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INSTITUTO POLITÉCNICO NACIONAL
ESCUELA SUPERIOR DE INGENIERÍA MECÁNICA Y ELÉCTRICA
ESIME (UPA)
INSTITUTO POLITÉCNICO NACIONAL
ESCUELA SUPERIOR DE INGENIERÍA
MECÁNICA Y ELÉCTRICA
UNIDAD PROFESIONAL AZCAPOTZALCO
“CALCULO DE UN CONDENSADOR
ENFRIADO POR AGUA DE ENVOLVENTE Y
TUBOS, PARA SER UTILIZADO EN UN
SISTEMA DE REFRIGERACIÓN.”
TESIS CURRICULAR
QUE PARA OBTENER EL TITULO DE:
INGENIERO MECÁNICO
P R E S E N T A N
MENDOZA CAMPOS HÉCTOR IVÁN
SERRANO REYES VERENICE
ASESORES: ING. LÓPEZ MALDONADO AGUSTÍN
M.EN C. MORA RODRÍGUEZ JOSÉ LUIS
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Esto que hay aquí es el resultado del esfuerzo y anhelos de una vida,
una vida que sin duda estuvo llena de esos pequeños problemas, pero que
en su momento significaron un gran reto que sirvieron para la formación y
temple de lo que hoy soy. Ya que difícil es plasmar en un papel el cúmulo
de sentimientos que suscitó mi pensamiento en escasos segundos.
Escasos segundos de valor temporal pero de gran valor emocional. Es por
ello es que quiero agradecer a mis padres, hermana, amigos, profesores y
a mi familia, que gracias a su apoyo y su fe en mí he alcanzado una meta
más.
Gracias los quiero.
HÉCTOR IVÁN
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Con mucho cariño a mis padres que dieron la vida y han estado conmigo
en todo momento. Gracias por todo papá y mamá por darme una carrera
para mi futuro, por creer en mí, por que siempre han estado apoyándome
y brindarme todo su amor, por todo esto les agradezco de todo corazón el
que estén conmigo hoy y siempre.
Con todo mi amor a mi hijo que es lo más maravilloso y hermoso que
me ha dado la vida y el que día a día me da las fuerzas para seguir
adelante.
VERENICE
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ÍNDICE
INTRODUCCIÓN
CAPÍTULO I. GENERALIDADES
1.1. BREVE HISTORIA DE LA REFRIGERACIÓN.
1.2. TIPOS DE REFRIGERACIÓN.
1.2.1. REFRIGERACIÓN DOMÉSTICA.
1.2.2. COMERCIAL.
1.2.3. INDUSTRIAL.
1.2.4. MARINA.
1.2.5. REFRIGERACIÓN PARA AIRE ACONDICIONADO.
1.3. SISTEMAS DE REFRIGERACIÓN.
1.3.1. SISTEMA DE ENFRIAMIENTO.
1.3.2. SISTEMA DE REFRIGERACIÓN.
1.3.3. SISTEMA DE CONGELACIÓN.
1.3.4. SISTEMA DE CRIOGÉNICO.
1.4. SISTEMA DE REFRIGERACIÓN POR COMPRESOR DE VAPORES.
1.4.1. CICLO BÁSICO DEL SISTEMA DE REFRIGERACIÓN.
1.4.2. DIAGRAMA PRESIÓN ENTALPÍA (DIAGRAMA DE MOLLIERE).
1.4.3. SISTEMA DE REFRIGERACIÓN DIRECTO.
1.4.4. SISTEMA DE REFRIGERACIÓN INDIRECTO.
1.5. CONCEPTOS BÁSICOS.
1.5.1. TERMODINÁMICA.
1.5.2. PRINCIPIO 0 DE LA TERMODINÁMICA.
1.5.3. PRIMER PRINCIPIO DE LA TERMODINÁMICA.
1.5.4. SEGUNDO PRINCIPIO DE LA TERMODINÁMICA.
1.5.5. ENERGÍA.
1.5.6. FUERZA.
1.5.7. PRESIÓN.
1.5.8. PRESIÓN ATMOSFÉRICA.
1.5.9. PRESIÓN MANOMÉTRICA.
1.5.10. PRESIÓN ABSOLUTA.
1.5.11. ESTADO DE LA MATERIA.
1.5.12. PROCESO TERMODINÁMICO.
1.5.13. CICLO TERMODINÁMICO.
1.5.14. CALOR.
1.5.15. CALOR ESPECÍFICO.
1.5.16. CALCULO DE LA CANTIDAD DE CALOR.
1.5.17. TRANSFERENCIA DE CALOR.
1.5.18. CONDUCCIÓN.
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1.5.19. CONVECCIÓN.
1.5.20. RADIACIÓN.
1.5.21. CALOR SENSIBLE.
1.5.22. CALOR LATENTE.
1.5.23. CALOR TOTAL.
1.5.24. CALOR LATENTE DE FUSIÓN.
1.5.25. CALOR LATENTE DE VAPORIZACIÓN.
1.5.26. CALOR LATENTE DE SUBLIMACIÓN.
1.5.27. ENTALPÍA.
1.5.28. ENTROPÍA.
1.5.29. VOLUMEN.
1.5.30. VOLUMEN ESPECÍFICO.
1.5.31. TEMPERATURA.
1.5.32. PUNTO DE EBULLICIÓN.
1.5.33. REFRIGERANTE.
1.5.34. TONELADA DE REFRIGERACIÓN.
1.5.35. SOBRECALENTAMIENTO.
1.5.36. SUBENFRIAMIENTO.
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CAPÍTULO II. ELECCIÓN DEL TIPO DE CONDENSADOR.
2.1. CLASIFICACIÓN DE CONDENSADORES PARA REFRIGERACIÓN.
2.2. CONDENSADORES ENFRIADOS POR AGUA.
2.2.1 CONDENSADORES DE DOBLE TUBO.
2.2.2 CONDENSADORES DE ENVOLVENTE Y TUBO VERTICAL ABIERTO.
2.2.3 CONDENSADOR DE CORAZA ENVOLVENTE Y TUBOS HORIZONTAL
2.2.4 CONDENSADOR DE ENVOLVENTE Y SERPENTÍN.
2.3. CONDENSADOR EVAPORATIVO.
2.4. DISEÑO TERMODINÁMICO.
2.4.1. DATOS DE DISEÑO.
2.4.2. CONCEPTOS PRELIMINARES.
2.4.3. CARGA DEL CONDENSADOR (Q).
2.4.4. DIFERENCIA MEDIA LOGARíTMICA DE TEMPERATURA (LMTD).
2.4.5. SECCiÓN DE LA TUBERíA.
2.4.6. ESPACIO DE LOS TUBOS.
2.4.7. GASTO Y VELOCIDAD DEL AGUA DE CIRCULACiÓN.
2.4.8. COEFICIENTE GLOBAL DE TRANSMISiÓN DE CALOR.
2.4.9. CÁLCULO DEL ÁREA DE INTERCAMBIO DE CALOR.
2.4.10. LONGITUD DE TUBOS Y NÚMEROS DE PASOS.
2.4.11. CAíDA DE PRESiÓN.
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CAPÍTULO III. DISEÑO MECÁNICO.
3.1. ESPECIFICACIONES PRELIMINARES.
3.2. ELEMENTOS CONSTITUTIVOS DE UN INTERCAMBIADOR DE CALOR.
3.3 CÁLCULO PARA EL DIÁMETRO DE CORAZA.
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3.4 SELECCiÓN Y CÁLCULO MECÁNICO DE LAS TAPAS.
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3.5 CÁLCULO MECÁNICO DEL PESO DEL RECIPIENTE.
3.5.1 PESO VACiÓ DEL RECIPIENTE.
3.5.2. PESO DE AGUA DEL RECIPIENTE.
3.5.3. PESO DE AGUA DEL RECIPIENTE.
3.6. ESPEJOS.
3.6.1. CÁLCULO DEL ESPESOR DE LOS ESPEJOS.
3.7. EMPAQUES.
3.8. BOQUILLAS DE LA CORAZA.
3.8.1 DISTRIBUCiÓN DE LAS BOQUILLAS
3.9. DIMENSIONAMIENTO y LOCALIZACiÓN DE LA MÁMPARA DE CHOQUE.
3.10. ESPESOR MíNIMO DE LAS BOQUILLAS.
3.10.1. SELECCiÓN DE BRIDAS PARA BOQUILLAS.
3.11. CÁLCULO DEL REFUERZO DE BRIDAS.
3.12. CÁLCULO DE LOS SOPORTES DEL RECIPIENTE.
3.12.1. LOCALIZACiÓN DE LAS SILLETAS.
3.13. ACCESORIOS.
3.13.1 SELECCiÓN DE ACCESORIOS.
3.14. CÁLCULO DE OREJAS DE IZAJE.
3.15. SOPORTE DEL EQUIPO.
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CONCLUSIONES
ANEXO
GRAFICAS Y TABLAS
PLANOS
BIBLIOGRAFÍA
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INTRODUCCIÓN.
La determinación de la rapidez de transferencia de calor a una diferencia de
temperatura especificada constituye el problema principal. Con objeto de estimar el
costo, la factibilidad y el tamaño del equipo necesario para transferir una cantidad
específica de calor en un tiempo dado, debe realizarse un detallado análisis de
transferencia de calor. Las dimensiones de calderas, calentadores, refrigeradores y
condensadores (cambiadores de calor), dependen no únicamente de la cantidad de
calor que deba ser transmitida, sino también, de la rapidez con que deba transferirse el
calor bajo condiciones dadas. La operación apropiada de los componentes del equipo
tales como, los tubos de enfriamiento de un condensador o las paredes de una cámara
frigorífica, depende de la posibilidad de enfriamiento de ciertas partes metálicas,
retirando el calor de la superficie en forma continua y a gran rapidez. Así mismo, el
diseño de máquinas eléctricas, calderas, radiadores y rodamientos debe hacerse un
análisis de transferencia de calor con objeto de evitar las condiciones que provocaran
sobrecalentamiento y daño al equipo.
En el cálculo de condensadores, así como en otros equipos, la solución
adecuada requiere de hipótesis e idealizaciones. Es casi imposible descubrir los
fenómenos físicos en forma exacta, y para expresar un problema en forma de ecuación
que pueda resolverse, es necesario hacer algunas aproximaciones. Para asegurar una
operación satisfactoria del elemento, el diseñador aplicaría un factor de seguridad a los
resultados que obtuvo de su análisis.
Aproximaciones similares son también necesarias en los problemas de los
condensadores. Las propiedades físicas, tales como la conductividad térmica o la
viscosidad cambian con la temperatura, pero, si se seleccionan valores promedio
convenientes, los cálculos pueden ser considerablemente simplificados sin introducir un
error apreciable en el resultado final.
Cuando el calor es transferido de un fluido a una pared, como por ejemplo, en un
cambiador de calor, se forman incrustaciones debido a la operación continua y éstas
reducen la rapidez del flujo de calor. Con objeto de asegurar una operación
satisfactoria por un largo periodo, se debe aplicar un factor de seguridad que
contrarreste el riesgo.
Un condensador es una superficie de transferencia de calor que efectúa la
transferencia de un fluido a otro. El tipo más sencillo de un condensador es un
recipiente en el cual se mezclan directamente un fluido caliente y otro frío. En tal
sistema, ambos fluidos alcanzaran la misma temperatura final, y la cantidad de calor
transferida puede calcularse igualando la energía perdida por el fluido mas caliente con
la energía ganada por el fluido mas frío.
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Los calentadores abiertos de agua potable, enfriadores y los inyectores de
condensación, son ejemplos de equipos de transferencia de calor que emplea la mezcla
directa de fluidos. Sin embargo son mas comunes los condensadores en los cuales un
fluido esta separado del otro por una pared o división a través de la cual fluye el calor. A
este tipo de condensadores se les llama también recuperadores. Existen muchas
modalidades de tales equipos desde un tubo doble concéntrico (un tubo dentro de otro)
con algunos pies cuadrados de superficie para la transferencia de calor, hasta
complicados condensadores de superficie y evaporadores con muchos miles de pies
cuadrados de superficie para la transferencia de calor.
Una de las razones de que los equipos puedan dañarse es por efecto de las
variaciones de temperatura. A raíz de esto es que se ha podido fabricar distintos
equipos especializados para el intercambio de calor. Estos aparatos sirven para evitar el
sobrecalentamiento de las máquinas y así lograr mantener una temperatura ideal de
trabajo. Por otro lado también hay tipos que fueron construidos para mantener por
debajo de cierta temperatura, ya sea, alimentos, medicinas etc.
Los intercambiadores de calor son dispositivos usados para la transferencia de
calor entre dos o más fluidos. Los intercambiadores de calor compactos son
comúnmente usados en los procesos industriales de Ventilación Calentamiento,
Refrigeración y también de Aire acondicionado, debido a su economía, construcción y
operación.
El desarrollo de los intercambiadores es variado y de una amplia gama de
tamaños y tecnología como plantas de potencia de vapor, plantas de procesamiento
químico, calefacción y acondicionamiento de aire de edificios, refrigeradores
domésticos, radiadores de automóviles, radiadores de vehículos especiales, etc.
Fluidos en un intercambiador de calor
Entre estos extremos hay un extenso surtido de cambiadores comunes de coraza
y tubo. Estas unidades se usan ampliamente, por que pueden construirse con grandes
superficies de transferencia de calor en un volumen relativamente pequeño, pueden
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fabricarse de aleaciones resistentes a la corrosión, y son idóneas para calentar, enfriar
o evaporar o condensar toda clase de fluido.
El diseño de un cambiador de calor, puede descomponerse en tres fases
principales:
1.- El diseño térmico.
2.- El diseño mecánico preliminar.
3.- el diseño para su construcción.
El diseño térmico se ocupa primordialmente de determinar el área de superficie
necesaria para transferir calor a una velocidad específica a determinados niveles dados
de flujo y temperatura de los fluidos.
El diseño mecánico obliga a considerar las temperaturas y presiones de
operación, las características de corrosión de uno o ambos fluidos, las expansiones
térmicas relativas, los esfuerzos que acompañan y la relación del cambiador de calor
con otro equipo que intervenga.
El diseño de fabricación exige traducir las características y dimensiones físicas
a una unidad que pueda construirse a bajo costo. Es preciso hacer la selección de
materiales, acabados y cubiertas, elegir el dispositivo mecánico óptimo, y especificar los
procedimientos de fabricación.
Para obtener máxima economía, la mayoría de los fabricantes han adoptado
líneas estándar de cambiadores de calor. Las normas establecen los diámetros de los
tubos y los dominios de presión, además de promover el uso de modelos y
procedimientos de fabricación estándar; sin embargo, la estandarización no significa
que estos mecanismos puedan fabricarse de modelo y tipo uniformes, por que las
necesidades de servicio varían demasiado.
Casi todo cambiador requiere cierto grado de diseño técnico especial, pero si las
condiciones de servicio lo permiten, el empleo de cambiadores construidos de acuerdo
con líneas estándar economiza dinero. Por lo tanto, a menudo se pide al ingeniero
encargado de instalar de cambiadores de calor en plantas de potencia y equipos de
proceso, que seleccione la unidad cambiadora de calor adecuada para una ampliación
en particular. La selección exige efectuar un análisis térmico, para determinar si una
unidad estándar, de geometría y tamaños específicos puede satisfacer los requisitos de
calentamiento o enfriamiento de un fluido dado a una velocidad especificada. En este
tipo de análisis, el costo inicial debe equilibrarse con factores tales como la vida útil del
equipo, facilidad de limpieza y espacio que ocupa. También es importante cumplir las
exigencias de los códigos de seguridad, para la cual deben consultarse las normas
respectivas.
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CAPÍTULO I
GENERALIDADES
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1.1. BREVE HISTORIA DE LA REFRIGERACIÓN.
Desde hace mucho tiempo, el hombre ha tratado de dar aplicaciones al
fenómeno natural de enfriamiento. Se tiene conocimiento que en la antigua China,
hubo emperadores que mandaba traer nieve a las montañas para mitigar el calor a base
de bebidas enfriadas con esta nieve.
El arte de la refrigeración basado en el hielo natural es muy antiguo y se practicó
mucho antes de construirse cualquier máquina térmica. Hay escritos chinos, anteriores
al primer milenio a. J.C. que describen ceremonias religiosas para llenar en invierno y
vaciar en verano sótanos de hielo. Los antiguos romanos utilizaban el hielo de los
Apeninos, y según Las mil y una noches, en la Edad Media caravanas de camellos
transportaban hielo desde el Líbano a los palacios de los califas en Damasco y Bagdad.
Los griegos y los romanos comprimían la nieve en pozos aislados con pasto,
paja y ramas de árboles. La nieve comprimida se convertía en hielo para ser usado en
épocas de mayor calor. Esta práctica la describe Peclet y ha llegado hasta casi
mediados del siglo XX en algunas zonas rurales catalanas, donde existían los llamados
pous de glaç. Estos pozos se construían en laderas umbrías de los montes, de forma
cónica con la base en la superficie y con un pozuelo en el fondo separado por una rejilla
y en forma que se pudiese recoger y verte fuera el agua producida por la fusión de
hielo. A medida que se iba echando la nieve o el hielo en estos pozos, se rociaban con
agua helada y, una vez llenos, se cubrían su boca con paja y tablas que aislaban el
hielo del calor exterior; así conservaban hielo preparado en invierno.
