tQ& 20000 l/h

CORAZA El diámetro externo de la coraza seleccionado esta dentro del rango establecido por TEMA [1]. Sin embargo el espesor seleccionado para que soporte el peso del fluido y pueda resistir perfectamente las cargas de ensamble de los espejos fijos con los cabezales de entrada y salida fue de 18 mm. La presión máxima interna de diseño de la coraza para termoplásticos se calculó de la siguiente manera [32]:

ses

sssd tD

tSP+

=20 (3)

donde Des es el diámetro externo de la coraza, Ss es esfuerzo permitido del acrílico a la temperatura de diseño y ts es espesor de la coraza. La longitud de la coraza se determinó con la siguiente expresión:

)(2 tststs ptLL −−= (4)

donde Lt es la longitud total de los tubos, tts es el espesor del espejo y pts es la profundidad del canal en los espejo para tener una mejor unión entre la coraza y los espejos de entrada y salida. El diámetro interior de la coraza se calculó al utilizar la siguiente ecuación:

sesis tDD 2−= (5) donde Dis es el diámetro interno de la coraza. ARREGLO DE TUBOS Las dimensiones de los tubos seccionadas fueron el diámetro externo y el espesor de los tubos de TEMA [1], Taborek [6] y Saunders [12], debido a que la longitud de estos fue limitada a las condiciones y espacio del banco de pruebas.

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La presión máxima interna que soportan los tubos se calculó de la siguiente manera [2,7]:

tit

ttttd tD

tESP2.1

2+

= (6)

donde St es el esfuerzo permitido del material de los tubos a la temperatura de diseño, Et es la eficiencia de la junta que en este caso fue 1 por ser tubos sin costura, tt es el espesor de la pared de los tubos y Dit es el diámetro interno de los tubos, el cual fue calculado al sustituir el diámetro exterior de los tubos Det en:

tetit tDD 2−= (7) El paso entre tubos para el arreglo triangular de 30º se calculó con un factor de separación de 1.25 veces el diámetro exterior de los tubos de la siguiente manera [1,6,12,14]:

etptp DfL = (8) donde fp es el factor de separación del arreglo de tubos El claro que hay entre la coraza y el arreglo de tubos se determinó mediante la figura 1, la cual relaciona al diámetro interno de la coraza, Dis, y el tipo de espejo utilizar, que en este caso es un espejo fijo.

Figura 1. Claro entre la coraza y el arreglo de tubos “Lbb” [6].

El número de tubos que fueron alojados en la coraza se calcularon al obtener el diámetro exterior del arreglo de tubos y el diámetro del centro del arreglo de tubos con las siguientes expresiones, respectivamente [6]:

bbisotl LDD −= (9)

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etotlctl DDD −= (10) donde Dotl es el diámetro exterior del arreglo de tubos, Lbb es el claro entre la coraza y arreglo de tubos, Dctl es el diámetro del centro del arreglo de tubos. Con lo cual se determinó el número de tubos que fueron alojados dentro de la coraza al introducir la constante C1 para un arreglo de tubos triangular de 30º (C1 = 0.866) [6]:

21

278.0

tp

ctltt LC

DN = (11)

El área de transferencia de calor del arreglo de tubos se determinó de la siguiente manera:

ttittt NDA 2

4π

= (12)

donde Att es el área de transferencia de calor de los tubos, Dit es el diámetro interno de los tubos y Ntt es el número total de tubos. MAMPARAS Después de seleccionar el tipo de mampara y el corte, el siguiente paso fue determinar el dimensionamiento de ésta incluyendo la altura del corte, diámetro de las mamparas, claro entre tubos y mamparas, claro entre la coraza y mamparas, distancia de la mampara de entrada, salida y centrales, el número de mamparas y el espesor de estas. Para así obtener la óptima caída de presión y una adecuada transferencia de calor entre los fluidos de trabajo del intercambiador de calor. A continuación se describe el dimensionamiento de las mamparas: La máxima distancia no soportada de los tubos, Lb,max, se determinó con base a las características del material de los tubos, y del diámetro exterior de los tubos, Det, la cual se determina con la siguiente expresión [6]:

17760max, += etb DL (13) El claro que existe entre el barreno de las mamparas y los tubos se obtuvo de la figura 2 con el diámetro exterior de los tubos, Det, y la máxima distancia no soportada de los tubos, Lb,max.

=

>

Figura 2. Claro entre mampara y tubos “Ltb” [6].