Otros escritos antiguos describen cómo los egipcios, hindúes y otros pueblos,
empleaban procedimientos para producir hielo artificialmente, en general parecidos en
sus principios. Se llenaban con agua vasijas poco profundas de arcilla porosa u otro
material análogo y se colocaban sobre gruesos lechos de paja durante la noche. Si las
condiciones atmosféricas eran favorables: frío, aire seco y una noche sin nubes, la
pérdida de calor, debida a la evaporación nocturna, originaba la formación de finas
capas de hielo en la superficie. La paja impedía la conducción del calor desde la tierra
más caliente y la forma de las vasijas, poco profundas y de una gran superficie,
facilitaba la evaporación y la pérdida de calor por radiación. Estos primeros métodos de
producir refrigeración son otro notable ejemplo de la habilidad humana, patente en toda
la historia de la termotécnia y las máquinas térmicas, para desarrollar un arte útil mucho
antes de la existencia de las correspondientes bases racionales y científicas; facultad
de utilizar y creer lo que no se entiende que ha marcado la evolución de la humanidad.
Asimismo, hasta mediados del siglo XIX existían navieras especializadas que
transportaban miles de toneladas de hielo de Suecia y de los Grandes Lagos de
EE.UU.A y Canadá a las Indias orientales, Australia, las Antillas y América del Sur.
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Los antiguos egipcios encontraron que el agua se podía enfriar, colocándola en
jarras porosas en la parte superior de los techos, la brisa nocturna evaporada que se
filtraba a través de las jarras, hacia que el agua que contenían se enfriará.
Los griegos y romanos dispusieron de la nieve que bajaba desde la parte
superior de las montañas, almacenándola en fosas de forma cónica que forraban con
paja y ramas, conforme avanzo la civilización, la gente fue aprendiendo a enfriar las
bebidas y los alimentos, pensando, simplemente, en hacerlos mas agradables.
La utilización de los procesos químicos mediante mezclas refrigerantes se puede
considerar como una etapa intermedia entre el frío natural y el frío artificial, y desde
antiguo se conocía que añadiendo ciertas sales, como por ejemplo el nitrato sódico, al
agua, se consigue disminuir su temperatura.
Este procedimiento era utilizado en la India en el siglo IV y durante la dominación
musulmana en la península Ibérica. Así, los Omeyas introdujeron en Córdoba los
sorbetes que elaboraban usando una mezcla de nieve con salitre.
En 1553 un médico español, aposentado en Roma, Blas Villafranca se ocupaba,
en su libro, editado en Roma, Methodes refrigerandi ex vocato sale nitro vinum
aquamque acpotus quodvis aliud genus, cui accedaent varia naturalium rerum
problemata, non minus jucunda lectu, quam necesaria cognitu, del enfriamiento del
agua y el vino por medio de mezclas refrigerantes, nombrando por primera vez la
palabra refrigerar en el sentido de lograr y mantener una temperatura inferior a la del
ambiente. En 1607 se descubrió que podía utilizarse una mezcla de agua con sal para
congelar el agua.
En el año de 1626, el científico inglés Francis Bacon, experimentó por primera
vez la refrigeración para conservar los alimentos, intentando la conservación del pollo,
mediante el recurso de rellenarlo con nieve. Aunque partía de una mera intuición, pues
hasta entonces, todavía no se sabía exactamente por que se descomponían los
alimentos.
En 1683, un científico alemán de nombre Antón Van Leeuwennoek, descubrió un
mundo científico totalmente novedoso, gracias a su invento del microscopio, descubrió
que un cristal transparente de agua contenía millones de organismos vivientes, que en
la actualidad se denominan microbios.
Los científicos estudiaron los microbios y encontraron que la rápida multiplicación
de los mismos, se realiza en condiciones calientes y húmedas, tal como las que se
presentan en los alimentos. Esta multiplicación de microbios fue reconocida
prontamente como la causa principal del deterioro de los alimentos.
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Por el contrario, se comprobó que al mismo tiempo, los microbios a temperaturas
de 10° C. o menores no se multiplicaban. Mediante estos estudios científicos se hizo
evidente que los alimentos frescos podían conservarse con seguridad a temperaturas
de 10° C. o menores. Así se empezaron a preservar los alimentos por medio del
enfriamiento, así como de la deshidratación, la condimentación o el salado de los
mismos.
Joseph Priestley había descubierto en 1774 el amoníaco y también había
observado la gran afinidad de este nuevo gas, que él denominó aire alcalino, por el
agua. Esta propiedad condujo a Ferdinand Philippe Edouard Carré (Moislains 1824 –
Poncet 1900) a idear una máquina de refrigeración que sólo consumía calor, gracias a
un nuevo sistema que él llamó de afinidad. El sistema fue conocido mas tarde con el
nombre de absorción.
Esta máquina obtuvo el premio de la exposición universal de Londres de 1862 y
en 1875 el buque Paraguay, equipado con ella, transportó por primera vez carne
congelada de Buenos Aires a Le Havre. Carré también inventó otros aparatos
eléctricos, Ferdinan Carré patentó su nueva máquina en 1859 y en los años siguientes
registró numerosas patentes relacionadas con máquinas de refrigeración. Las máquinas
fabricadas con arreglo a estas patentes fueron de dos tipos: una pequeña de operación
intermitente, y otra grande de operación continua.
Todas estas experiencias y descubrimientos, llevaron a los científicos de ese
entonces, a tratar de crear maquinas capaces de fabricar hielo, pero no fue hasta 1834,
cuando un ingeniero norteamericano, con domicilio en Londres, llamado Jacob Perkins,
patentó la primera máquina práctica productora de hielo.
En este continente, en 1855, y precisamente en la ciudad de Cleveland, Ohio, se
pone en marcha la primera máquina de refrigeración para hacer hielo.
Damás Calvet fue a París a estudiar el sistema Carré y da las siguientes
descripciones de las dos máquinas del mismo, basada en un informa de Pouillet y
Regnault. La máquina pequeña, era de carácter doméstico y portátil. Podía hacer de 0,5
a 2 kg. de hielo en cada operación; tenía dos elementos principales que actuaban
alternativamente, el primero como calentador y absorbedor y el segundo como
condensador y evaporador.
El aparato se ponía a calentar durante 35 a 70 minutos; la solución concentrada
de amoniaco se calentaba hasta 130°C, el gas amoniaco abandonaba la solución
acuosa y pasaba al condensador donde se licuaba. En la fase de enfriamiento,
aproximadamente de la misma duración, una bandeja de metal con agua se ponía en
esta misma parte del equipo, que ahora funcionaba con evaporador, y el agua se
congelaba. El aparato empleaba aproximadamente 3 kg de carbón de madera por cada
kilo de hielo producido.
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La máquina de operación continua, la cual tuvo mayor repercusión, era mucho
más elaborada; tenía casi todas las características de las máquinas actuales. El
conjunto estaba formado por un calentador, en cuya parte superior había un rectificador
para que el amoniaco desprendido se desecara calentándolo (rectificación) antes de
pasar al condensador situado en la caja, llena de agua fría que se renueva para
mantener la temperatura alrededor de los 30°C y compuesto de dos serpentines,
después del cual estaba una válvula de expansión que daba paso al serpentín
evaporador inmerso en salmuera, en la que había unos moldes en donde el agua era
congelada. El cilindro r" a la salida del condensador, recibía el líquido condensado en
los serpentines a 30°C y 8 atmósferas, que se mantenían en el calderín, al no haber
ningún estrangulamiento entre ambos.
El amoniaco condensado iba a un vaso distribuidor, de donde se extraía a través
de una válvula h que proporcionaba la pérdida de carga suficiente para que aguas
abajo de la misma, en el evaporador, la presión fuese de 1 atmósfera. Completaban el
ciclo un absorbedor donde se regeneraba la solución concentrada y una bomba N, que
la enviaba al calentador. Observando la válvula de seguridad, en la parte superior del
rectificador y la precaución de que los vapores (de amoniaco) fuesen a un recipiente
con agua, cerrado para evitar la dispersión del amoniaco.
Esta máquina fue fabricada en París en 1860, y se hicieron 5 modelos con unas
capacidades de producción de 12 a 100 kg de hielo por hora. Un cuadro del folleto de
Damás Calvet citado, resume las prestaciones de las máquinas ofertadas por Carré.
La máquina de Carré fue rápidamente exportada a otros países y en algunos de
ellos, como Alemania, Gran Bretaña y Estados Unidos fue construida y perfeccionada.
Precisamente fue en el Sur de los Estados Unidos donde la máquina de absorción tuvo
mayor difusión y aunque al principio su utilización se limitaba a fábricas de hielo y de
cerveza, más adelante amplió su campo de aplicación. La máquina de absorción ejerció
una clara hegemonía sobre las otras máquinas de refrigeración durante un periodo que
alcanza hasta 1875 aproximadamente, y eso a pesar de que el diseño, cálculo y uso de
esta máquina eran más complejos que en la de compresión.
De hecho los cálculos y funcionamientos de la máquina eran en esa época en su
mayor parte empíricos, y su conocimiento teórico empezará mucho más tarde con los
trabajos de E. Altenkirch, autor también de la teoría de la refrigeración termoeléctrica en
1911. (Zeit für Phys, vol. 12), la tecnología más moderna de la refrigeración continua y
que ha experimentado un gran desarrollo con la tecnología aerospacial.
Cuando aparecieron otros refrigerantes distintos de los éteres y más tarde los
motores eléctricos, la máquina de absorción tuvo que ceder el primer puesto a la de
compresión. Sin embargo, no desapareció y todavía en 1919, de 55 factorías de frío
existente en Florida 44 estaban equipadas con máquinas de absorción, y como se ha
dicho, en la industria petrolífera, con disponibilidad de calor residual, ha permanecido.
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Hacia 1930, la absorción volvió a tomar nuevo empuje, especialmente debido a
los suecos Carl Munters y Baltazar von Platen que basándose en la ley de Dalton de las
presiones parciales y utilizando hidrógeno, consiguieron a principios de los años 20,
cuando todavía eran alumnos del Real Instituto de Tecnología de Estocolmo, eliminar la
bomba del sistema y dar con ello impulso al refrigerador doméstico por absorción que
tuvo una gran difusión y una particular aplicación en las zonas rurales sin electricidad ni
gas ciudad, y últimamente para aprovechamiento de energía térmica de bajo nivel e,
incluso, energía solar, con la utilización de la solución de bromuro de litio sustituyendo a
la de amoniaco, introducida hacía 1940.
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1.2. TIPOS DE REFRIGERACIÓN.
En la actualidad existen cinco tipos de aplicación de la refrigeración, los cuales
son:
1.- Doméstica
2.- Comercial
3.- Industrial
4.- Aire acondicionado
5.- Marina
1.2.1 REFRIGERACIÓN DOMÉSTICA.
El campo de la refrigeración domestica esta limitado principalmente a
refrigeradores y congeladores caseros. Las unidades domesticas generalmente son de
tamaño pequeño teniéndose capacidades de potencia que fluctúan entre 1/20 y ½ HP.
(Fig. 1).
Fig. 1 Frigoríficos domésticos.
1.2.2 COMERCIAL.
La refrigeración comercial se refiere al diseño, instalación y mantenimiento de
unidades de refrigeración de tipo que se tienen en establecimientos comerciales para su
venta al menudeo, restaurantes, hoteles e instituciones que se dedican a
almacenamiento, exhibición, procesamiento y a la distribución de artículos de comercio
perecederos de todos tipos. (Ver fig. 2).
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Fig. 2 Frigoríficos comerciales
1.2.3. INDUSTRIAL.
La refrigeración industrial a menudo es confundida con la refrigeración comercial,
porque la división entre estas dos áreas no esta claramente definida. Como regla
general, las aplicaciones industriales son más grandes en tamaño que las aplicaciones
comerciales y, la característica que las distingue es que se requiere un empleado para
su servicio, (fig. 3), que por lo general es un ingeniero. Algunas aplicaciones industriales
típicas son plantas de hielo, grandes plantas empacadoras de alimentos, cervecerías,
lecherías y plantas industriales, tales como refinerías de petróleo, plantas químicas,
plantas huleras, etc.
Fig. 3 Equipos de refrigeración para fines industriales.
1.2.4. MARINA.
La refrigeración marina se refiere a la realizada abordo de embarcaciones de
transporte y cargamento sujeto a deterioros así como refrigeración de los almacenes del
barco. (Fig. 4).
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Fig. 4 Construcciones frigoríficas marinas.
1.2.5. REFRIGERACIÓN PARA AIRE ACONDICIONADO.
El aire acondicionado es la técnica para controlar los factores que afectan las
condiciones físicas y químicas de la atmósfera dentro de cualquier espacio destinado a
ocuparse por personas para su comodidad o bien para realizar procesos industriales.
Los sistemas de refrigeración son parte fundamental en los proyectos de acondicionar
espacios con aire frió.
1.3. SISTEMAS DE REFRIGERACIÓN:
La finalidad de la refrigeración moderna es muy variable y va desde conservar un
producto, hasta llegar a un proceso. Estos procesos se clasifican en grupos que son:
Enfriamiento.
Refrigeración.
Congelación.
Proceso criogénico.
Aire acondicionado.
1.3.1. SISTEMA DE ENFRIAMIENTO.
Los sistemas de enfriamiento operan normalmente con temperaturas que van
desde + 15 °C a +2°C (59°F a 35.6°F). Aun cuando en algunos casos existen una
distribución de temperatura hasta los 0°C (32°F), en este proceso nunca se presenta un
cambio de estado en la sustancia que maneja y solamente se elimina calor sensible.
Su aplicación es muy amplia y se utiliza en productos que requieren
conservación y la temperatura en que se encuentran son solo para efectos de gusto.
Como ejemplo tenemos:
Enfriadores de bebidas carbonatas.
Enfriadores de productos lácteos.
Sistemas de acondicionamiento del aire. (Fig. 5).
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Fig. 5 Equipo de acondicionamiento de aire.
1.3.2. SISTEMA DE REFRIGERACIÓN.
Los niveles de temperatura de este proceso comprenden valores ligeramente
superiores de los 0°C a -180°C (32°F a -0.4°F) aproximadamente. En este proceso se
utiliza para la eliminación de calor latente. Este proceso se utiliza para la conservación
de productos de 2 semanas hasta un mes aproximadamente. Es utilizado ampliamente
en instalaciones domesticas, comerciales (fig. 6), y de investigación.
Fig. 6 Frigoríficos comerciales.
1.3.3. SISTEMA DE CONGELACIÓN.
Este proceso opera entre -18°C y -40°C (-0.4°F y -40°) y en este proceso
también se elimina calor latente. No obstante en algunos casos solamente se elimina
calor sensible, por ejemplo, cuando se conserva la carne congelada en la
transportación. El periodo de conservación va desde un mes hasta un año dependiendo
del producto y que producto y procedimientos se empleen. (Fig. 7).
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Fig. 7 Túnel de Congelación para 20000 Lbs que opera con un
compresor de tornillo y refrigerante zamoníaco.
1.3.4. SISTEMA DE CRIOGÉNICO.
Es un proceso que opera desde -40°C (-40°F) a valores cercanos al cero
absoluto. Esto implica el cambio de estado físico en la sustancia si esta se encuentra en
forma líquida o agua.
Su aplicación es muy fuerte en el área industrial y de investigación, también
desarrollándose en áreas comerciales. Este proceso trata de la preservación de los
productos alimentación en sus características o codician muy crítica.
1.4. SISTEMA DE REFRIGERACIÓN POR
COMPRESIÓN DE VAPORES.
1.4.1. CICLO BÁSICO DEL SISTEMA DE REFRIGERACIÓN.
Si tomamos un líquido refrigerante, lo confinamos a un recipiente y lo colocamos
este cerca de un objeto caliente, el líquido absorbe calor de objeto, el líquido absorbe
calor del objeto de mayor temperatura. Si el líquido refrigerante absorbe suficiente calor,
entrará en ebullición y vaporizará.
Si el gas refrigerante vaporizado esta lo bastante comprimido, entregará el calor
que absorbió del objeto caliente y se condensará en el fondo del recipiente en forma de
líquido. Este proceso de vaporización y condensación sucesivas de un refrigerante se
denomina ciclo de refrigeración.
Cuando el ciclo se cumple en forma continúa gracias al empleo de maquinaria,
se denomina refrigeración mecánica.
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Los componentes básicos necesarios para establecer un sistema de refrigeración
mecánica son:
Un evaporador, el cual será la unidad enfriadora.
Una bomba, a la que denominamos compresor.
Un condensador, el cual será la unidad disipadora de calor.
Un dispositivo regulador de líquido, ya sea válvula de expansión, tubo
capilar, etc.
Para entender como se unen los componentes para formar un ciclo de
refrigeración, empezaremos describiendo el funcionamiento del evaporador. Primero
tenemos un tubo que está parcialmente lleno con líquido refrigerante. Cuando el tubo se
coloca cerca del objeto caliente que se desea enfriar y el calor se traslada del objeto
caliente hacia el tubo frío.
El calor absorbido por el líquido refrigerante en el tubo, provoca que este líquido
hierva primero y se vaporice luego, debido a su trabajo punto de ebullición. El tubo en el
cual se produce la ebullición se denomina evaporador, puesto que la ebullición produce
una forma de evaporación.