14

El claro mínimo que hay entre la coraza y las mamparas, Lsb, se determinó con el diámetro interno de la coraza, Dis, de la siguiente manera [6]:

issb DL 004.06.1 += (14) El diámetro de las mamparas se calculó con el diámetro interno de la coraza, Dis, y el claro que hay entre la coraza y mamparas, Lsb, por medio de la siguiente expresión:

sbisb LDD −= (15) El corte de las mamparas se calculó con el diámetro interno de la coraza, Dis, y del porcentaje de corte, Bc, que en este caso fue del 25% ideal para mamparas segmentadas simples [14, 29], por medio de la siguiente expresión [6]:

100isc

bDBC ×

= (16)

El diámetro de los barrenos de las mamparas se determinó con la siguiente expresión:

tbetbb LDD += (17) donde Dbb es el diámetro de los barrenos de las mamparas y Ltb es el claro entre las mamparas y tubos. La longitud de los tubos que hay entre los espejos fijos, Lti, se calculó de la siguiente manera [6]:

tstti tLL 2−= (18) donde Lt es la longitud total de los tubos y tts es el espesor de los espejos fijos. Para determinar la distancia de separación entre las mamparas centrales, se utilizó la figura 3, la cual es empleada para mamparas segmentadas simples sin cambio de fase del fluido en la coraza “MSS”, en donde se relaciona el porcentaje de corte de la mampara, Bc, la separación entre mamparas centrales, Lbc, y el diámetro interno de la coraza, Dis.

15

0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0

10

20

30

40

50

B

c (%

)

MSS

Lbc/Dis Figura 3. Distancia entre mamparas centrales “Lbc” [6].

El valor obtenido de la figura anterior se relaciona de la siguiente manera:

45.0=is

bc

DL

(19)

Despejando a Lbc de (4.19) se tiene la separación entre mamparas centrales: isbc DL 45.0= (20)

La separación entre mamparas centrales calculada esta dentro de los establecidos por [1,31] por lo que es aceptable para tener un optimo recorrido del fluido a través del arreglo de tubos. El número de mamparas que direccionan el flujo de trabajo en la coraza a través del arreglo de tubos se determino en la siguiente manera:

1−=bc

tib L

LN (21)

en donde Nb es el número de mamparas, Lti es la longitud de los tubos entre espejos y Lbc es la separación entre mamparas centrales. El número de mamparas alojadas a lo largo de la coraza se redondeo a 12, este número de mamparas permite la adecuada distancia con las mamparas de entrada y salida, como lo recomienda TEMA y Gupta [1,29]. La distancia de la mampara de entrada y salida, Lb,ent y Lb,sal, con respecto a los espejos fijos fue la misma para este caso debido a que permitieron la adecuada distancia del diámetro exterior de

16

las boquillas de entrada y salida de la coraza como lo sugiere Saunders [12] y ésta se calculó con la siguiente expresión:

))1((5.0,, −−== bbctisalbentb NLLLL (22) donde Lti es la longitud de los tubos entre espejos fijos, Lbc es la distancia entre mamparas centrales y Nb es el número de mamparas. La Fig. 4 muestra la distancia de la mampara de entrada y de salida y el número de mamparas colocadas en la coraza.

Fig. 4. Distancia de las mamparas de entrada, centrales y finales.

De la tabla 10 se determinó el espesor de las mamparas, considerando el diámetro exterior de la coraza y la distancia entre mamparas centrales calculado anteriormente.

Tabla 10. Espesor de la mampara [1,9,30]. Distancia entre mamparas “Lbc” (mm)

≤305 305-610 610-914 914-1219 1219-1524 >524 Diámetro de la coraza

Espesor de la mampara “tb” mm in mm in mm in mm in mm in mm in mm in

152 - 356 6-14 1.6 1/16 3.2 1/8 4.8 3/16 6.4 1/4 9.5 3/8 9.5 3/8 381 – 711 15-28 3.2 1/8 4.8 3/16 6.4 1/4 9.5 3/8 9.5 3/8 12.7 1/2 737 – 965 29-38 4.8 3/16 6.4 1/4 7.9 5/16 9.5 3/8 12.7 1/2 15.8 5/8 991- 1524 39-60 ---- ---- 6.4 1/4 9.5 3/8 12.7 1/2 15.9 5/8 15.8 5/8

BARRAS DE SOPORTE Y ESPACIADORAS Con la cantidad de mamparas definidas, se determinó el diámetro de las barras de soporte, Dbs, y la cantidad de barras que soportan a las mamparas, Nbs, utilizando la tabla 11, la cual requiere principalmente del diámetro de la coraza, Des.