El refrigerante otra vez en estado líquido, se acumula en la porción inferior del
condensador, donde queda disponible para otro ciclo de enfriamiento. El condensador
no puede estar del todo bloqueado, puesto que la presión sería excesiva y no habría
forma de que el refrigerante retornara al evaporador.
En consecuencia, debe establecer un método para obtener la cantidad correcta
de presión que permitía la recirculación del refrigerante. La forma más simple de
lograrlo es utilizando otro tubo.
Las leyes de la física establecen que cuanto más pequeño sea el diámetro de un
cilindro y mayor su longitud, más grande será la resistencia que ofrezca a la circulación
de cualquier fluido que pase por él.
Entonces, mediante una juiciosa de su diámetro y longitud, un cilindro o tubo
puede servir tanto para regular la presión, como para transportar el refrigerante. Para
las modernas y compactas unidades acondicionadoras de aire, el tubo deberá ser
demasiado largo, por consiguiente, se le dá la forma de una bobina, obteniéndose así
una longitud conveniente y tamaño reducido. Tal dispositivo se conoce como tubo
capilar.
Veamos ahora una vez más al ciclo de refrigeración, tal como se representa en la
siguiente figura 8:
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 Compresor
 Evaporador
 Elemento restrictivo
 Condensador
Fig. 8 Sistema mecánico por compresión de vapores
La acción del compresor extrae vapor del evaporador, reduciendo la presión del
líquido refrigerante en el evaporador. El calor circula desde los objetos más calientes
hasta el líquido refrigerante. La reducción de la presión en el líquido produce
evaporación, la que da como resultado la extracción de calor del líquido, lo que le brinda
capacidad para absorber más calor de los objetos más calientes.
El vapor refrigerante del evaporador se comprime en vapor a alta presión y se
fuerza dentro del condensador. El vapor, condensado a líquido, por acción de la
elevada presión, entrega su calor a la atmósfera más fría que lo rodea.
El líquido refrigerante, condensado se fuerza luego en el tubo capilar por la
presión que crea el compresor. El líquido del tubo capilar vuelve a entrar en el
evaporador y el ciclo se reinicia.
1.4.2. DIAGRAMA PRESIÓN ENTALPÍA (DIAGRAMA DE MOLLIER).
Casi todas las substancias pueden existir en la naturaleza en esta sólido, líquido
o gaseoso y pueden ser cambiados de un estado a otro. Estos cambios de estado
pueden provocarse por medio de enfriamiento o calentamiento.
Un ingeniero en diseño revisa cuidadosamente los datos del refrigerante en
forma de tablas y gráficas antes de seleccionarlo para una instalación determinada.
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Esta información puede representarse gráficamente en formas de diagramas que
son conocidos como diagramas de Mollier, (fig. 9), estos graficarán la presión absoluta y
la entalpía principalmente.
Estos diagramas son fáciles de entender y sirven como una herramienta valiosa
para analizar y comprender el funcionamiento de un sistema de refrigeración.
El ingeniero en refrigeración debe analizar el diagrama de Mollier para graficar
los ciclos de refrigeración, sirve para detectar problemas prácticos en las operaciones
de un sistema.
El diagrama representa el refrigerante. Es una representación grafica de los
datos contenidos en las tablas termodinámicas. El diagrama muestra los tres estados
físicos diferentes. Las líneas de frontera convergen al aumentar la presión y linealmente
se juntan en un punto crítico, el cual representa la condición límite para la existencia de
refrigerante líquido. A temperaturas mayores a la crítica el refrigerante puede existir solo
en forma gaseosa.
Comenzando por la esquina inferior izquierda, tenemos que el hielo está a 0° F;
se puede determinar que se necesitaron 16 BTU´s para llevar el hielo de 0° a 32° F.
Estos 16 BTU´s son de calor sensible, ya que ellos producen un aumento en la
temperatura. Seguimos agregando calor y notamos que el hielo comienza a derretirse.
Fig. 9 Diagrama de Mollier del refrigerante Freon-12.
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1.4.3. SISTEMA DE REFRIGERACIÓN DIRECTO.
Es aquel en el cual el evaporador va colocado dentro de un tanque
perfectamente aislado térmicamente, el cual a su vez contiene una solución salina
llamada salmuera que es la que circula por el espacio o cuerpo a enfriar (refrigerar).
En estos sistemas indirectos debe considerarse que la temperatura de la
salmuera o refrigerante secundario que circula por el serpentín secundario de
enfriamiento o a la salida del mismo espacio o producto a enfriar debe ser de 5ºF a 6ºF
como mínimo debajo de la temperatura del producto o espacio a enfriar.
La elevación de la temperatura de la salmuera es de la entrada hasta la salida
del serpentín, se calcula generalmente de 10ºF pudiéndose considerar en grandes
plantas hasta de 15ºF a 20ºF (Fig. 10).
REFRIGETANTE
AMONIACO GAS
AMONIACO GAS
COMPRESOR
CONDENSADOR
AMONIACO LIQUIDO
AMONIACO
LIQUIDO
VALVULA DE EXPANSIÓN
+Qs
-Qs
ESPACIO POR REFRIGERAR
EVAPORADOR
Fig. 10 Sistema de refrigeración directo.
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1.4.4. SISTEMA DE REFRIGERACIÓN INDIRECTO.
En un sistema indirecto existen al menos dos intercambiadores de calor y un
circuito secundario de refrigeración entre el proceso y el primer refrigerante. Método de
refrigeración por medio de la circulación de aire utilizando ventilación interior. (Fig 11 y
fig. 12).
Transmisor de calor
secundario
A. B. P.
A. B. P.
Salmuera
caliente
Temperatura
requerida
Primaria
De la sustancia
Producto
o espacio.
Refrigerante
primario
T
Condensado
r
V.E.
Evaporador, donde tiene lugar
la Temp. Requerida secundaria.
Salmuera como refrigerante
secundario
Fig. 11 Diagrama de un ciclo de refrigeración indirecta que utiliza salmuera como refrigerante
secundario para la fabricación de hielo.
Fig. 12 Sistema de refrigeración indirecto enfriado por aire.
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1.5. CONCEPTOS BÁSICOS:
1.5.1. TERMODINÁMICA.
La termodinámica es la rama de la física que estudia la energía, la
transformación entre sus distintas manifestaciones, como el calor, y su capacidad para
producir un trabajo.
Está íntimamente relacionada con la mecánica estadística, de la cual se pueden
derivar numerosas relaciones termodinámicas. La termodinámica estudia los sistemas
físicos a nivel macroscópico, mientras que la mecánica estadística suele hacer una
descripción microscópica de los mismos.
1.5.2. PRINCIPIO CERO DE LA TERMODINÁMICA.
A este principio se le llama "equilibrio térmico". Si dos sistemas A y B están a la
misma temperatura, y B está a la misma temperatura que un tercer sistema C, entonces
A y C están a la misma temperatura. Este concepto fundamental, aun siendo
ampliamente aceptado, no fue formulado hasta después de haberse enunciado las
otras tres leyes. De ahí que recibe la posición 0.
1.5.3. PRIMER PRINCIPIO DE LA TERMODINÁMICA.
También conocido como principio de la conservación de la energía, la Primera
ley de la termodinámica establece que si se realiza trabajo sobre un sistema, la energía
interna del sistema variará. La diferencia entre la energía interna del sistema y la
cantidad de energía es denominada calor. Fue propuesto por Antoine Lavoisier.
La ecuación general de la conservación de la energía es la siguiente:
Eentra − Esale = ΔEsistema
En otras palabras: La energía no se crea ni se destruye sólo se transforma.
(Conservación de la energía).
1.5.4. SEGUNDO PRINCIPIO DE LA TERMODINÁMICA.
Esta ley indica la dirección en que se llevan a cabo las transformaciones
energéticas. En un sistema aislado, es decir, que no intercambia materia ni energía con
su entorno, la entropía (fracción de energía de un sistema que no es posible convertir
en trabajo) siempre aumenta con el tiempo.
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En otras palabras: El flujo espontáneo de calor siempre es unidireccional, desde
los cuerpos a temperatura más alta a aquellos de temperatura más baja.
Existen numerosos enunciados para definir este principio, destacándose los de
Carnot y Clausius.
Enunciado de Carnot: La potencia motriz del calor es independiente de los
agentes que intervienen para realizarla; su cantidad se fija únicamente por la
temperatura de los cuerpos entre los que se hace, en definitiva, el transporte calórico.
Fig. 13 Diagrama del ciclo de Carnot en función de la presión y el volumen.
Enunciado de Clausius“ No es posible ningún proceso cuyo único resultado sea
la extracción de calor de un recipiente a una cierta temperatura y la absorción de una
cantidad igual de calor por un recipiente a temperatura más elevada".
1.5.5. ENERGÍA.
Siempre que se efectúa un trabajo o se desarrolla un movimiento de cualquier
clase, hay energía. Se dice que un cuerpo posee energía, cuando tiene la capacidad de
desarrollar trabajo. Por lo tanto, la energía se describe como la facultad de desarrollar
trabajo.
En cualquier cuerpo la energía puede encontrarse en una sola o en las dos
formas básicas siguientes: cinética y potencial.
Energía cinética: Es la que posee un cuerpo como resultado de su
desplazamiento o velocidad.
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Energía potencial: Es la que posee un cuerpo debido a su posición o
configuración.
Toda la energía se puede clasificar dentro de las dos clases básicas: Cinética o
potencial. Sin embargo la energía puede aparecer en varias formas diferentes, tales
como: Energía mecánica, energía eléctrica, energía química, energía térmica, etc. y
fácilmente se convierte de una a otra. La energía eléctrica, por ejemplo, se convierte en
energía calorífica en un calentador o en un tostador eléctrico.
La energía eléctrica se convierte en energía mecánica en los motores eléctricos,
en los celenoides, y en otros aparatos mecánicos. En fin la energía no se destruye, en
el sentido de que se convierte de una a otra.
Esto nos lleva a la primera ley de la termodinámica que trata sobre la
conservación de la energía, y dice: La cantidad de energía es constante, no puede
crearse ni destruirse, solo se transforma.
1.5.6. FUERZA.
Se denomina fuerza a cualquier acción o influencia capaz de modificar el estado
de movimiento o de reposo de un cuerpo, es decir, de imprimirle una aceleración
modificando su velocidad.
1. La aceleración que experimenta un cuerpo es, por definición, proporcional a la
fuerza que actúan sobre él.
2. La constante de proporcionalidad entre la fuerza y la aceleración se denomina
masa inercial del cuerpo.
Estas dos afirmaciones se resumen en la Ley Fundamental de la Dinámica o Segunda Ley de
Newton:
F
ma
Donde
representa la fuerza que actúan sobre el cuerpo,
aceleración. Medidas sobre un sistema inercial de referencia.
(Ecc. 1.2)
su masa y
su
La fuerza, al igual que la aceleración, es una magnitud vectorial, y se representa
matemáticamente mediante un vector.
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1.5.7. PRESIÓN.
Para poder definir la presión, es necesario conocer que es fuerza. La fuerza más
conocida es el peso. El peso de un cuerpo es una medida de la fuerza que ejerce la
atracción de la gravedad sobre el mismo. Como se observa en la ecuación siguiente.
P
F
A
Existen muchas fuerzas además de la gravedad, todas se miden en unidad de
peso. (Ver Tabla No. 1)
La presión es la fuerza ejercida en la unidad de área. Se puede describir como la
medida de la intensidad de una fuerza en un punto cualquiera sobre la superficie de
contacto.
El vacío, prácticamente lo conocemos como la ausencia de presión. El vacio es
la ausencia completa de materia o, dentro de nuestras aplicaciones, es un estado de
aire en que este se halla tan fino, (rarificado), que la presión que tiene es muy inferior a
la presión atmosférica normal.
1.5.8. PRESIÓN ATMOSFÉRICA.
La tierra está rodeada de una envoltura de atmósfera o aire que se extiende
hacia arriba desde la superficie de la tierra a una distancia aproximada de 100 km.
El aire tiene peso, y debido a eso, ejerce presión sobre la superficie de la tierra.
La presión ejercida por la atmósfera se conoce como presión atmosférica.
El peso de una columna de aire en una sección transversal de una centímetro
cuadrado, que se extendiera de la superficie de la tierra, al nivel del mar, hasta los
límites superiores de la atmósfera, sería de 1.0333 kg.
Por lo tanto, la presión de la superficie de la tierra al nivel del mar, resultante del
peso de la atmósfera, es de 1.0333 kg. por centímetro cuadrado; lo cual equivale a 14.7
libras por pulgada cuadrada, en el sistema inglés. En realidad la presión de la atmósfera
no es constante, sino que varía de hora a hora, dependiendo de la temperatura, del
vapor de agua que contenga y de algunos otros factores.
Una columna de mercurio de 760 mm. De altura es la medida de una presión
equivalente a 1.0333kg. por centímetro cuadrado, de ahí que las presiones debajo de
las presiones atmosféricas generalmente reciben el nombre de presiones de vacio y se
expresan en milímetros de mercurio.
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En los trabajos de refrigeración y de aire acondicionado las presiones por encima
de la presión atmosférica son medidas en libras por pulgada cuadrada, o en kg. por
centímetro cuadrado y las presiones por debajo de la presión atmosférica son medidas
en milímetros de mercurio o pulgadas de mercurio.
1.5.9. PRESIÓN MANOMÉTRICA.
En los trabajos de refrigeración y aire acondicionado, la presión se mide
generalmente por medio de manómetros. Estos manómetros han sido diseñados para
medir presiones superiores a la atmosférica, vale decir que los manómetros están
calibrados para que se lea cero a la presión atmosférica normal. Las presiones
señaladas por un manómetro se denominan presiones manométricas.
1.5.10. PRESIÓN ABSOLUTA.
La presión absoluta se entiende como presión total o real de un fluido. La presión
absoluta es igual a la suma de la presión atmosférica más la presión manométrica. La
presión que se lee en un manómetro no es la presión total o real de fluido en un
recipiente, sino que el manómetro mide solamente la diferencia de presión entre la
presión total del fluido del recipiente y la presión atmosférica. Cuando la presión del
fluido es superior a la atmosférica, la presión absoluta se determina sumando la presión
atmosférica a la manométrica, y cuando la presión del fluido es inferior, la presión
absoluta se encuentra restando la presión del manómetro de la presión atmosférica,
como se observa en la ecuación siguiente.
PABS
Patm Pm
En cualquiera de los tres estados físicos de la materia, la eliminación de calor
produce una contradicción o reducción del volumen del material y, por el contrario, la
adición de calor produce dilatación (suponiendo que el material no esté envasado o
confinado, si se trata de un líquido o de un gas).
Una de la pocas excepciones a esta regla es la del agua. Si se enfría, su
volumen disminuye normalmente hasta que la temperatura del agua es de 4° C. En este
punto, el agua presenta máxima densidad y si se enfría más, nuevamente aumentará su
volumen. Además, después de enfriarse a 0° C., se solidificara, y esta solidificación
estará acompañada por una expansión aun mayor. De hecho, un metro cúbico de agua
al congelarse forma aproximadamente 1.085 metros cúbicos de hielo.
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1.5.11. ESTADO DE LA MATERIA.
La materia puede existir en tres fases o estados diferentes de agregación: sólido,
líquido o gaseoso (vapor). Por ejemplo: el agua es un líquido, pero esta misma
substancia puede existir como hielo, que es un sólido, o como vapor, que es un estado
gaseoso.
Las moléculas que se supone además, están en un estado de vibración o
movimiento rápido, constante y que la rapidez y extensión de la vibración o movimiento
molecular determina la cantidad de energía que posee la materia. Es decir, un cuerpo
tiene energía interna, debido a su movimiento molecular.
ESTADO SÓLIDO: La materia en estado sólido tiene una estructura molecular rígida y
tiende a retener su dimensión o forma, o sea que sus moléculas tienen energía interna
relativamente pequeña. (Fig. 14).
ESTADO LÍQUIDO: En el estado líquido hay mayor energía interna que en el estado
sólido. La mayor energía de las moléculas les permite vencer hasta cierto grado las
fuerzas de atracción reciprocas. Por lo tanto no están sujetas tan rígidamente como en
el estado sólido, pueden moverse libremente y su configuración depende que contenga
al líquido de que se trate. (Fig. 14).
ESTADO GASEOSO: Este estado de la materia tiene mayor cantidad de energía que
los dos anteriores; sus moléculas están prácticamente libres, no están sujetas a las
fuerzas de atracción, es decir, vence esas fuerzas, que se mueven a velocidades
elevadas y chocan unas con otras. Por eso, la materia en estado gaseoso, no tiene
tamaño ni forma y se debe almacenar en un recipiente sellado. (Fig. 14).
LIQUIDO.
SÓLIDO.
GAS.
El liquido toma la forma del
vaso que le contiene. Así, si
el agua del vaso se
derrama sobre la superficie,
forma del líquido cambia,
pero
su
volumen
permanece constante.
Un sólido, por ejemplo la
roca, posee una forma
determinada, que no varia
fácilmente. Esto, porque las
partículas del sólido están
unidas fuertemente entre si
para formar una estructura
firme.
Un gas llena el espacio que
lo encierra y no posee
forma ni volumen propio,
adapta la forma de su
recipiente, como el helio
contenido en el globo de la
imagen.
Fig. 14 Los diferentes estados de la materia.
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1.5.12. PROCESO TERMODINÁMICO.
A cualquier transformación en un sistema, desde un estado de equilibrio a otro,
se le conoce como proceso. Dicho en otras palabras, es el cambio de estado de una
sustancia o un sistema, desde unas condiciones iniciales o de estado inicial, hasta unas
condiciones finales o de estado final por una trayectoria definida.
Para describir completamente un proceso se requiere de los estados de equilibrio
inicial y final, así como de la trayectoria o las interacciones del sistema con su entorno
durante el proceso.
En general los procesos dependiendo de sus características, trayectoria, o del
comportamiento de las propiedades de la sustancia involucrada se pueden clasificar en
procesos desarrollados con una propiedad constante y en procesos con características
especiales.
Existen 3 tipos de Procesos Termodinámicos, estos son:
- Los Procesos Isoentrópicos.
- Los Procesos Adiabáticos.
- Los Procesos Politrópicos.
Procesos Adiabáticos.
El Proceso adiabático es un proceso Termodinámico en la cual no hay
transferencia de calor hacia y desde los alrededores.
Procesos Politrópicos.
Son aquellos Procesos Termodinámicos en donde el calor específico permanece
constante.
1.5.13. CICLO TERMODINÁMICO.
Se denomina ciclo termodinámico al proceso que tiene lugar en dispositivos
destinados a la obtención de trabajo a partir de dos fuentes de calor a distinta
temperatura o, de manera inversa, a producir el paso de calor de la fuente de menor
temperatura a la fuente de mayor temperatura mediante la aportación de trabajo.
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Obtención de trabajo.
La obtención de trabajo a partir de dos fuentes térmicas a distinta temperatura se
emplea para producir movimiento. El rendimiento es el principal parámetro que
caracteriza a un ciclo termodinámico, y se define como el trabajo obtenido dividido por
el calor gastado en el proceso, en un mismo tiempo de ciclo completo si el proceso es
continuo, y se define como la sucesión de procesos termodinámicos. (Fig. 15)
Este parámetro es diferente según los múltiples tipos de ciclos termodinámicos
que existen, pero está limitado por el factor o rendimiento del ciclo de Carnot.
Un ciclo termodinámico inverso busca lo contrario al ciclo termodinámico de
obtención de trabajo. Se aporta trabajo externo al ciclo para conseguir que la
transferencia de calor se produzca de la fuente más fría a la más caliente, al revés de
como tendería a suceder naturalmente. Esta disposición se emplea en las máquinas de
aire acondicionado y en refrigeración.
Fig. 15 Diagrama T-S para obtener trabajo.
1.5.14. CALOR
Calor es una forma de energía. Es la energía térmica generada por el
movimiento de las moléculas en la materia.
Todos los días hablamos del calor y del frío. Con estos términos nos referimos a
la temperatura del medio ambiente que nos rodea, en comparación con lo que para
nosotros es temperatura de confort. Pero realmente, desde el punto de vista científico,
no existe el frío; es decir, lo que comúnmente llamamos frío es ausencia de calor.
Entonces, cuando nuestro cuerpo siente frío es que el calor está fluyendo de nuestro
cuerpo hacia el ambiente y cuando sentimos calor; lo que ocurre es que este está
fluyendo del ambiente hacia nuestro cuerpo.
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Esta transferencia de calor se dá entre todos los cuerpos. El calor siempre fluye
del cuerpo cuya temperatura es más elevada hacia el que tiene la temperatura más
baja; o sea, de un cuerpo caliente a uno frío y nunca en dirección opuesta.
A esto se refiere la segunda ley de la termodinámica que dice: el calor siempre
fluye de un cuerpo más caliente a un cuerpo más frío, nunca en la dirección opuesta.
1.5.15. CALOR ESPECÍFICO.
El calor específico de un material es la cantidad de calor requerida para cambiar
la temperatura de un kilogramo del material en 1° C.
El calor especifico de cualquier material, igual que el agua, varía, pero esta
variación es tan ligera, que resulta suficientemente preciso, en la mayor parte de los
cálculos, el considerar que el calor específico es una cantidad constante. Sin embargo,
lo anterior no es cierto cuando el material pasa por un cambio de estado físico.
El calor específico de un material en el estado sólido es aproximadamente de la
mitad del valor del mismo en estado líquido.
1.5.16. CÁLCULO DE LA CANTIDAD DE CALOR.
La cantidad de calor que deba agregarse o retirarse de una masa dada de
material, para obtener un cambio específico en su temperatura, puede calcularse
usando la siguiente ecuación:
Qs
mC t 2
Qs = Cantidad de calor absorbida.
C = Calor específico del material.
t1 = Temperatura inicial.
t 2 = Temperatura final.
m = masa.
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t1
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1.5.17. TRANSFERENCIA DE CALOR.
La transferencia de calor es el paso de energía térmica de un cuerpo caliente a
uno menos caliente. Cuando un cuerpo físico, por ejemplo, un objeto o fluido, está a
una temperatura diferente a la que están sus alrededores u otro cuerpo, la transferencia
de energía térmica, también conocida como transferencia de calor, ocurre de tal manera
que el cuerpo y sus alrededores llegan al equilibrio térmico. La transferencia de calor
siempre ocurre de un cuerpo caliente a otro menos caliente, (fig.16), como resultado de
la segunda ley de la termodinámica. La transferencia de energía térmica ocurre
principalmente a través de conducción, convección o radiación. La transferencia de
calor nunca puede ser detenida; sólo se le puede hacer más lenta.
Fuente caliente
Fuente fría
Fig. 16 Transferencia de calor de cuerpo caliente al cuerpo frío.
1.5.18. CONDUCCIÓN.
La conducción es un proceso de traslado en el cual la transferencia de calor se
produce en la substancia de una molécula a otra, o de una substancia a otra que éste
en contacto directo con ella. En cualquier caso, las moléculas calentadas comunican su
energía a las otras que se encuentran inmediatamente adyacentes a ellas. (Fig. 17).
Conducción
Fig. 17 Transferencia de calor de cuerpo caliente al cuerpo frío por conducción.
1.5.19. CONVECCIÓN.
Es la transferencia de calor mediante el movimiento. La convección implica el
movimiento de la substancia calentada y se aplica a los líquidos y gases. Cuando se
caliente una porción cualquier de un fluido, esta se expande, aumentando su volumen
por unidad de peso; la porción calentada es más ligera y tiene a subir, siendo
inmediatamente substituida por una porción más fría y más pesada del fluido. (Fig. 18.)
Convección
Fig. 18 Transferencia de calor de cuerpo caliente al cuerpo frío por convección.
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1.5.20. RADIACIÓN.
Es la transferencia de calor que no requiere ningún medio para propagarse, pues
se propaga en forma de una onda de calor, similar a las ondas de la luz. Todos los
cuerpos irradian energía calorífica, estén fríos o calientes; cuanto más caliente se halle
un cuerpo, mayor será el calor que irradie. (Fig.19).
Radiación
Fig. 19 Transferencia de calor de cuerpo caliente al cuerpo frío por radiación.
1.5.21. CALOR SENSIBLE.
Cuando el calor, absorbido o entregado por un material, causa o acompaña a un
cambio de la temperatura del material, el calor se identifica como calor sensible. El calor
sensible sólo se refiere a un cambio de temperatura; no causa ninguna modificación en
el estado de la sustancia. Se le denomina <<sensible>> porque puede percibirse con el
sentido del tacto y se puede medir con un termómetro.
1.5.22. CALOR LATENTE.
Cuando al calor, ya sea agregado a un material o entregado por éste, produce o
acompaña a algún cambio en el estado físico del material, el calor se conoce como
Calor Latente. El calor latente es el que al extraerse de una substancia produce un
cambio de estado en ella, pero no modifica su temperatura durante el tiempo en que
tiene lugar este cambio físico, Se le denomina <<latente>> puesto que existe pero no
se manifiesta exteriormente, es decir no puede percibirse con el sentido del tacto y no
se registra con el termómetro.
1.5.23. CALOR TOTAL.
Es la suma de los calores latentes y sensibles. Según Mollier se refirió al grupo u
+ Pv como contenido de calor y calor total.
1.5.24. CALOR LATENTE DE FUSIÓN.
La cantidad de calor requerida para fundir un kilogramo de un material,
pasándolo de la fase sólida a la fase líquida, se le llama calor latente de fusión. Es
importante recalcar que el cambio de fase se presenta en la temperatura de fusión, en
cualquier dirección, esto es, la temperatura a la cual el sólido se funde convirtiéndose
en líquido, es la misma a la cual el líquido se congela formándose en sólido.
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Además la cantidad de calor que debe entregar un determinado peso de líquido a
la temperatura de fusión para solidificarse es exactamente igual a la cantidad de calor
que debe absorber al mismo peso del sólido al fundirse, convirtiéndose en líquido.
El calor absorbido o entregado durante el cambio de fase no tiene efecto alguno
sobre la velocidad molecular, por lo tanto, la temperatura del material permanece
constante durante el cambio de fase y la temperatura del líquido o sólido resultante es
la misma que la temperatura de fusión.
Lo anterior se aplica con precisión absoluta solamente a los sólidos cristalinos.
Los sólidos no cristalinos, por ejemplo: el vidrio, tiene temperatura de fusión indefinida,
esto es, la temperatura variara durante el cambio de fase. Sin embargo al calcular
cantidades de calor, se supone que la temperatura permanece constante durante el
cambio de fase.
1.5.25. CALOR LATENTE DE VAPORIZACIÓN.
La cantidad de calor que tiene que absorber un kilogramo de un líquido para
cambiar a vapor se conoce como calor latente de vaporización. Cualquier calor que
tome un líquido que ha llegado al a temperatura de saturación, conocida también como
punto de ebullición o temperatura de ebullición, aumenta el grado de separación
molecular, es decir, aumenta la energía potencial interna y la sustancia cambia de la
fase de líquido a la fase de vapor. Aquí también el cambio de fase se puede presentar
en cualquier dirección, en la temperatura de saturación.
Algunos líquidos hierven a temperaturas extremadamente bajas, unos cuantos
de estos son: el amoniaco, el oxígeno y el helio, que hierven a temperaturas debajo de
0° C. La cantidad de calor requerida para vaporizar un peso dado cualquiera de líquido
a la temperatura de saturación se calcula de acuerdo con la ecuación siguiente:
QL Mxhjg
QL = Cantidad de calor en K calorías.
M = Masa o peso en kilogramos.
h jg = Calor latente de vaporización en Kcal/kg.
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1.5.26. CALOR LATENTE DE SUBLIMACIÓN.
La temperatura de una substancia en estado sólido aumenta cuando se le
agrega calor a la misma (calor sensible), pero una vez que alcanza cierta temperatura,
ésta no aumenta cuando se le agrega mas calor, sin embargo, la substancia empieza a
cambiar a su estado líquido (se derrite). Si se lleva acabo el proceso inverso, ya sea
que se remueva el calor aun líquido, su temperatura bajará, pero finalmente esta se
solidificará.
1.5.27. ENTALPÍA.
Es la cantidad de energía de un sistema termodinámico que éste puede
intercambiar con su entorno, que puede ocurrir en algunas substancias. El ejemplo más
común es el uso del “hielo seco” (bióxido de carbono para enfriar). El mismo proceso
puede ocurrir con hielo debajo de su punto de congelación, y se utiliza también en
algunos procesos de congelamiento a temperaturas extremadamente bajas y altos
vacíos. El calor latente de sublimación es igual, a la suma del calor latente de fusión
más el calor latente de evaporación.
Las líneas de entalpía constante son verticales. En un proceso de flujo constante,
tal como sucede en un ciclo refrigerante, la entalpía representa el contenido de energía
calorífica por cada libra de refrigerante.
1.5.28. ENTROPÍA.
Es la función de estado que mide el desorden de un sistema físico o químico, y
por tanto su proximidad al equilibrio térmico.
En cualquier transformación que se produce en un sistema aislado, la entropía
del mismo aumenta o permanece constante, pero nunca disminuye. Así, cuando un
sistema aislado alcanza una configuración de entropía máxima, ya no puede
experimentar cambios: ha alcanzado el equilibrio.
Las líneas de entropía constante se extienden también desde la línea de vapor
saturado hacia la zona de vapor sobrecalentado y forman un cierto ángulo con las
líneas de vapor saturado. Estas líneas aparecen solamente en la zona de
sobrecalentamiento por que es donde ordinariamente se requieren los datos de
entropía, la cual esta relacionada con la disponibilidad de energía.
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1.5.29. VOLUMEN.
Es la cantidad de espacio que ocupa un cuerpo. En física, el volumen es una
magnitud física extensiva asociada a la propiedad de los cuerpos físicos de ser
extensos, que a su vez se debe al principio de exclusión de Pauli. La unidad de medida
de volumen en el Sistema Métrico Decimal es el metro cúbico, aunque el SI, también
acepta (temporalmente) el litro y el mililitro que se utilizan comúnmente en la vida
práctica.
1.5.30. VOLUMEN ESPECÍFICO.
El volumen específico de un material es el volumen que ocupa un kilogramo de
masa de material. Todo material tiene un volumen específico. Debido al cambio de
volumen que acompaña a un cambio de temperatura, el volumen especifico de cada
material según el rango de temperatura.
1.5.31. TEMPERATURA.
No hay que confundir calor con temperatura. Todas las substancias tienen dos
propiedades térmicas: Temperatura y calor. La temperatura de una substancia es sólo
una indicación de su grado de calor, no de la cantidad de calor.
El termómetro es el instrumento más comúnmente usado para medir el grado de
calor o la temperatura de un cuerpo. Debido a sus temperaturas de congelación bajas y
coeficientes de expansión constantes, los líquidos que se usan más frecuentemente en
los termómetros son el mercurio y el alcohol.
Hay tres tipos diferentes de temperatura: Temperatura de bulbo seco,
temperatura de bulbo húmedo y temperatura de condensación.
La temperatura de bulbo seco, es la que nos resulta más familiar, puesto que se
mide con el termómetro común.
La temperatura de bulbo húmedo es la que indica un termómetro de bulbo
húmedo y será siempre más baja que la temperatura de bulbo seco. La temperatura de
bulbo húmedo se mide con un termómetro de bulbo seco al cual se le coloca un trapo o
paño mojado en el bulbo, el cual se hace girar y al hacerlo, disminuye la temperatura,
debido a la evaporación del agua del trapo. La temperatura de punto de condensación
es aquella a la cual comienza la condensación del vapor de agua cuando se reduce su
temperatura.
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Dos escalas de temperatura son comúnmente usadas en la actualidad. La escala
Fahrenheit se usa en los países que han adoptado el sistema métrico decimal, así como
en los trabajos científicos. Otras dos escalas que se usan actualmente en las
mediciones de temperatura son: la escala Kelvin y la Rankine. La escala Kelvin es de
temperatura absoluta y se basa en la escala centígrada, la escala Rankine, es también
de tipo absoluto pero se basa en la escala Fahrenheit. (Fig. 20).
Fig. 20 Escalas de temperatura
1.5.32. PUNTO DE EBULLICIÓN.
El punto de ebullición de un compuesto químico es la temperatura que debe
alcanzar este para pasar del estado líquido al estado gaseoso; para el proceso inverso
se denomina punto de condensación.
Al llegar al punto de ebullición la mayoría de las moléculas es capaz de escapar
desde todas partes del cuerpo, no solo la superficie. Sin embargo, para la creación de
burbujas en todo el volumen del líquido se necesitan imperfecciones o movimiento,
precisamente por el fenómeno de la tensión superficial.
La temperatura se mantiene constante durante todo el proceso de ebullición, y el
aporte de más energía sólo produce que aumente el número de moléculas que escapan
del líquido. Este hecho se aprovecha en la definición de la escala de temperatura en
grados centígrados.
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Un líquido puede calentarse pasado su punto de ebullición. En ese caso se dice
que es un líquido sobrecalentado. (Fig. 21).
Fig. 21 Gráfica con diferentes puntos de ebullición.
1.5.33. REFRIGERANTE.
Se llama líquido refrigerante a un compuesto químico fácilmente licuable cuyos
cambios de estado se utilizan como fuentes de frío y calor. Los refrigerantes según la
norma americana NRSC (National Refrigeration Safety Code) se dividen en tres grupos:
El agua.
El amoníaco.
Los freones. Entre ellos los R12, R22, R502 y los nuevos gases no perjudiciales
para la capa de ozono.
Características de los refrigerantes:
Punto de congelación. Debe de ser inferior a cualquier temperatura que existe en
el sistema, para evitar congelaciones en el evaporador.
Calor latente de evaporación. Debe de ser lo más alto posible para que una
pequeña cantidad de líquido absorba una gran cantidad de calor.
Volumen.- El volumen específico debe de ser lo más bajo posible para evitar
grandes tamaños en las líneas de aspiración y compresión
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Densidad. Deben de ser elevadas para usar líneas de líquidos pequeñas.
Presión absoluta. Las presiones de condensación deben de ser elevadas, para
evitar fugas y reducir la temperatura de condensación.
No son líquidos inflamables, corrosivos ni tóxicos. Además, deben de ser
miscibles y no nocivos con el aceite, y tener un gran dialéctrico.
1.5.34. TONELADA DE REFRIGERACIÓN.
Una tonelada de refrigeración es el efecto de refrigeración que produce al
licuarse una tonelada de hielo a la temperatura de 32° F en 24 horas. Es por tanto, una
variación de calor por unidad de tiempo, más bien que una cantidad de calor.