Tabla 11. Diámetro y número de barras [1,11,30]. Diámetro de la coraza Diámetro de la barra “Dbs” mm in mm in

No. mínimo de barras “Nbs”

152.4 - 381 6-15 6.4 1/4 4 406.4 - 685.8 16-27 9.5 3/8 6 711.2 - 838.2 28-33 12.7 1/2 6

17

863.6 - 1219.2 34-48 12.7 1/2 8 1244.6 -1524 49-60 12.7 1/2 10

ESPEJOS El espejo fijo extendido como brida seleccionado anteriormente proporciona rigidez al arreglo de tubos y a la coraza, además de dar soporte a su unión con los cabezales de entrada y salida, por lo que, el espesor del espejo se calculó de la siguiente manera [1,6]:

tsts

stists Cp

SPFD

t 22

, += (23)

donde F es un factor para espejos fijos, Dis es el diámetro interno de la caraza, Pt,s es la presión de diseño más grande entre la coraza y tubos, Sts es el esfuerzo permisible a la temperatura de diseño del material del espejo y Cpts es la corrosión permisible de los espejos que en este caso es el doble al considerar el flujo de la coraza y tubos [1,2]. La presión más grande de diseño fue la de la coraza, por lo que, su espesor se calculo con esta presión. De acuerdo a TEMA [1] el espesor mínimo del espejo es de 25 mm, y el calculado esta dentro de parámetros. Después de determinar el espesor del espejo, se obtuvo las dimensiones de este como son: diámetro exterior del espejo, Dets, diámetro del circulo de los barrenos, Ccb, diámetro de los barrenos de los pernos, db, y número pernos, Np. Estos datos se tomaron con referencia a los de la brida para tener un buen montaje y ensambles entre ambos componentes durantes su instalación. La figura 4.5 muestra la geometría y dimensiones del espejo fijo extendido como brida, las cuales son: Dets = 342.9 mm, Ccb = 298.5 mm, db = 22.2 mm, y Np = 8 barrenos.

Figura 5. Dimensiones del espejo fijo.

CABEZALES El cabezal de entra y salida seleccionado es del tipo bonete para tener una mejor distribución del flujo en los tubos, por lo que, su calculo consta del canal y de la tapa elipsoidal. CANAL El espesor del canal se calculó de la siguiente forma [2,5,7]:

ctdcc

ectdc Cp

PESRP

t +−

=6.0

(24)

ecec DR 5.0= (25)

18

donde Ptd es la presión de diseño obtenida de los tubos, Sc es el esfuerzo del material del canal a la temperatura de diseño, Rec es el radio exterior del canal, Ec es la eficiencia de la junta del canal que es de 1 por ser un tubo sin costura y Cpc es la corrosión permitida del canal por [1,2]. El espesor calculado del canal fue de 7.8 mm, el cual es mayor al especificado por TEMA [1], como se observa en la tabla 12 para un diámetro nominal de la coraza de 203 mm, por lo que, se seleccionó el tubo de cedula 40 que es 8.2 mm.

Tabla 12. Mínimo espesor de la coraza y cabezales [1]. Mínimo espesor Dímetro nominal de la

coraza Acero al carbono Tubo Placa

Aleaciones mm in

Ced. mm mm in mm in 152.2 6 40 8.2 ------ ------ 3.2 1/8

203.2- 304.8 8-12 30 7 ------ ------ 3.2 1/8 330.2- 584.2 13-23 20 6.3 7.9 5/16 3.2 1/8 609.6- 736.6 24-29 -------- ------ 7.9 5/16 4.8 3/16 762- 990.6 30-39 -------- ------ 9.5 3/8 6.4 1/4 1016- 1524 40-60 -------- ------ 11 7/16 6.4 1/4

TAPA ELIPSOIDAL El espesor de las tapas de los cabezales se calculó con la siguiente expresión [2,5,7]:

cctdcccc

ecctdcc Cp

PESDPt +−

=2.02

(26)

donde Ptd es la presión de diseño de los tubos, Scc es el esfuerzo del material de la tapa a la temperatura de diseño, Ecc es la eficiencia de la junta de la tapa que es 1 por ser una pieza fundida y Cpcc es la corrosión permitida de la tapa [1,2]. Para realizar una mejor unión del canal y de la tapa por soldadura, TEMA [1] y ASME [2] recomiendan que el espesor de ambos componentes sean iguales, debido a esto se seleccionó la cedula 40 como espesor de la tapa elipsoidal. GEOMETRIA DEL CABEZAL ELIPSOIDAL El cálculo de la geometría de los cabezales constó de la longitud tanto del canal como de la tapa, de la profundidad de las tapas. A continuación se realizó estos cálculos de acuerdo a las recomendaciones de ASME [2], Harris [5] y Megyesy [7].

ecccc Dd 8.0= (27)

ecccc DR 9.0= 28)

ecccc Dr 173.0= (29)

eccDh 25.01 = (30)

12 33.0 hh = (31)

19

21 hhhcc += (32) en donde Decc es el diámetro exterior de la tapa elipsoidal, dcc es el diámetro, Rcc es el radio exterior de la tapa, rcc es el radio exterior de curvatura de la tapa, h1 es la profundidad de la tapa, h2 es la extensión de la tapa y hcc es la longitud total de la tapa. LONGITUD DEL CABEZAL La longitud total del cabezal para permitir una buena distribución del fluido de trabajo en los tubos se calculo por [7]:

sDH = (33) donde H es la longitud total del cabezal y Ds es el diámetro nominal de la coraza. Ahora para determinar la longitud del canal se le resta la longitud total de la tapa a la longitud del cabezal con lo que se tiene la siguiente expresión:

ccc hHh −= (34) donde H es la longitud total del cabezal y hcc es la longitud total del canal. Las figuras (6) y (47) muestran las dimensiones calculadas de la tapa elipsoidal y del canal, respectivamente.

Figura 6. Dimensiones de la tapa elipsoidal.

20

Figura 7. Dimensiones del cabezal tipo bonete.

BRIDAS La brida del cabezal seleccionada fue la del tipo deslizable y las dimensiones de esta fueron obtenidas de TEMA [1] y Megyesy [7], de la tabla 13. Donde Debc y Dibc es el diámetro externo e interno de la brida, tbc es el espesor de la brida, Sb es la separación de los barrenos de los pernos, Ccb es el diámetro del circulo de los pernos, dp es el diámetro de los pernos, Kb es diámetro de asentamiento del empaque, Gb es el diámetro, jb es el escalón de asentamiento del empaque y Np es el número de pernos.

Tabla 13. Brida deslizable de 1034 kPa. Diámetro nominal

canal Debc Dibc tbc Sb Ccb dp Kb Gb jb

mm in mm

Np

152.4 6 279.4 170. 25.4 39.7 241.3 22.2 215.9 192.1 1.59 8 203.2 8 342.9 221. 28.6 44.6 298.5 22.2 269.9 246.1 1.59 8 254 10 406.4 276. 30.2 49.2 361.9 25.4 323.9 304.8 1.59 12

Los datos obtenidos de la tabla anterior son mostrados en la figura 8 y estos son:

Figura 8. Dimensiones de la brida deslizable.

21

BOQUILLAS DE LOS CABEZALES El cálculo de las boquillas de los cabezales constó de su espesor, debido a que por condiciones del equipo se definió el diámetro nominal de la boquilla entrada y salida. El espesor de las boquillas se calculó a partir de conocer las propiedades del material a la temperatura de diseño y del diámetro nominal de estas, además de la corrosión permisible y fue de la siguiente manera [2,5,7]:

nctdnc

nctdnc Cp

PESRP

t +−

=6.0

(35)

en donde Ptd es la presión de diseño de los tubos, Rnc es el radio de la boquilla del cabezal, E eficiencia de la junta de la boquilla y fue de 0.8, Snc es el esfuerzo permitido a la temperatura de diseño y Cpnc es la corrosión permisible de la boquilla del cabezal [1,2]. El espesor de las boquillas calculado fue de 2.7 y es ligeramente menor al comercial, debido a esto se selecciono este ultimo que es de 3.69 mm. La velocidad en la boquilla de entrada del cabezal, Vnc, se determinó con el área interna de la boquilla, Ainc, y del flujo volumétrico de los tubos, Qt, con la siguiente expresión:

inc

tnc A

QV = (36)