Para obtener el equivalente de una tonelada de refrigeración en BTU´s hacemos
el siguiente cálculo:
Una tonelada de hielo en el sistema ingles equivale a 2000 libras, ya vimos que
una libra de hielo necesitó 144 BTU´s para derretirse, así que multiplicando 144 por
2000, obtenemos 288,000 BTU´s por día. Dividiendo este valor entre las 24 horas que
tiene un día, el resultado es 1 T. R. = 12, 000 BTU´s por hora = 200BTU / min.
1.5.35. SOBRECALENTAMIENTO.
Una vez vaporizado un líquido, la temperatura aumenta con la adición de calor.
El calor agregado a un vapor después de la vaporización es el calor sensible del vapor,
llamado más comúnmente sobrecalentamiento. Cuando la temperatura de un vapor ha
aumentado arriba de la temperatura de saturación, se dice que el vapor esta
sobrecalentado.
1.5.36. SUBENFRIAMIENTO.
Consiste en enfriar al líquido que sale del condensador, logrando con ello un
aumento del coeficiente de efecto frigorífico. Esto se logra mediante el empleo de agua
de enfriamiento lo mas fría posible y eligiendo un condensador apropiado. Se define
como Subenfriamiento de Líquido en un sistema, al valor de temperatura (°F ó °C) de
un refrigerante en estado líquido al quitarle calor sensible a partir de su punto de 100%
de saturación empieza dentro del Condensador con líquido 100 % saturado, hasta el
Dispositivo de Control de Líquido. (Fig. 22)
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Fig. 22 Ejemplo de subenfriamiento de condiciones R-22 y 280 PSI.
Una vez que el vapor saturado dentro del Condensador comienza a cambiar de
fase a líquido saturado, el subenfriamiento empieza a ocurrir y calor sensible se
rechaza, recordar que Calor Sensible es calor que causa un cambio de temperatura, por
lo que una disminución en temperatura de líquido saturado en el condensador se
considera subenfriamiento.
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CAPÍTULO II
SELECCIÓN DEL TIPO DE
CONDENSADOR
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2.1. CLASIFICACIÓN DE CONDENSADORES
PARA REFRIGERACIÓN.
Después de analizar los diferentes puntos necesarios para llevar a cabo el
diseño de un condensador, se procederá a describir los diversos tipos de
condensadores y analizar su funcionamiento.
El condensador es uno de los componentes principales en el ciclo de
refrigeración, que sigue después del sistema de compresión. Básicamente es otra
unidad de intercambio de calor en la cual el calor que el refrigerante recogió en el
evaporador, también el que le agregó el compresor, se disipa a algún medio de
condensación. El vapor a alta presión y temperatura que deja el compresor está
sobrecalentado, y este sobrecalentamiento se acostumbra eliminar en la tubería de
descarga de gas caliente, y en la primera parte del condensador. Al bajar la temperatura
del refrigerante a su punto de saturación, comienza a condensar el vapor en un líquido,
que se vuelve a usar en el ciclo. (Fig. 23)
Fig. 23 Remoción del calor del refrigerante en un condensador.
Los condensadores pueden tener enfriamiento con algunos fluidos que existen
en abundancia, tales como aire o agua son los encargados de llevar el calor fuera del
sistema; estos fluidos caracterizan al condensador, que por consiguiente puede ser de
enfriamiento por aire o por agua.
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Los condensadores de enfriamiento por agua son de dimensiones reducidas,
más silenciosos, más fáciles de instalar, permiten mejores presiones y temperaturas de
condensación, y también de mejor control de la presión diferencial de las unidades que
trabajan; motivo por el cual se les prefiere cuando el uso del agua no resulta prohibitivo
por su costo o incómodo por la necesidad de instalar cañerías.
Cuando el costo de la energía eléctrica es elevado y el agua es barata, conviene
el condensador de agua.
Cuando la energía de eléctrica es barata y el agua cara, convendrá el
condensador enfriado por aire que gasta la energía eléctrica necesaria por los
sopladores del aire de enfriamiento del condensador. Cuando son caras tanto la
energía eléctrica como el agua, se recurre a los condensadores evaporativos, que
consumen poco agua y al mismo tiempo permiten tener una temperatura menor que los
del aire, aumentando el rendimiento de la máquina y disminuyendo el consumo de
electricidad para una potencia determinada. En la fig. 24 se muestra los tres tipos de
condensadores usados comúnmente en refrigeración.
(a)
(b)
(c)
Fig. 24 Condensadores típicos usados en refrigeración, (a) condensador enfriado por agua, (b)
condensador enfriado por aire, (c) condensador enfriado por agua-aire (evaporativo).
Condensadores enfriados por aire, los refrigeradores domésticos tienen en
general un condensador enfriado por aire, que depende del flujo del aire por gravedad
para que pase por él. Otras unidades de enfriamiento por aire emplean ventiladores
para soplar o succionar grandes volúmenes de aire a través del serpentín del
condensador.
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La fig. 25 muestra el condensador enfriado por aire depende de un suministro
abundante de aire relativamente “frío”, por que para tener un flujo de calor del
refrigerante en el condensador, al medio de enfriamiento, el aire debe estar a una
temperatura más baja que la del refrigerante. Hasta cuando la temperatura del ambiente
es mayor que 100° F, sigue siendo menor que la del refrigerante en el condensador y
éste cede algo de calor al regresar a su estado líquido.
Fig. 25 Condensador de tubos aletados enfriados por aire forzado.
Los condensadores enfriados por aire se construyen de manera algo semejante
a los demás tipos de cambiadores de calor, con serpentines de tubos de cobre o
aluminio con aletas. Los evaporadores deben tener filtros frente a ellos para reducir su
obstrucción por el polvo, pelusa y otros materiales; pero los condensadores no tienen
esos filtros, y por lo tanto se deben limpiar con frecuencia para evitar la reducción en su
capacidad.
Es recomendable instalar este condensador en el exterior, junto a una
construcción o en un techo plano. En ese lugar, al aire libre, se dispone de un
suministro adecuado de aire de enfriamiento, a la temperatura ambiente del exterior, y
con ello se evitan las temperaturas indeseables en la construcción. El movimiento de
aire por el serpentín se provoca ya sea por medio de un ventilador centrífugo movido
por bandas o uno de hélice con acoplamiento directo. El ventilador de baja velocidad y
aspas anchas mueve el volumen necesario de aire sin originar demasiado ruido.
Este tipo de condensadores puede armarse en cualquier combinación de
unidades que se necesiten para la eliminación requerida de calor. El aire puede
succionarse o soplarse por los serpentines. El otro diseño, un solo condensador puede
tener más de un circuito
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De la disposición de su serpentín, de modo que se puede usar con varios
evaporadores y compresores separados.
Pueden surgir dificultades con los condensadores enfriados por aire si se
trabajan a bajas temperaturas ambiente, a menos que se tomen las debidas
precauciones para mantener las presiones normales para la unidad.
En la práctica, todas las unidades de refrigeración de potencia menor que un
caballo de vapor usan condensadores enfriados por aire, debido a su simplicidad.
Generalmente, un sistema de refrigeración que use un condensador enfriado por aire
funciona con una temperatura de condensación ligeramente superior (en unos 41° F ) a
la de un sistema que use un condensador enfriado con agua por una torre de
enfriamiento. La razón esta en que un condensador enfriado por aire, la temperatura
seca del aire es la que controla la temperatura de condensación cuando utiliza un
condensador de evaporación o torre de enfriamiento.
Por otro lado, el condensador enfriado por aire no necesita agua, y no existen los
peligros de formación de incrustaciones, corrosiones o congelación.
2.2. CONDENSADORES ENFRIADOS POR AGUA.
Hay cuatro tipos básicos de condensadores enfriados por agua:
1.- De doble tubo.
2.- De envolvente y tubo vertical abierto.
3.- De envolventes y tubos horizontales.
4.- De envolvente y serpentín.
2.2.1. CONDENSADORES DE DOBLE TUBO.
Consiste en dos tubos dispuestos de tal manera que uno queda dentro del otro
concentricamente, se puede clasificar como condensador de combinación enfriado por
agua y aire, tiene el refrigerante pasando por el tubo exterior, en el que queda expuesto
al efecto enfriador del aire que pasa naturalmente por el exterior de los tubos exteriores,
mientras se hace circular aire por los tubos interiores, el agua entra por los tubos
inferiores y sale por la parte superior. De este modo se obtiene la eficiencia máxima, por
que el agua más fría puede eliminar algo de calor del refrigerante en estado líquido y
con ello lo subenfría. Entonces, el agua más caliente todavía puede absorber calor del
vapor, ayudando al proceso de condensación. (Fig. 26).
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Entrada del vapor
refrigerante
Refrigerante
Salida del agua
Agua
Entada del agua
Salida del
refrigerante
condensado
Fig. 26 Intercambiadores de calor de tubo doble
Es deseable tener a los fluidos en contraflujo, para cualquier cambiador de calor,
ya que con esto tiene diferencia de temperatura media, entre los fluidos de más alto
valor y por lo tanto, la razón más alta de transferencia de calor.
2.2.2. CONDENSADORES DE ENVOLVENTE Y TUBO VERTICAL ABIERTO.
En instalaciones grandes como amoniaco, se usan condensadores tipo
acorazados colocados verticalmente. La construcción de condensadores tipo acorazado
verticales es muy similar a la de los enfriadores tipo acorazado.
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Entrada
de agua
Alimentación del
refrigerante
Salida del
refrigerante
Tobera intercalada
Fig. 27 Condensador acorazado vertical “Espira-Inund” diseñado para trabajar inundado. El agua
fluye hacia abajo a través de los tubos dándole un efecto de remolino por toberas diseñadas
especialmente (insertadas).
El condensador vertical esta equipado con una caja de agua en su parte
superior, para distribuir el agua a los tubos y para el drenado del agua por el fondo.
Cada uno esta equipado en su parte superior con un distribuidor ajustable el cual
imparte movimiento de rotación al agua a fin de asegurar una adecuada humedad sobre
el tubo. El vapor refrigerante caliente por lo general entra al cilindro por el centro del
condensador y el líquido sale del condensador cerca de la parte inferior del mismo. La
altura de los condensadores acorazados varía entre 12 y 18 pies. Son ideales para
instalaciones donde se tiene agua de mala calidad y algunas otras condiciones que
causan la formación rápida de incrustaciones ya que se limpian con facilidad
mecánicamente mientras el sistema esta en operación.
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2.2.3. CONDENSADOR DE CORAZA ENVOLVENTE Y TUBOS HORIZONTAL.
Los condensadores de coraza y tubo consisten en un tubo de acero en el cual se
tiene un determinado número de tubos colocados paralelamente y unidos en los
extremos a un cabezal de tubos. Su construcción es casi idéntica a los enfriadores tipo
acorazado de líquido inundado. El agua condensante circula a través de los tubos, los
cuales pueden ser de acero o de cobre, descubiertos o de superficie alargada. El
refrigerante esta contenido en el cilindro de acero entre los cabezales de tubos. El agua
circula entre los espacios anulares entre el cabezal de tubos y las placas extremas, las
placas de los extremos tienen desviadores que actúan como distribuidores para guiar la
corriente de agua que atraviesa los tubos. La distribución de los desviadores de las
placas de los extremos determina el número de pasos de agua a través del
condensador desde un extremo hasta el otro antes de la salida del condensador. El
número de pasos puede ser desde dos hasta veinte o más. (Fig. 28)
Fig.28 Intercambiadores de calor de coraza y tubo.
Para cualquier número de tubos estipulados, el número de tubos por paso varía
inversamente con el número de pasos.
Por ejemplo suponiendo que un condensador tenga un total de cuarenta tubos, si
hay dos pasos, el número de tubos por paso es de veinte, que para cuatro pasos, el
número de tubos por paso es de diez.
Los condensadores de casco y tubo están disponibles en capacidades que
fluctúan desde 2 hasta varios cientos de toneladas de refrigeración. El diámetro varía
de 4 hasta 60 plg y la longitud varía aproximadamente desde 3 pies hasta 20 pies. El
número y diámetro de los tubos depende del diámetro del cilindro. Son comunes los
diámetros de tubo de 5/8 de plg hasta 2 plg; el número de tubos en el condensador
desde 6 u 8 hasta tantos como mil o más. Las placas de los extremos del condensador
se pueden quitar para hacer limpieza mecánica de los tubos.
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2.2.4. CONDENSADOR DE ENVOLVENTE Y SERPENTÍN.
Si en lugar de varios tubos dentro de la coraza del condensador, hay uno o más
serpentines armados a través de los cuales pasa el agua para eliminar el calor del
vapor que se condensa, se dice que el condensador es de envolvente y serpentín.
Estos son construidos de uno o más tubos descubiertos o de serpentín y tubos aletados
encerrados en un cilindro de acero soldado (fig. 29). El de tubos aletados es el
intercambiador de calor compacto más comúnmente empleado. La configuración de la
aleta puede ser rectangular o circular, continua o individual; a su vez la geometría para
los tubos puede ser circular, plana u oval. En operación, parte o toda la superficie de la
aleta puede ser cubierta por una película de agua producida por la condensación del
vapor de agua en la corriente de aire entrante.
El agua condensante circula a través del serpentín mientras que el refrigerante
está contenido en el depósito circular rodeando los serpentines. El refrigerante caliente
entra por la parte superior del cilindro y se condensa al estar en contacto con el agua
del serpentín. El líquido condensante sale de los serpentines por la parte inferior del
cilindro el cual con frecuencia sirve también como tanque corrector. Debe tenerse
cuidado de no sobrecargar al sistema con refrigerante ya que en una excesiva
acumulación de líquido en el condensador tendería a cubrir demasiado la superficie
condensante lo que causaría un aumento en la temperatura y presión de descarga.
Muchos de los condensadores de cilindro y serpentín están equipados con un
circuito de agua separado. Como regla general, este tipo de condensadores se usan
solo para instalaciones pequeñas hasta de aproximadamente 10 toneladas de
refrigeración de capacidad. Los condensadores de cilindro y serpentín se usan cuando
existe la seguridad de tener agua razonablemente limpia, por que el único medio de
limpiarlo es lavarlo con limpiador químico circulándolo a través de los serpentines de
agua.
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Fig. 29 Condensador de envuelta y serpentín.
2.3. CONDENSADOR EVAPORATIVO.
Especialmente un condensador evaporativo es una unidad empleada para
conservar el agua y, en efecto, es una combinación de condensador y torre de
enfriamiento en una sola unidad. En la fig. 30 se muestra un típico condensador
evaporativo.
Sabemos que tanto el aire como el agua se utilizan en un condensador
evaporativo. El agua es bombeada desde el depósito inferior de la unidad hasta el
cabezal de atomización, la atomización se efectúa hacia abajo pasando sobre los
serpentines refrigerantes hasta el depósito inferior de la unidad. El aire es tomado del
exterior por la parte inferior del condensador utilizando un soplador, el aire es
descargado al exterior por la parte superior del condensador. En algunos casos, tanto la
bomba como el soplador son impulsados por el mismo motor, en otros casos se usan
motores por separado.
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Aún cuando en el proceso termodinámico real que tiene lugar en el condensador
evaporativo es algo complicado, fundamentalmente es un proceso de enfriamiento
evaporativo. El agua es evaporada debido a la atomización y al paso del aire a través
de la superficie humedecida del condensador, siendo la fuente de calor vaporizante el
refrigerante condensante en el serpentín condensador.
Fig. 30 Esquemas de condensadores evaporativos.
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Eventualmente todo el calor cedido por el refrigerante en el condensador sale del
mismo, ya sea, como calor sensible o calor latente (humedad) en la descarga de aire.
Ya que tanto la temperatura como el contenido de humedad del aire se aumentan a
medida que el aire pasa a través del condensador, la efectividad del condensador, en
parte depende de la temperatura de bulbo húmedo del aire que entra al condensador. A
menor temperatura de bulbo húmedo se tendrá un condensador evaporativo más
efectivo.
Con objeto de facilitar la limpieza y eliminar las incrustaciones, el serpentín del
condensador se hace de tubo descubierto en vez de tubo aletado. La cantidad de
superficie de serpentín por tonelada de capacidad varía según el fabricante y depende
en gran parte de la cantidad de aire y agua en circulación.
Generalmente la capacidad de los condensadores evaporativos se incrementa al
aumentar la capacidad de aire en circulación a través del condensador esta limitado por
los requerimientos de potencia del ventilador y por la velocidad máxima del aire que
puede admitirse a través de los eliminadores sin que se transporten partículas de agua.
La cantidad de agua que circule sobre el condensador deberá ser la necesaria
para conservar lo bastante humedecida la superficie de los tubos a fin de obtener la
eficiencia máxima de la superficie del tubo y tener el mínimo de incrustaciones. Sin
embargo, una razón de flujo de agua en exceso del aumento necesario para tener la
superficie de los tubos suficientemente humedecida, traerá como consecuencia un
aumento en el suministro de potencia de la bomba sin que se aumentase materialmente
la capacidad de condensador de 15,000 BTU por hora por tonelada, el agua pérdida por
evaporación es aproximadamente 15 lb (2 gal.) por hora por tonelada (15,000/1,000).