BOQUILLAS DE LA CORAZA El diámetro de las boquillas de entrada y salida de la coraza se seleccionó de acuerdo a las condiciones del banco de prueba y fue de 31.2 mm, con este valor de cálculo el espesor de las boquillas para termoplásticos con la siguiente expresión [32]:

sdsp

inssdns PS

DPt

−=

20 (37)

en donde Psd es la presión interna de diseño de la coraza, Dins es diámetro interno de la boquilla de la coraza y Ssp es el esfuerzo máximo permisible del PVC industrial a la temperatura de diseño. Para determinar si la velocidad que se tiene en la entrada de la coraza es la apropiada de acuerdo al diámetro interno de la boquilla de entrada de la coraza, TEMA [1] y Taborek [6] recomienda la siguiente expresión:

snsV

ρ2250

max, = (38)

la cual es para líquidos no abrasivos como el agua, donde Vns,max es la velocidad máxima permisible de la boquilla de entrada de la coraza para no utilizar placa de choque y ρs es la densidad del agua de la coraza a temperatura promedio.

22

La velocidad máxima permisible de la boquilla para no utilizar la placa de choque se comparo con la velocidad real que se tiene en la boquilla de entrada de la coraza debido al flujo volumétrico de la coraza, por medio de la siguiente expresión:

ins

sns A

QV&

= (39)

donde sQ& es el flujo volumétrico de trabajo de la coraza y Ains es el área interna de la boquilla de entrada de la coraza. Como velocidad real es mayor a la velocidad máxima permisible de la boquilla de entrada de la coraza, se determinó utilizar la placa de choque para evitar el golpe del fluido de entrada en la coraza directamente a la primera fila de tubos, por lo tanto, no permitiendo la erosión ni vibración de los tubos [6]. 4.4.10 PLACA DE CHOQUE El cálculo de la placa de choque consistió en definir su área, espesor y altura a la cual va dentro de la coraza. Gupta [29] recomienda que el tamaño de la placa de choque es de 1.25 a 1.5 veces el diámetro interno de la boquilla de la coraza, Dins, sin embargo se selección el tamaño menor de la placa de choque, Lpc,min, por permitir un fácil ensamble en la coraza y se calculó al utilizar la siguiente expresión:

inspc DL 25.1min, = (40) Taborek [6], Herrera [9] y Saunders [12] recomiendan la siguiente expresión para determinar la altura de la placa de choque:

inspc Dh 25.0= (41)

El espesor de la placa de choque, tpc, se tomó de Saunders [8], el cual recomienda que sea de 6.35 mm. ACCESORIOS PERNOS Las dimensiones de los pernos de las bridas de los cabezales y de los espejos, se obtuvieron de la tabla 14, y constó principalmente del número y diámetro de los pernos, Np y dp, de la longitud del perno, Lp, y de la separación entre pernos, Sp.

Tabla 14. Dimensiones de los pernos de la brida-espejo para una carga de 1034 kPa [1,9]. Diámetro nominal de

la coraza No. de

pernos Np Diámetro del

perno dp Longitud del

perno Lp Separación entre

pernos Sp Area de la raíz

Ap mm in mm mm in mm in mm in mm in

23

152.4 6 8 19 3/4 83 3 ¼ 44 1 ¾ 195 0.302 203.2 8 8 19 3/4 89 3 ½ 44 1 ¾ 195 0.302 254 10 12 22 7/8 101 4 44 1 ¾ 270 0.419

EMPAQUES De ANSI B16.21 [3], se seleccionó el tipo de empaque plano, así como el diámetro interno y externo del empaque, Die y Dee, de la tabla 14. De ASME [2], se seleccionó el espesor, material, factor de asentamiento y el esfuerzo del empaque. Con estos valores se calculó las cargas que soporta el empaque entre la unión de la brida del cabezal y los espejos.

Tabla 14. Dimensiones del empaque plano clase 1034 kPa [3].

Empaque de cara completa Largo

macho y hembra

Large tongue and

groove

Diám. nominal del canal

Empaque

Die

Empaque

plano Dee Dee No. de pernos

Np db Ccb Dee Die Dee

127 141 197 254 8 22 216 186 160 186 152 168 222 279 8 22 241 216 191 216 203 219 279 343 8 22 298 270 237 270 254 273 340 406 10 25 362 324 286 324

El ancho del empaque, Ne, se determinó con la siguiente expresión [2,9]:

2ieee

eDDN −

= (42)

El ancho de asentamiento del empaque se obtuvo de la siguiente manera [2]:

2ibcb

eDKw −

= (43)

donde Kb y Dibc son dimensiones de la brida. El ancho básico efectivo de asentamiento del empaque para caras no planas de la brida, bo, como se muestra en la figura 4.9, se calculó de la siguiente forma [2]:

40ee Nwb +

= (44)

Figura 9. Espesores del empaque y asentamiento del empaque [2].

24

Como el ancho básico efectivo de asentamiento del empaque calculado es mayor 12.7 mm, ASME [2] recomienda la siguiente expresión para obtener el ancho efectivo de asentamiento del empaque, b:

052.2 bb = (45) Con el ancho efectivo de asentamiento del empaque se calculó el diámetro de la cara de contacto de la carga del empaque, Gee, de la siguiente manera [2]:

bDG eeee 2−= (46) donde Dee es el diámetro externo del empaque. Para determinar la carga mínima requerida de los tornillos para el asentamiento del empaque, Wm2, se seleccionó el espesor del empaque, tee, el factor del empaque, m, y el esfuerzo permitido del material del empaque, Y, de la tabla 15 y se sustituyeron en la siguiente ecuación [2, 9, 30]:

32 10−×= YbGW eem π (47)

donde b es el ancho efectivo de asentamiento del empaque, Gee es el diámetro de la cara de contacto de la carga del empaque y Y es el esfuerzo permitido del material del empaque. La carga total del empaque requerida para mantener la junta sellada en condiciones de operación del lado de los tubos, Hp, se determinó con [2,9,30]:

3102 −×= tdeep mPbGH π (48) donde m es el factor del empaque y Ptd es la presión de diseño de los tubos. La fuerza hidrostática total que releva al empaque de la presión producida por la carga de los pernos en condiciones de operación, HHT se calculo con la siguiente expresión [2,9,30]:

32 1025.0 −×= tdeeHT PGH π (49) Al sumar la carga total sobre el empaque requerida para mantener la junta sellada y la fuerza hidrostática total se calculo la carga mínima requerida de los tornillos en condiciones de operación por [2,9,30]:

HTpm HHW +=1 (50)

Tabla 15. Materiales de empaques [2]. Material y Espesor “tee” Factor de empaque

“m” Esfuerzo permitido

“Y” (MPa) Esquema del

empaque Hule sin tejido o alto porcentaje de fibra de asbesto

0.5 1.0

0.0 1.4

Asbesto con aglutinante apropiado para las condiciones de operación: Espesor: 3.2 mm 1.6 mm 0.8 mm

2.00 2.75 3.50

11 26 45

Hule con fibra de algodón insertada

1.25 2.8

Hule con fibra de asbesto insertada, con o sin refuerzo de alambre: 3 capas 2 capas 1 capas

2.25 2.50 2.75

15 20 26

25

RESULTADO DEL DISEÑO. DIMENSIONAMIENTO La tabla 16 muestra el dimensionamiento obtenido del procedimiento del diseño mecánico del intercambiador de calor desarrollado en este trabajo. Para la obtención de estos resultados se desarrolló un programa computacional.

Tabla 16. Dimensionamiento del diseño mecánico del intercambiador de calor. Componente Nomenclatura Dimensión Unidades

Coraza: Diámetro interno de la coraza Dis = 185 mm Longitud de la coraza Ls = 1163.6 mm Presión de diseño de la coraza Psd = 9.9 MPa Presión de diseño de la coraza Psd = 5.8 MPa Tubos: Diámetro interno de los tubos Dit = 14.5 mm Paso entre tubos Ltp = 19.8 mm Claro entre coraza y el arreglo de tubos Lbb = 14 mm Diámetro exterior del arreglo de tubos Dotl = 171 mm Diámetro del circulo de tubos Dctl = 155 mm Número total de tubos Ntt = 55 tubos Presión de diseño de los tubos Ptd = 5.7 MPa Mamparas: Espesor de las mamparas tb = 1.6 mm Claros entre mamparas y tubos Ltb = 0.4 mm Relación entre la separación de las mamparas centrales y diámetro interno de la coraza Lbc/Dis= 0.45 Máxima distancia no soportada de los tubos Lb,max = 1129.5 mm Claro mínimo entre la coraza y mamparas Lsb,min = 2.34 mm Claro máximo entre la coraza y mamparas Lsb,max = 3.84 mm Distancia entre mamparas centrales Lbc = 83.25 mm Distancia máxima entre mamparas centrales Lbc,max = 565 mm Diámetro mínimo de las mamparas Db,min = 182.7 mm Diámetro máximo de las mamparas Db,max = 181 mm Corte de las mamparas Cb = 46 mm Diámetro de los barrenos de las mamparas Dbb = 16.28 mm Longitud de los tubos entre espejos Lti = 1143.6 mm Número de mamparas Nb = 12.7 mamparas Número de mamparas Nb = 12 mamparas Distancia de la mampara de entrada y salida Lb,ent/sal = 113.9 mm Barras de soporte: Diámetro de las barras de soporte Dbs = 6.35 mm Número de barras de soporte Nbs = 4 barras Espejo: Presión de diseño de los espejos (Tubos) tts = 23.3 mm Presión de diseño de los espejos (Coraza) tts = 29.8 mm Diámetro exterior de los espejos Dets = 342.9 mm Diámetro del circulo de los pernos Ccb = 298.5 mm Diámetro de los pernos db = 22.2 mm Número de pernos Nb = 8 barrenos Continuación tabla 16 Canal: Diámetro exterior del canal Dec = 219.1 mm Continuación de la tabla 16 Espesor del canal tc = 7.8 mm Diámetro interno del canal Dic = 203.4 mm Longitud del canal hc = 112.16 mm Tapa: Diámetro exterior de la tapa Decc=Dec= 219.1 mm Espesor de la tapa tcc = 7.7 mm