Además del agua pérdida por evaporación, cierta cantidad de agua también se pierde
por arrastre y sangrado. La cantidad de agua perdida por arrastre y sangrado es
aproximadamente de 1.5 a 2.5 gal por hora por tonelada dependiendo del diseño del
condensador y de la cantidad de agua usada. Entonces, el consumo total de agua para
ese condensador evaporativo esta entre 3 y 4 gal por hora por tonelada.
49
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2.4. DISEÑO TERMODINÁMICO DE UN
CONDENSADOR DE CORAZA Y TUBOS.
2.4.1. DATOS DE DISEÑO.
Mediante las consideraciones termodinámicas habrá de determinarse las
características de nuestro condensador de coraza y tubos. Se fijarán valores para la
velocidad y gastos de agua que circulará entre los tubos.
Se obtendrán las características de los mismos, y en fin se establecerán las
dimensiones y números de pasos necesarios para llevar a cabo la condensación en un
área de intercambio que se obtendrá bajo las siguientes.
Capacidad…………………………………..……..
100 toneladas de refrigeración.
Temperatura de evaporación……………………
10°F
Temperatura de agua a la entrada del
condensador………………………………………. 85°F (temperatura crítica para verano)
Temperatura de condensación del vapor 95°F
refrigerante………………………………………... (según fabricantes Tc=95 110°F)
Refrigerante……………………………………….. Amoniaco NH3 (R717)
50
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2.4.2. CONCEPTOS PRELIMINARES.
La temperatura promedio del medio condensante, depende de la temperatura a
la entrada y del aumento de la temperatura en el condensador. Debido a que la
temperatura del medio condensante disminuye a medida que aumenta la razón de flujo,
a mayor razón de flujo, menor será la temperatura promedio del líquido condensante y
menor será la temperatura condensante. La razón de flujo del medio condensante a
través del condensador. Si la razón del flujo a través del condensador es muy pequeño
del coeficiente de transferencia.
Por otra parte, si la razón de flujo es muy alto, la caída de presión a través del
condensador será excesiva, resultando con ello que la potencia requerida para hacer
circular al medio condensante, también sea excesiva.
Debido a que la temperatura de diseño del medio condensante a la entrada,
generalmente está fijada por condiciones que están fuera de control del sistema
diseñado, se deduce que el tamaño y diseño del condensador y la razón de flujo del
medio condensante son determinados casi por completos por la temperatura
condensante de diseño.
Aún cuando es deseable tener temperaturas condensantes bajas porque con ello
se tendrá una eficiencia alta en el compresor y son menores los requerimientos de
potencia en el compresor, esto no necesariamente indica que es uso de superficies
condensantes grandes y alta razón de flujo a fin de proporcionar una temperatura
condensante baja, resultaría en una instalación de los más práctico y económico. Otros
factores que deben tomarse en consideración y que tienden a limitar el tamaño del
condensador y/o la cantidad de medio condensante en circulación son la bomba para
circular el medio condensante.
Si la razón de flujo se aumenta más allá de cierto valor, el aumento de potencia
necesario para circular en medio condensante compensará la reducción de la potencia
requerida en el compresor debido a la disminución de la temperatura condensante.
Obviamente, la razón de flujo óptima para el medio condensante es la que
resulta con los costos más bajos para el sistema. Para tener una buena eficiencia el
sistema requiere tener temperaturas condensantes bajas para aplicaciones de baja
temperatura más que aplicaciones de alta temperatura se deduce que para la misma
carga del condensador la razón de flujo óptima del medio condensante será por lo
general más alto para aplicaciones de baja temperatura que para aplicaciones de alta
temperatura.
51
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Además para el caso de que la temperatura a la entrada del medio condensante
sea relativamente alta, se necesitará de una superficie condensante mayor y también
una mayor razón de flujo a fin de tenerse una temperatura condensante razonable
cuando la temperatura del medio condensante es baja a la entrada del condensador.
Se ha tomado la temperatura del agua de enfriamiento a la entrada del
condensador de 85°F, previendo que contamos con una torre de enfriamiento que nos
proporciona esta temperatura de agua en verano que serian las condiciones más
criticas que impone temperaturas elevadas.
Según los fabricantes de unidades enfriadoras con agua, la temperatura de
condensación varia entre los 95°F y los 110°F, de lo que se deduce que la temperatura
dada de 98°F asegura una eficiencia de norma. (Fig. 31, para mayor detalle ver
diagrama No. 12)
Como este diseño es especialmente para una máquina cilindradora de hielo con
una capacidad de 45 Ton./24 hrs. el fabricante recomienda utilizar una temperatura de
evaporación de 10°F que será la temperatura a la cual succiona el compresor el gas
refrigerante. Para determinar la capacidad del condensador se obtiene multiplicando las
toneladas de hielo que da la máquina por un factor un factor de 2.22 para saber las
toneladas de refrigeración.
T.R.= 45 (2.22) = 100
El diagrama de flujo de la figura 31 muestra el sistema mecánico de refrigeración
de la máquina para hacer hielo y la figura 33 explica brevemente el periodo de
congelación y de deshielo del evaporador fabricador de hielo en cilindros con capacidad
de 45 Ton./24Hrs.
Fig. 31 Representación de las condiciones de operación del sistema de refrigeración, en donde va a
operar el condensador.
52
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Fig.32 Diagrama de flujo del sistema mecánico de refrigeración para la maquina cilindradora del hielo, 45
TON./24 HR.
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DISTRIBUIDOR
DE AGUA
ACUMULADOR
VÁLVULA
FLOTANTE
HIELO
TABLERO
ELÉCTRICO
MOTOREDUCTOR
DESCARGA
DE HIELO
CORTADOR
EXPULSADO
BOMBA
Fig. 33 Periodo de congelación y de deshielo el evaporador fabricador de hielo en cilindros con capacidad
de 45 Ton./24 hr.
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Para saber la temperatura del medio condensante a la salida del condensador se
seguirán las indicaciones de los mismos fabricantes que aprueban lo siguiente:
ΔT
Temperatura de entrada del agua al
condensador
85°F
7.5
80°F
10.0
70°F
15.0
Aplicando lo anterior podemos determinar la temperatura del agua a la salida del
condensador tomando un ΔT de 7.5 en nuestro caso.
ΔT = Tf - To
(Ecc. 2.1)
Tf = ΔT + To
Tf = 7.5 + 85
Tf = 92.5°F
De donde:
Tf = Temperatura del agua a la salida del condensador.
ΔT= Elevación de la temperatura del agua.
To = Temperatura del agua a la entrada del condensador.
2.4.3. CARGA DEL CONDENSADOR (Q).
El calor total rechazado en el condensador incluye tanto el calor absorbido en el
evaporador como la energía equivalente del trabajo de compresión. Cualquier
sobrecalentamiento absorbido por el vapor de succión del aire de los alrededores,
también forma parte de la carga del condensador.
Debido a que el trabajo de compresión por unidad de capacidad refrigerante
depende de la relación de compresión, la cantidad de calor rechazado en el
condensador por unidad de capacidad refrigerante varía con las condiciones de
operación del sistema.
55
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El dato inicial del diseño indica 100 toneladas de refrigeración en el lado de
evaporación, sin incluir el calor proporcionado por el compresor.
Para determinar la carga real del condensador se emplea la gráfica 1 que da un
factor de corrección para determinar la cantidad de calor liberado total, de acuerdo con
las temperaturas de evaporación y condensación.
Para una temperatura de evaporación de 10°F y una temperatura de
condensación de 98°F la gráfica da un factor de corrección de 1.32.
El calor que se elimina en el condensador por un sistema de 100 Toneladas de
refrigeración es:
Q = (100) (12000) (Factor de corrección)
Q = (100) (12000) (1.32)
Q = 1,584,000 BTU/Hr.
2.4.4. DIFERENCIA MEDIA LOGARÍTMICA DE TEMPERATURA (LMTD).
La diferencia media logarítmica de temperatura (LMTD) entre el vapor
refrigerante y el agua de condensación es el promedio aritmético de las temperaturas
de entrada y salida del agua de circulación. Pero es el caso que la temperatura del
agua de enfriamiento se eleva, a medida que el vapor refrigerante se condensa, de ahí
que la diferencia media logarítmica de temperatura puede calcularse a partir de la
siguiente ecuación
LMTD
(TC TO )(TC T f )
In
TC TO
TC T f
Donde:
LMTD= Diferencia media logarítmica de temperatura (°F).
TC = Temperatura de condensación (°F).
TO = Temperatura del agua a la entrada del condensador (°F).
Tf = Temperatura del agua a la salida del condensador (°F).
56
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Sustituyendo en la ecuación anterior obtenemos:
LMTD
(98 85)(98 92.5)
98 85
In
98 92.5
LMTD = 8.718 °F
La diferencia de temperatura media logarítmica aquí indicada y llamada después
diferencia de temperatura efectiva media (METD) puede también obtenerse de la tabla
No. 2, para adquirir los valores de esta tabla realizaremos lo siguiente.
_ Tc
To
_ Tc
Tf
L1
L2
_ 98
85
_ 98
92.5
13
5 .5
Sustituyendo:
Interpolando encontramos el valor de METD = 8.72 °F
De donde:
Tc = Temperatura de condensación (°F).
To = Temperatura del agua a la entrada del condensador (°F).
Tf = Temperatura del agua a la salida del condensador (°F).
L1 = Valor horizontal para entrar a la tabla.
L2 = Valor vertical para entrar a la tabla No. 2.
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2.4.5. SECCIÓN DE LA TUBERÍA.
Los tubos para condensadores no deberán confundirse con tubos de acero u otro
tipo de tubería obtenida por extrusión o tamaños normales de tubería de hierro. El
diámetro exterior de los tubos reales en pulgadas está dentro de tolerancias muy
estrictas. Estos tubos para condensadores se encuentran disponibles en varios metales,
los que incluyen acero negro, cobre, admiralty, metal muntz, latón, 70 – 30 Cobre –
Níquel, Aluminio – Bronce, aluminio, y aceros inoxidables. Todos ellos son adecuados
para usarse con los refrigerantes más comunes, excepto que no se debe usar cobre y
latón con amoniaco, ya que en presencia de la humanidad, el amoniaco ataca los
materiales no ferrosos.
La tubería se puede obtener en diferentes espesores de pared, definidos por el
calibrador Birmingham para alambre, que en la práctica se refiere como el calibrador
BWG del tubo. En la tabla numero 5 se enlistan los tamaños de tubo que generalmente
están disponibles, de los cuales los de ½ pulgada y 1 ½ pulgada de diámetro exterior
son los más comunes en el diseño de condensadores. Los datos de la tabla han sido
arreglados de tal manera que puedan ser útiles en los cálculos de transferencia de
calor.
Debido a la gran capacidad que va tener nuestro condensador se deduce que los
tubos en el interior de la coraza serán de 1 ¼ pulgada de diámetro exterior nominal y de
material de acero negro ya que este no es afectado por el amoniaco.
Si observamos la tabla número 5 nos damos cuenta que el calibre BWG de los
tubos de este diámetro varían entre 8 y 18, por cuestiones propias de diseño el calibre
del tubo lo escogemos en base a un término medio, lo que significa que el tubo será de
calibre BWG 13.
Si nos referimos a la misma tabla de selección, que proporciona las dimensiones
y datos físicos de tubería de acero negro sin costura, se obtiene que para un tubo de
1 ¼” de diámetro corresponden las siguientes características:
Diámetro nominal………………………………………………
Diámetro interior…………………….………………………….
Área trasversal exterior……………………….……………….
Área trasversal interior……………………………..………....
Superficie exterior por pie lineal en pies 2……………………
Superficie interior por pie lineal en pies2…………………….
Espesor de pared de tubo.……………………………………
Calibre BWG……………………………………………………
Especificación conforme a ASTM……………………………
58
1 ¼ pulgadas
1.06 pulgadas
7.2708x10-3 pie2
6.125x10-3 pie2
0.3271 pies2
0.2775 pies2
0.095 pulgada
13
SA-214
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2.4.6. ESPACIO DE LOS TUBOS.
Los orificios de los tubos no deben taladrarse muy cerca uno del otro, por que
una franja demasiado estrecha de metal entre los tubos adyacentes, debilita
estructuralmente el espejo.
La distancia más corta entre los orificios adyacentes se llama claro o ligadura. El
espacio de los tubos es la distancia menor de centro a centro en tubos adyacentes.
Los tubos se colocan en arreglos triangulares o cuadrados como se muestra en
la figura 33 La ventaja del espaciado cuadrado es que los tubos son accesibles para
limpieza externa y tiene una pequeña caída de presión cuando el fluido fluye en la
dirección indicada en la figura 34.a.
Las normas TEMA recomienda para un arreglo cuadrado, una distancia mínima
de centro a centro de los tubos 1.25* de y un mínimo de ¼ pulgada.
Si el fluido de cubierta no es sucio se permite un arreglo triangular; la distancia
mínima de centro a centro de los tubos debe ser 1.25 · DE.
Cuando los tubos son rotados, existe una mayor caída de presión que si
estuviera en línea; sin embargo el coeficiente de transferencia de calor es mayor para
una velocidad dada en el arreglo rotado si el flujo corre diagonalmente como se muestra
en la figura 34 b y c.
(a) Arreglo en
cuadrado
(b) Arreglo
triangular
(c) Arreglo en
cuadro rotado
Fig. 34 arreglos comunes para los tubos de intercambiadores.
59
(d) Arreglo triangular con
espacio para limpieza
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2.4.7. GASTO Y VELOCIDAD DEL AGUA DE CIRCULACIÓN.
En los condensadores no se usan velocidades en el agua menores de 3 ft/s y no
deberá exceder a 8 ft/s, esto es en base a las normas A.P.I. Las velocidades bajas son
deseables puesto que evitan erosión en los tubos y lugares en que el agua cambia de
dirección en nuestro caso asumiremos que:
4.5 Ft
V
285 Ft
V
s
min
Sabiendo ya la velocidad del agua por tubo, fácilmente podemos determinar el
caudal a partir de la ecuación de continuidad.
G
AV
De donde:
G = Es el gasto o caudal por tubo.
A = Área transversal interior de un tubo de haz, 6.128x10 -3 ft2.
V = Es la velocidad del agua por tubo, 285 ft/min.
G
128 10
3
3
G 1.746 Ft
G
285
min
13 G.P.M
Ahora es necesario determinar el gasto de agua por paso en nuestro
condensador. Es evidente que la cantidad de energía suministrada, o extraída, a una
masa conocida de material para producirle un cambio especifico en su temperatura,
puede obtenerse a partir de la siguiente relación:
.
Qc
mC (To T f )
60
BTU
Hr
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De donde:
Qc = Carga del condensador.
m = Cantidad de agua que entra al condensador.
Cp = Calor especifico del agua.
To = Temperatura del agua a la entrada del condensador.
Tf = Temperatura del agua a la salida del condensador.
El valor del calor específico a presión constante para el agua es 1 BTU/lb,
.
sustituyendo este valor de Cp, en la ecuación anterior y despejando la masa ( m ) nos
quedaría como sigue:
.
m
Q
Cp T
BTU
Hr
BTU
( F)
lb
lb
Hr
Ya que por lo general la cantidad de agua se expresa en GPM es muy deseable
calcular la cantidad del medio condensante en esas unidades en lugar de libras por
hora.
Para convertir libras de agua por hora a galones por minuto, se divide por 60
minutos para reducir libras por hora a libras por minuto y, después se divide por minuto
y, después se dividen por 8.33 lb/gal para convertir libras por minuto a galanos por
minuto, o sea:
m
GPM
lb
Hr
(60 min) 8.33
lb
gal
Si estas constantes de conversión son incorporadas a la ecuación anterior,
puede calculase directamente la cantidad de agua en galones por minuto resultado de
la siguiente ecuación:
GPM
QC
60 8.33
61
T
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O, combinando constantes:
Q
500 T
GPM
Con esta ecuación protección procederemos a hacer el cálculo del medio
condensante por paso, sustituyendo los valores ya obtenido con anterioridad.
1584000
500 7.5
GPM
GPM 422
Entonces, podemos determinar el número de tubos que hay por paso:
G.P.M
Paso
G.P.M
Tubo
N
N
422
13
N
32.46 32
32 Tubos
El número de pasos se podrá definir hasta haber obtenido el área de intercambio
del condensador, pero el número sea cual sea que se obtenga, cada paso deberá estar
dotado de 32 tubos.
62
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2.4.8. COEFICIENTE GLOBAL DE TRANSMISIÓN DE CALOR.
Puesto que:
T
R
Q
En donde:
R Representa la resistencia total que se opone al paso del fluido
1
calorífico. Es costumbre construir R por
, donde U se llama coeficiente global de
U
transmisión de calor. Cuando los equipos tubulares han estado en servicio por algún
tiempo, se les depositan incrustaciones en la parte interior y exterior de los tubos
añadiendo las resistencias más el flujo de calor. Al calcular el valor de diseño de “U” hay
que tener en cuenta esta resistencia, llamado factor de incrustación.
La ecuación para realizar el cálculo de U
U
1
1
h0
A0
KAm
A0
h8 Ai
A0
hi Ai
Donde:
ho =
Es el coeficiente de condensación a través del vapor que se condensa sobre la
superficie exterior de un tubo cilíndrico horizontal que queda determinado por la
expresión de Nusselt.
h0
0.725
Kf
f
f
N D
v
f
g hfg
T
1
4
Kf = Conductividad del condensado.
f = Densidad del condensado.
= Densidad del vapor.
g = Aceleración de la gravedad.
hfg = Calor latente de vaporización.