26

Diámetro dcc = 175.26 mm Radio exterior de la tapa Rcc = 197.17 mm Radio exterior de curvatura de la tapa rcc = 37.90 mm Profundidad de la tapa h1 = 54.77 mm Extensión de la tapa h2 = 18.07 mm Longitud total de la tapa hcc = 72.84 mm Longitud total del cabezal H = 185 mm Bridas: Diámetro externo de la brida Debc = 342.9 mm Diámetro interno de la brida Dibc = 221 mm Espesor de la brida tbc = 28.6 mm Longitud de los pernos Lp = 44.6 mm Diámetro del circulo de los barrenos de la brida Ccb = 298.5 mm Diámetro de los pernos db = 22.2 mm Diámetro de asentamiento del empaque Kb = 269.9 mm Diámetro Gb = 246.1 mm Escalón de asentamiento del empaque jb = 1.59 mm Número de pernos Np = 8 barrenos Boquillas del cabezal: Diámetro interno de la boquilla del cabezal Dinc = 42.8 mm Espesor de las boquillas del cabezal tnc = 2.7 mm Velocidad en la boquilla de entrada del cabezal Vnc = 4.66 m/s Boquillas de la coraza: Diámetro interno de la boquilla de la coraza Dins = 32 mm Espesor de las boquillas de la coraza tns = 1.5 mm Velocidad en la boquilla de entrada de la coraza Vns = 5.2 m/s Placa de choque: Longitud mínima de la placa de choque Lcp,min(1.25) = 40 mm Longitud máxima de la placa de choque Lcp,max(1.5) = 48 mm Altura de la placa de choque hpc = 8 mm Espesor de la placa de choque tpc = 6.35 mm Pernos: Número de pernos de las bridas y espejos Np = 8 pernos Diámetro de los barrenos de los pernos dp = 19 mm Continuación tabla 16 Longitud de los pernos Lp = 89 mm Separación entre pernos Sp = 44 mm Empaques: Diámetro interior de los empaques Die = 219 mm Diámetro exterior de los empaques Dee = 279 mm Número de pernos Np = 8 pernos Diámetro de los pernos db = 22 mm Diámetro del circulo de los barrenos de la brida Ccb = 298 mm Espesor del empaque tee = 1.6 mm Esfuerzo permitido del material del empaque Y = 26 MPa Factor de asentamiento del empaque m = 2.75 Ancho del empaque Ne = 30 mm Ancho de asentamiento del empaque we = 24 mm Ancho básico efectivo de asentamiento del empaque bo = 13.6 mm Ancho efectivo de asentamiento del empaque b = 9.3 mm Diámetro de la cara de contacto de la carga del empaque Gee = 260 mm Carga mínima requerida de los tornillos para el asentamiento del empaque Wm2 = 198 kN Carga total sobre el empaque requerida para mantener la junta sellada en condiciones de operación Hp = 237 kN Fuerza hidrostática total HHT = 302 kN Carga mínima requerida de los tornillos en condiciones de operación Wm1 = 539 kN