N = Número de tubos en fila vertical.
D = Diámetro exterior del tubo.
f = Viscosidad del condensador.
ΔT = Diferencia de temperaturas entre el vapor que se condensa y la superficie exterior
del tubo. Ao = Área exterior del tubo.
Ai = Área interior del tubo.
Am = Superficie media del tubo.
V
63
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Am
A0
Ai
A
In 0
Ai
K = Conductividad térmica del acero.
hi = Es el coeficiente de transmisión del calor en la capa límite, del agua, se determina
mediante una expresión de Nusselt para convección forzada, además de una
constante que vale para condensadores 0.0264
hi
K VD
C
D
0.8
C
K
0.4
C = Constante 0.0264.
K = Conductividad Térmica del agua.
D = Diámetro interior del tubo.
V = Velocidad media del agua.
ρ = Densidad del agua.
μ = Viscosidad del agua.
C = Calor específico del agua.
hs = Es el factor de incrustación o de sarro que se emplea para tubos de condensador
de amoniaco, según dato consignado de la tabla 8 para agua dura con más de 15
granos/gal obtendremos un factor de incrustación de 0.003 = 1 / hs.
En caso de que se consideran los valores de las propiedades termofísicas
anteriores podríamos hacer al cálculo de “U”, (coeficiente global de transferencia de
calor) pero por falta de algunos datos, por rapidez y facilidad de diseño podemos tomar
un valor aproximado de la tabla 9.
El valor de “U” también lo podemos encontrar utilizando las gráficas 4 recordadas
por algunos fabricantes de condensadores de envolvente y también para refrigerante
717.
De donde obtenemos un coeficiente global de transferencia de calor que varía
entre 175 y 182 según la longitud del tubo, tomaremos un valor intermedio, por lo tanto:
U = 179 BTU/Hr-Ft2-°F
Observamos este valor en la tabla 9 vemos que cae dentro de los valores
recomendados.
64
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2.4.9. CÁLCULO DEL ÁREA DE TRANSMISIÓN DE CALOR.
Debe quedar claro que el área exterior de los tubos forma la superficie de
transferencia de calor; de la ecuación de Fourier podemos obtener esta área.
Ecuación de Fourier:
Q U A T
Q U A LMTD
BTU
Hr
De la ecuación anterior despejamos el área y obtenemos:
A
Q
U ( LMTD)
Ft 2
Sustituyendo valores adquirimos lo siguiente:
A
A
1584000
179 8.72
1015
Ft 2
2.4.10. LONGITUD DE TUBOS Y NÚMEROS DE PASOS.
Para determinar la longitud de los tubos y el número de pasos, dividimos la
superficie de intercambio entre los pies cuadrados de superficie exterior por pies lineal
de tubo, por el número de tubos por paso, que se había obtenido de 32, y por el número
de pasos que se considere. Se deduce de lo anterior la longitud dependerá únicamente
del número de pasos que se escoja, puesto que los demás valores no se pueden alterar
las condiciones mismas del diseño termodinámico.
Tabularemos para el número de pasos necesarios para obtener una longitud que
sea congruente al diámetro de la cubierta, este diámetro de la cubierta, este diámetro lo
obtenemos de la tabla 10.
65
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La longitud entonces:
A
a N n
L
Ft
Donde:
L = Longitud de tubos.
a = Pies cuadrados de superficie exterior por pie lineal de tubo.
N = Número de tubos por paso.
n = Número de pasos.
“a” Se obtiene de la tabla 7 de datos físicos de tubería a = 0.3271 Ft2.
Sustituyendo valores:
Para 2 pasos:
1015
(0.3271)(32)(2)
L
L
48
Ft
Diámetro aproximado de la coraza según tabla 8.
D
17 Pu lg adas
Para 4 pasos:
1015
(0.3271)(32)(4)
L
L
24
Ft
Diámetro aproximado de la coraza:
D
23 Pu lg adas
L
1015
(0.3271)(32)(4)
Para 6 pasos:
L
16
66
Ft
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Diámetro aproximado de la coraza:
D
28 Pu lg adas
Un arreglo de más de 6 pasos haría más complicado el diseño mecánico elevaría
la caída de presión del agua además de elevar el costo de producción. Ahora bien,
sabemos que el número de tubos por paso 32 que suman un total de 192 tubos, para
hacer el equipo más eficiente y por norma de la ingeniería mecánica cualquier diseño
deberá quedar 10% sobrado.
Por lo anterior aumentaremos el número de tubos en el condensador.
NTOTAL 192 1.1
NTOTAL
210 Tubos
Puesto que 16 Ft va de acuerdo a las dimensiones de la cubierta y capacidad del
sistema asimismo que:
L
n
NTOTAL
NTOTAL
16
Ft
6 pasos
DE TUBOS
210
DE TUBOS POR PASO
35
Por lo anterior recalcularemos los G.P.M. por paso del medio condensante.
G..P..M .
Tubos G.P.M .
PASO
Paso
Tubo
G..P..M .
35 13
PASO
G..P..M .
PASO
67
455
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2.4.11 CAÍDA DE PRESIÓN.
Para quedar dentro de las normas fijadas para condensadores, es necesario que
la caída de presión no exceda de 10 lb/plg 2.
De la gráfica 5 podemos encontrar los factores de fricción del agua adentro de
los tubos así como en los cabezales del condensador, de esta manera podemos
encontrar la caída de presión en pies de agua.
Por lo tanto:
Caída de presión en los tubos = Frt · n · L
Caída de presión de las cabezas = Frc · n
Donde:
L = Longitud de los tubos.
n =N° de pasos.
Frt = Factor de fricción de los tubos.
Frc = Factor de Fricción en las cabezas.
Caída de presión en los tubos = 0.125 x 6 x 16 = 12 Ft.
Caída de presión en las cabezas =
1.6
x
6 = 9.6 Ft
Caída de presión total = 12 + 9.6 = 21.6 Ft. de agua.
Caída de presión total =
21.6
2.31
Caída de presión total = 9.35 Psi
Hemos obtenido un valor de 9.35 Psi de caída de presión, este valor
queda dentro de la norma anteriormente mencionada.
68
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CAPÍTULO III
DISEÑO
MECÁNICO
69
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3.1. ESPECIFICACIONES PRELIMINARES.
Habiendo fijado las condiciones que imponen la termodinámica al equipo, se
procederá a realizar esas características de acuerdo con los medios que proporciona la
ingeniería mecánica.
En esta parte se determinarán las dimensiones de la cubierta o coraza del
condensador, se obtendrá el espesor de los espejos y placas que soportan el haz de
tubos, la disposición de los mismos quedará por consiguiente establecida, así como los
deflectores que desempeñan la misma función pero en la parte interna del
intercambiador de calor.
Las normas básicas de diseño de intercambiadores de calor, condensadores,
calderas y en general equipos de transferencia de calor de envuelta y tubos, están
definidas en los estándares de “Tubular Exchangers Manufacturers Association” TEMA
(Asociación de fabricantes de intercambiadores tubulares), las normas básicas de
diseño de el “Código para recipientes de presión y calderas”.
Nuestras guías fundamentales TEMA y Código ASME establecen normas
mínimas de seguridad para materiales, diseño y fabricación.
El diseño mecánico de recipientes a presión, como el de la gran mayoría de los
equipos para procesos industriales, se encuentran regidos por diferentes normas y
códigos. Para el caso de los cambiadores de calor de tubos y coraza, que es del tema
del que nos ocuparemos, el código mas empleado es el ASME Boiler and Pressure
Vessels Code (Código para Calderas y Recipientes a Presión de la Sociedad
Americana de Ingenieros Mecánicos).
La aplicación de dicho código, requiere de un amplio criterio para la
interpretación correcta del mismo diseño. Asimismo existen las normas “TEMA”
(Standard of Tubular Exchangers Manufactures Association) cuya finalidad es regular
los criterios de diseño y fabricación de un intercambiador de calor.
Las causas que motivaron la realización de estos estándares esencialmente
fueron, asociar a los fabricantes de cambiadores de calor en los Estados Unidos de
Norteamérica, con la finalidad de unificar sus criterios en la solución de los problemas
presentados por los usuarios de equipos que constantemente reclamaban por la calidad
y tolerancias proporcionadas en el diseño y fabricación de los mismos.
En la sección especializada en detalle de diseño de equipos tubulares de
trasferencia, esta dividido en tres clases a saber: clase R, clase C y clase B.
70
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La clase R se usa principalmente en la industria petrolera. Las normas para esta
clase son las más rígidas, ya que este es usualmente es servicio más pesado.
La clase B se emplea para equipos de intercambio para procesos químicos
severos, sus especificaciones suelen ser más rigurosas que las de la clase C y un poco
menores que las de la clase R.
La clase C son las normas más generalmente usadas, ellas se destinan para
equipos de intercambio de uso general en la industria. Su eficiencia es satisfactoria para
todos los casos excepto para las especificadas en la clase R y B.
Las normas de la clase C redundan en los costos más bajos dado que sus
indicciones son menos severas.
ASME.
Es un conjunto de normas, especificaciones, fórmulas de diseño y criterios
basados en muchos años de experiencia, todo esto aplicado al diseño, fabricación,
instalación, inspección y certificación de recipientes sujetos a presión.
Fue creado en los Estados Unidos de Norteamérica en el año de 1907, por
iniciativa de varias compañías de seguros con el fin de reducir perdidas y siniestros.
EL comité que lo forma está constituido por ingenieros de todas las
especialidades y de todos los sectores, con el fin de mantenerlo siempre actualizado.
Dentro de las normas que ocuparemos, esencialmente nos basaremos en las
siguientes.
ASME UW-12.
La eficiencia E de las juntas son usadas en las fórmulas de esta división para
juntas completas soldadas por proceso de arco o gas.
ASME UG-25(b).
Los recipientes o partes de los mismos que estén sujetos a corrosión, erosión o
abrasión, mecánica, deben tener un margen de espesor para logar la vida deseada,
aumentando convenientemente el espesor del material respecto al determinado por las
fórmulas de diseño, o utilizando algún método adecuado de protección.
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3.2. ELEMENTOS CONSTITUTIVOS DE UN
INTERCAMBIADOR DE CALOR.
El nombre que recibe cada uno de los elementos que constituyen un
intercambiador de calor de coraza y tubos, de los cuales se describirán los de mayor
importancia.
CORAZA.
Es un cuerpo cilíndrico construido de una sola pieza que puede ser un tubo sin
costura o una placa solada que contendrá en su interior el haz de tubos y a través de
los cuales el fluido que baña el exterior de los tubos de dicho haz.
HAZ DE TUBOS.
Es el elemento formado por los tubos de transferencia, situado en el interior de la
coraza y orientado paralelamente a ella.
Consta también de mámparas, cuya función además de soportar los tubos, es
crear turbulencias y dirigir el fluido que circula por el exterior se los tubos mismos.
ESPEJOS.
El haz de tubos remata sus extremos en las placas perforadas llamadas espejos,
que sirven por una parte como elemento divisores entre el flujo del lado coraza y el flujo
del lado tubos y por otra parte como elemento de sujeción de los tubos; estos cruzan el
espejos a través de sus perforaciones y sellan expansionados contra los espejos o
mediante una soldadura perimetral en los extremos de los tubos para unirlos a los
espejos permanentemente.
TUBOS DE TRANSFERENCIA.
Son los tubos de longitud normalizada por “TEMA”, cuyo diámetro nominal
corresponde a su diámetro exterior y su espesor varia según el calibrador Birmingham,
que la práctica se le conoce como BWG del tuno.
CABEZAL DE DISTRIBUCIÓN.
Elemento similar a la coraza, cuya función es recibir el fluido que ha de circular
por el interior de los tubos, distribuirlo y recolectarlo para mandarlo fuera de él.
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CABEZAL FLOTANTE.
Esta constituido por una tapa que se fija el espejo por medio de pernos y un
anillo dividido, teniendo como función retornar el fluido que circula por el interior de los
tubos hacia el cabezal de distribución o bien mandar el fluido fuera del cambiador
cuando este cuneta con un solo paso lado tubos.
RECIPIENTE A PRESIÓN.
Se considera como un recipiente a presión cualquier vasija cerrada que sea
capaz de almacenar un fluido a presión manométrica, ya sea presión interna o vació,
independientemente de su forma y dimensiones. Los recipientes cilíndricos a que nos
referimos en este tomo, son calculados como cilindros de pared delgada.
PRESIÓN DE OPERACIÓN (Po).
Es identificada como la presión de trabajo y es la presión manométrica a la cual
estará sometido un equipo en condiciones de operación normal.
Al determinar la presión de diseño (P), debe tomarse en consideración la presión
hidrostática debida a la columna del fluido que estemos manejando, si éste es líquido
sobre todo en recipientes cilíndricos verticales.
PRESIÓN DE PRUEBA (Pp).
Se entenderá por presión hidrostática de prueba y se cuantificará por medio de la
siguiente ecuación:
Pd
P(1.5) Sta
Std
Donde:
P=
Presión de diseño.
Sta = Esfuerzo a la tensión del material a la temperatura ambiente.
Std = Esfuerzo a la tensión del material a la temperatura de diseño.
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PRESIÓN DE TRABAJO MÁXIMA PERMISIBLE.
Es la presión máxima a la que se puede someter un recipiente, en condiciones
de operación, suponiendo que él está:
a) En condiciones después de haber sido corroído.
b) Bajo los efectos de la temperatura de diseño.
c) En la posición normal de operación.
d) Bajo los efectos de otras cargas, tales como fuerza debida al viento,
presión hidrostática,
etc., cuyos efectos deben agregarse a los
ocasionadas por la presión interna.
Es una práctica común, seguida por los usuarios, diseñadores y fabricantes de
recipientes a presión, limitar la presión de trabajo máxima permisible por la resistencia
del cuerpo o las tapas, y no por elementos componentes pequeños tales como bridas,
boquillas, etc.
El término “Máxima presión de trabajo permisible nuevo y frío” es usado
frecuentemente. Esto significa: La presión máxima permisible, cuando se encuentra en
las siguientes condiciones:
a) El recipiente no está corroído (nuevo).
b) La temperatura no afecta a
(temperatura ambiente) (frío).
la resistencia a la tensión del material
c) Tampoco se consideran los efectos producidos por la acción del viento, presión
hidrostática, etc.
El valor de la presión de trabajo máxima permisible, se obtiene despejando “p” de
las ecuaciones que determinan los espesores del cuerpo y las tapas, usando como “t” el
espesor real del equipo y su valor será el que resulte menor.
ESFUERZO DE DISEÑO A LA TENSIÓN (S).
Es el valor máximo al que podemos someter un material, que forma parte de un
recipiente a presión, en condiciones normales de operación. Su valor es
aproximadamente el 25% del esfuerzo último a la tensión del material en cuestión.
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EFICIENCIA DE LAS SOLDADURAS (E).
Se puede definir la eficiencia de las soldaduras, como el grado de confiabilidad
que se puede tener de ellas. Sus valores están dados, en la cual se muestran los tipos
de unión más comúnmente usados en la fabricación de recipientes a presión.
Valores de “E”
Radiografiado al
100%
Radiografiado por
puntos
Sin radiografiado
1.00
0.85
0.7
3.3 CÁLCULO PARA EL DIÁMETRO DE CORAZA.
Con los datos vistos anteriormente dentro de los cálculos termodinámicos
tenemos que:
Material: Acero negro sin costura.
Ø NOM 1
1
4
Pulg adas
De 1.6660 Pu lg adas (Tabla No. 11)
N PASOS
6
NTUBOS 192 (Agregando por norma 10%)
NTOTAL
DE TUBOS
210
32 tubos por paso.
No obstante obtuvimos un diámetro de coraza promedio del análisis
termodinámico, pero este diámetro solo nos sirve como diámetro mínimo requerido para
el arreglo de los tubos:
ØCORAZA
28 Pulg adas
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CORAZA.
Se denomina con el nombre de coraza al elemento cilíndrico, que constituye
esencialmente el cuerpo de un intercambiador de calor, el cual aloja en su interior el haz
de tubos.
Desde el punto de vista estructural, la coraza es un cascarón cilíndrico, el cual se
comporta como una membrana.
Para determinar el diámetro de la coraza en principio tenemos que calcular el
área de los tubos, el área interior del recipiente y un diámetro base.
ATUBOS
N De2
4
N = Número de tubos.
De = Diámetro exterior del tubo.
ATUBOS
(210) (1.66 p lg) 2
4
273.789 p lg 2
ATUBOS
AINT REC
AINT REC
AINT REC
DBASE
DBASE
2.5 ATUBOS
2.5 273.789 p lg 2
684.472 p lg 2
4 AInterior
4 (684.472 p lg 2 )
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DBASE
DREAL
29.521 PULGADAS
DREAL
1.25 DBASE
DREAL
1.25 DBASE
36.90 PULGADAS
DINT CORAZA
40 PULGADAS
40 PULGADAS
Para el cálculo del espesor de la coraza necesitamos le presión de operación, la
cual se obtiene del diagrama de Moliere No. 12 del amoniaco (Presión de Operación)
Po = 200 PSI.
De acuerdo a la norma ASME sección VIII, div. 1.:
Po < 300 PSI
Pd = Po + 30
Po > 300 PSI
Pd = (1.1) Po
Como nuestra presión de operación es menor de 300 PSI obtendremos la
presión de diseño con la primera ecuación.