COMPONENTES DEL INTERCAMBIADOR DE CALOR

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Los componentes principales del intercambiador de calor que se fabricó se muestran en el diagrama esquemático de la figura 10 y se mencionan a continuación: Coraza (1), la coraza es cilíndrica, horizontal, la cual contiene al arreglo de tubos (2), los tubos son lisos, los cuales van paralelos al aje de la coraza y son sujetados a los espejos (3), los espejos son placas redondas barrenadas, las cuales soportan a los tubos y a las mamparas (4), las mamparas son también placas delgadas barrenadas, por las cuales los tubos pasan a través de un número determinado de ellas, las cuales sirven para soportar a los tubos y dirigir al flujo en la coraza. El ensamble del arreglo de tubos y mamparas es por medio de barras de soporte y espaciadoras (5), las cuales dan soporte a las mamparas y mantienen la distancia entre ellas evitando un mal desempeño térmico del intercambiador de calor o daño de los tubos por pandeo o vibración. El fluido que fluye dentro de los tubos es dirigido por los cabezales tipo bonete, este tipo de cabezal esta constituido por el canal (6) y tapa (7), la tapa generalmente es una placa circular metálica, cuya función es cerrar al cabezal de entrada y salida. Las boquillas (8) permiten la entrada y salida del fluido en los tubos y en la coraza, y son el enlace por medio de la tubería con los instrumentos de medición, equipo de bombeo y purgas. Las bridas (9) son placas circulares, las cuales unen a los espejos fijos con los cabezales.

Figura 10. Diagrama esquemático del intercambiador de calor.

FABRICACION DEL INTERCAMBIADOR DE CALOR La fabricación de las mamparas se realizó de la siguiente manera: Primero se hicieron los dibujos de algunos componentes en autocad y estos se exportaron al Programa MasterCam. El programa relacionó la geometría de los componentes con las herramientas de corte para generar las operaciones de de maquinado en un código de salida que fue utilizado por el Centro de Maquinado HAAS del taller de Máquinas y Herramientas de la UPIITA. Otros componentes fueron maquinados y soldados en los talleres de Máquinas Herramientas de la SEPI-ESIME La figura 11 muestra la fotografía del intercambiador fabricado instalado en un banco de pruebas. En el cual se le están haciendo pruebas para evaluar experimentalmente su comportamiento

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térmico. Los datos obtenidos experimentalmente serán validados teóricamente con el método desarrollado por Wills-Johnston.

Figura 11. Fotografía del intercambiador de calor

PLANO GENERAL DEL INTERCAMBIADOR DE CALOR IMPACTO Con este proyecto se logrará un mayor entendimiento del diseño, fabricación y proceso de estos equipos, los cuales se utilizan ampliamente en la industria mexicana, estos se importan a altos costos. La finalidad de este tipo de proyectos es formar profesionales capaces de desarrollar estos equipos requeridos en la industria con tecnología propia y a menor costo. Además, se resuelve otro problema, autoequipar laboratorios en la SEPI-ESIME, a un costo menor. Al diseñar y construir estos equipos en nuestro instituto, en lugar de comprarlos a

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compañías extranjeras disminuye el costo considerablemente, debido a que no se tienen que pagar impuestos de importación. Estos equipos serán utilizados para investigación y realizar prácticas en los cursos de licenciatura y posgrado en el Depto. De Ingeniería Mecánica. REFERENCIAS

1. Standards of Tubular Exchangers Manufacturers Association, 7th ed., New York, 1988.

2. American Society of Mechanical Engineers Boiler and Pressure Vessel Code, Section VIII,

Div. 1, New York, 1992.

3. Bell, Kenneth J., Heat Exchangers “Thermal-Hydraulic Fundamentals and Design”, U.S.A,

McGraw-Hill, 1981.

4. Herrera Figueroa, J. A., Curso de Diseño de Equipos, México, IPN, 1981.

5. Mehra, Davinder K., Shell and Tube Heat Exchangers, Chemical Engineering, 1983.

6. Spencer, T. C., Mechanical Design and Fabrication of Shell and Tube Heat Exchanger,

ASME Pressure Vessels and Piping Division, Houston, Texas, 1986.

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Wiley & Sons, Inc., 1988.

8. Taborek, J., Aurioles, G., Effect of 1988 TEMA Standards on Mechanical and Thermo-

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9. Taborek, J., Handbook of Heat Exchangers Design, New York, Begell House, Inc., 1992.

10. Mukherjee, R., Effectively Design Shell and Tube Heat Exchangers, India, 1998.

11. Calliester, William D., Introducción a la Ciencia e Ingeniería de los Materiales, 3ra. ed.,

México, Editorial Reverte, 2000, Vol. 1.

12. Cubberly, W. H., Metals Handbook “Proprieties and Selection: Iron and Steel”, 5ta. ed.,

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