Pd = Po + 30= 200 + 30 = 230 PSI
Cálculo de prueba hidrostática.
PPH
1.5 Pd
STT
STA
PPH
1.5 Pd
PPH
1.5 (230)
PPH
345 PSI
Ya que obtuvimos la presión de diseño, procedemos a calcular el espesor de
muestra coraza, para así poder obtener el diámetro exterior de la coraza. Teniendo en
cuenta la confiabilidad de la soldadura es de 0.85 (radiografiado por puntos), y
agregando por norma 1/6 de espesor por cada 12 años de trabajo del condensador por
el efecto de corrosión.
t
Pd ( RInt Coraza )
SE 0.6 P
77
C
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S = Esfuerzo a la temperatura.
E = Eficiencia de juntas soldadas.
Pd= Presión de diseño.
C = Factor de corrosión.
t
(230 psi)(20 p lg)
1
(20,000 psi)(0.85) 0.6(230 psi) 16
t
0.3125 PULGADAS
DeCORAZA Di 2t
DeCORAZA 40 p lg 2(0.3125 p lg)
DeCORAZA
40.625 PULGADAS
De acuerdo con los arreglos vistos anteriormente en la página 60, nos
basaremos en el arreglo triangular en la norma TEMA. (Fig. 35).
78
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Fig. 35 Arreglo del haz de tubos.
3.4. SELECCIÓN Y CÁLCULO MECÁNICO DE LAS
TAPAS.
Los elementos utilizados en los cabezales tanto de entrada como de retorno (o
salida), a fin de proporcionar el cierre en los extremos de cambiador de calor, pueden
ser de dos tipos; Tapas Abombadas y Tapas Planas, las cuales se han de seleccionar
en función de las características propias de cada una de ellas o bien de acuerdo al tipo
de tapa requerida por el cambiador que se esté diseñado, tomando en consideración
las condiciones de servicio.
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Las tapas reciben diversos nombres que van de acuerdo al perfil que presenta su
geometría, de los cuales se hará mención únicamente de aquéllas que frecuentemente
se utilizan para la fabricación de los equipos que ahora nos ocupan.
Dentro de la clasificación de Tapas Abombadas se presentan las llamadas
Toriesféricas y Semielípticas, ambas soldables al cuerpo cilíndrico de los cabezales en
el extremo de la ceja recta con que cuentan y siendo por consecuencia, elementos no
desmontables.
Para nuestro caso en especial definiremos las Tapas Semielípticas.
Tapas Semielípticas.
Son empleadas cuando el espesor calculado en una tapa toriesférica es
relativamente alto. Este tipo de tapas son formadas a base de troqueles en donde la
sección transversal es una elipse.
Existe un inconveniente para el uso de estas tapas ya que en México sólo hay
fabricadas en pequeños diámetros, lo cual implica que sean conseguidas de
importación únicamente.
A continuación se presenta la ecuación que será de utilidad para el cálculo del
espesor efectivo de la tapa semielíptica para cabezales, de acuerdo al código.
t
t
E
P
R
S
Pd ( DInt Coraza )
2SE 0.2Pd
C
= Espesor mínimo requerido en la tapa, sin corrosión, en pulgadas.
= Eficiencia de soldaduras.
= Presión de diseño.
= Radio interior de la tapa semiesférica, en pulgadas.
= Esfuerzo máximo permisible, del material de la tapa, a tensión y a la
temperatura de diseño.
t
t
(230 psi)(40 p lg s)
1
(2)(20,000 psi)(0.85) 0.2(230 psi) 16
0.3325 PULGADAS
80
5
PULGADAS
16
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3.5. CÁLCULO MECÁNICO DEL PESO DEL
RECIPIENTE.
3.5.1 PESO VACIÓ DEL RECIPIENTE.
Para poder calcular el peso total del recipiente tomamos en cuenta el diámetro
interior obtenido anteriormente, así como el espesor, entramos en las tabla de pesos,
en este caso solo tomaremos los pesos del casco y la coraza.
Obtenemos los siguientes valores de la tabla No. 13.
Dint. = 40” y espesor 5/16”.
Peso del cuerpo = 134 lb/ft.
Peso de tapa = 195 lb/ft.
Entrando en la tabla de volúmenes con el diámetro interior, obtenemos el peso
del agua que contendría el condensador.
3.5.2. PESO DE AGUA DEL RECIPIENTE.
Obtenemos los siguientes valores de la tabla No. 14.
Dint. = 40” y cabeza eliptica.
Peso del cuerpo = 545 lb.
Peso de tapa = 302.6 lb.
Procederemos a calcular el tamaño óptimo del recipiente por lo cual utilizaremos la
ecuación de Abakians la cual es:
F=
P
CSE
De donde:
P = Presión.
C = Coeficiente de sobre espesor por corrosión (1/16)
S = Esfuerzo a la tensión.
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E = Eficiencia de juntas soldadas.
Sustituyendo los valores en la fórmula obtenemos:
F=
F
230 psi
0.0625 20000 psi 0.85
0.216 PULGADAS
Para poder identificar el volumen del recipiente tendremos que utilizar la gráfica
para determinar el tamaño optimo de recipiente” y para entrar a la tabla ya tenemos los
dos datos necesarios los cuales son “F” y el diámetro interior del recipiente el cual hay
que convertir en pies.
Obtenemos el valor de V de la gráfica No. 15.
V
245 Ft 3
Ahora sabiendo el volumen y el diámetro del recipiente podemos saber la
longitud del recipiente con la fórmula:
V=
D2
L
4
De donde:
L = Longitud.
V = Volumen del recipiente, pies 2
D = Diámetro interior del recipiente, pies.
L
L
4V
D2
4 245
2
3.33
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L
28.13 Ft
28 Ft L = 28.13 ft ≈ 28 ft
Lo siguiente es multiplicar todos los pesos iniciales por la longitud.
Peso del cuerpo = 3752
Peso de tapa = 5460
3.5.3. PESO DE AGUA DEL RECIPIENTE.
Peso del cuerpo = 15260
Peso de tapa = 872.8
Con los pesos obtenidos sumamos los pesos del cuerpo y de la tapa, así como
los pesos de los volúmenes de agua de los mismos.
Wtotal 9212 23732.8 32944.8 lb.
WRe al
1.1Wtotal 1.1(32944.8) 36239.28 lb.
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Fig. 36 Altura de corte en deflectores o mámaparas.
Usaremos dos deflectores con un espaciado de 64 plg, por lo tanto, el
espesor de los deflectores será de 5/8 plg.
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3.6. ESPEJOS.
Los espejos empleados en condensadores son placas planas circulares de
espesor constante, perforadas con agujeros circulares, en los cuales habrán de
insertarse los tubos de transferencia para ser soldados, para formar un sello
hermético en esta junta y evitar la contaminación de los fluidos de proceso.
Los espejos cumplen tres funciones principales; primero como elementos
divisores entre los fluidos del lado de la coraza, y del lado tubos, impidiendo el
contacto directo entre ellos, segundo, como el elemento estructural para soportar las
presiones tanto del lado coraza como del lado de los tubos y tercero, como elemento
de sujeción de los tubos.
Por lo anterior es evidente que están expuestos a un sistema complejo de
cargas, tales como presiones, efectos de temperaturas y reacciones de soportes.
Las presiones actúan en el espejo de la manera siguiente: En un
condensador se tienen actuando dos presiones (lado tubos y lado coraza). Al actuar
las presiones en ambas caras del espejo, obviamente tienden a contrarrestarse, pero
tomaremos en consideración el caso más crítico y a partir de la suposición de que una
de estas es suprimida por alguna causa y solamente está actuando en el espejo la
mayor de las dos.
La temperatura actúa de dos maneras, primero: su distribución irregular en
todo el espejo causa esfuerzos por temperatura que en algunos casos son críticos;
cuando las temperaturas son altas 650 °F en adelante o bajas menores de -20°F, se
modifican apreciablemente las propiedades mecánicas y térmicas del material,
tales como esfuerzos, módulo de elasticidad, coeficiente de expansión térmica, etc., lo
que conduce a un problema más complejo. Segunda: las diferentes temperaturas que
actúan en los tubos.
Los tubos de transferencia, anclados sobre los espejos, le transmiten
cargas actuando bien como tirantes o como puntales, dependiendo de las
condiciones de deformación y colocación de los tubos, además de los movimientos
ocasionados por diferencias de temperaturas.
TEMA C-7.6 ESPEJO RASURADO.
Para presiones de diseño hasta 300 psi, la ranura de los espejos para las
placas de partición deberán ser provistas aproximadamente de 3/16 plg. de
profanidad, para la retención del empaque.
85
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3.6.1. CÁLCULO DEL ESPESOR DE LOS ESPEJOS.
Para el cálculo del espesor de los espejos
siguientes consideraciones:
tomaremos en
cuenta
las
TEMA C-7.13.
El espesor efectivo requerido en el espejo para cualquier tipo de
intercambiador deberá ser determinado por el siguiente párrafo, para ambas
condiciones, lado de la cubierta y lado de los tubos, usar el mayor obtenido.
TEMA C-7.132 Fórmula para calcular el espesor del espejo.
TC
F G
3
P
S
FC
Donde:
Tc =
S =
P =
G=
F =
ɳ =
Espesor del espejo (Plg).
Máximo esfuerzo permisible a la tensión (lb/plg 2).
Presión de diseño (Psi).
Diámetro medio del empaque o junta (Plg).
Factor que depende del tipo de unidad.
Factor que depende según el arreglo de los tubos.
Espesor del espejo.
Por norma ASME = 1 p lg .
2
F=1
Tabla No. 17
Datos:
D1REC
DESP
40"
40 2 1
2
Pitch 1.25 DeTubo
39"
1.25 1.66
2.075 p lg .
Fc= 3/32
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Fórmula para calcular el espesor del espejo.
Debido al tipo de arreglo triangular se calculara el pitch con la fórmula de la tabla No.17
0.907
1
2
Pitch
DeTubo
0.907
1
0.419
2
2.075
1.66
S 16100 PSI
Te
1 39.5
3
P
230 PSI
G
40 39
2
39.5 p lg .
230
0.419 16100
3
32
2.52 p lg .
Para conocer los valores de Te y F ver tabla TEMA C-7.132 tabla No. 17.
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Fig. 37 Distribución de los deflectores en la coraza.
88
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3.7. EMPAQUES.
Para seleccionar el empaque adecuado, debe considerarse la naturaleza de los
fluidos que pasan a través de la unidad, sus temperaturas, presiones y la presión de la
junta. Los requisitos de TEMA son los siguientes:
TEMA C-6.1 TIPO DE EMPAQUE.
El anillo del empaque será seleccionado continuo en toda la periferia o de una
sola pieza. El empaque será excluido cuando son uniones hechas de soldadura
continua u otros métodos los cuales producen adhesión homogénea.
TEMA C-6.2 MATERIAL DEL EMPAQUE.
Para presiones de diseño de 300 psi e inferiores, la composición del empaque
puede ser usado para ensambles externos, menos la temperatura o la corrosión
natural de otro modo el fluido contenido la indicará. El empaque será hecho con una
chaqueta de hierro o acero suave con relleno interior de asbesto.
TEMA C-6.3 ANCHO DEL EMPAQUE EN LA PERIFERIA.
El ancho mínimo del anillo del empaque en la periferia debe ser de 3/8 de plg.
para unidades hasta de 23 plg. de diámetro nominal y de ½ plg. para todas las
unidades de mayor tamaño.
Los empaques que se utilizarán, serán hechos de una sola pieza, con un
espesor de ½ plg. y un ancho en la periferia de Vi plg. Se usará asbesto forrado con
acero suave, como material según los requisitos de TEMA, anteriormente expuestos.
3.8. BOQUILLAS DE LA CORAZA.
BOQUILLAS.
En cualquier condensador de coraza y tubos se presenta la circulación de dos
fluidos dentro del mismo, para lo cual será indispensable conectar al equipo tuberías de
alimentación y descarga para tales fluidos, por medio de las llamadas boquillas,
constituidas por un tubo soldado en un extremo al cambiador y bridado en el otro a fin
de poder efectuar la conexión.
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Boquilla de Entrada del Gas Refrigerante.
Esta boquilla tendrá el mismo diámetro que requiere la tubería de
descarga del compresor al condensador.
Cualquier caída de presión en el refrigerante de la tubería de descarga
tiende a aumentar la presión de descarga del compresor y a reducir la capacidad y
la eficiencia del sistema, la tubería de la descarga deberá dimensionarse para
proporcionar la caída de presión práctica mínima en el refrigerante. En la tabla 18
se dan las capacidades en toneladas para diferentes diámetros de tubo de
descarga. Los valores mostrados en la tabla están basados en una caída total de
presión del refrigerante por 100 pies de longitud equivalente que corresponda a una
pérdida de 1 °F en la temperatura de saturación para el R-717 (amoniaco).
De la tabla 18 obtenemos el diámetro de la boquilla de entrada del gas
refrigerante al condensador de 2 plg. de material acero negro (IPS) cédula 40 con
las características que da la tabla 16.
Boquilla de salida del líquido refrigerante.
La boquilla de salida del líquido refrigerante tendrá el mismo diámetro que
requiere la tubería del recibidor al condensador, auxiliándonos de la tabla 18
podemos obtener el diámetro de esta boquilla, observamos que el diámetro
adecuado es de 1 ½ plg. de material acero negro (IPS) cédula 40 con las
características que da la 19.
Los fabricantes de condensadores de coraza y tubos recomiendan que la
longitud de las boquillas sea de 6 a 8 plg., en este caso asumiremos que la longitud
sea de 7 plg.
Según la tabla de capacidades de tubo para refrigerante R-717 (amoniaco).
Para
2" NOM.
Tubo de descarga del compresor de 118.9 y consideramos 100 TR de
la entrada del condensador 1 1 .
CED. 40
2
Para 1 1 NOM.
Tubo de salida del condensador de 117.2 TR y consideramos 100 TR
2
en esa boquilla.
CED. 40
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Temperatura de entrada del refrigerante = 10°F de las tablas de propiedades del
refrigerante R-717 la densidad
40.89lb / pie3 tomando en consideración una
velocidad máxima de 8 ft/s. En la condición más critica:
V2
4000lb / ft 2 ;
V2
40.89(8) 2
2616.96lb / ft 2
Por lo que requiere placa de choque a la entrada de refrigerante.
DE
2" NOM. ;
L 1.25 Di
2.62"
1.25 2.065
Di
2.067"
tn
2.58125"
DI 2.065
0.51625"
4
4
230 PSI
2.58125"
2.065"
Dt
F
; F PA 230(3.349) 770.29
A
770.29lb
HPP
P
L
DI
A
P
F
D2
4
A
P
;A
A
t
P
D
2"
t 0.3125"
P 230PSI
2.065
4
Dt
2
3.349 p lg 2
si
20000 PSI
770.29
2.065 20000
Di
2.067"
Espesor
tn
0.154"
5.93x10 3 p lg
1 "
4
S cuerpo
20000
S boquilla
16100
E 0.85
91
0.154"
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3.8.1 DISTRIBUCIÓN DE LAS BOQUILLAS.
Boquilla de Entrada del Gas refrigerante.
En la parte superior izquierda entre el espejo y el deflector
soldaremos una de las boquillas, exactamente en la parte media.
Ubicaremos la boquilla a 5 veces el espesor del cuerpo de cada lado.
Boquilla de salida del líquido refrigerante.
De la misma manera que la boquilla de entrada del gas refrigerante,
debemos colocar otra boquilla de la misma longitud pero en la parte inferior de
la coraza, para, que el condensado tenga una salida por gravedad, la ubicación
será de 38 plg. a partir del espejo como lo indica la fig. 3.6
BOQUILLAS DE ENTRADA Y SALIDA DEL AGUA.
Es necesario que la tapa plana del cabezal tenga dos boquillas de entrada
y salida del medio condensante (agua).
Las velocidades permitidas del agua anteriormente mencionadas varían de
3 ft/s a 8 ft/s, en este caso asumiremos que:
4.75 Ft
V
s
Q 422 GPM
Q
3
0.94 Ft
s
Con estos datos podemos hacer el cálculo del diámetro de las boquillas de
entrada y salida del medio condensante, aplicando la ecuación de
continuidad:
Q
AV
Donde:
Q = Gasto volumétrico en ft /s
A = Área de la boquilla en ft2
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V = Velocidad del flujo en ft/s
Q
V
A
Despejando:
Q
D2
V
4
4Q
V
D
D
4 0.94
4.75
D 0.502 ft 12 p lg
1 ft
D 6.024 Pu lg adas
De modo que usaremos un tubo 6" NOM. CED. 40 STD.
DE
6.625"; Di 6.065"; t n
0.28"
Temperatura de entrada del agua = 85°F.
3
0.01608 pie
De las tablas de vapor, El volumen específico Vt
V 2 1500 lb
V2
62.189 4.75
93
2
ft2
1403.14 lb
ft2
lb
;
62.189 lb
pie3
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3.9. DIMENSIONAMIENTO Y LOCALIZACIÓN DE LA
MÁMPARA DE CHOQUE.
La mámpara de choque es una placa que se instala normal a la descarga
de la boquilla alimentadora en la coraza, a fin de evitar que la corriente del fluido
choque directamente sobre los tubos del haz y los dañe por efectos erosivos.
La mámpara deberá cubrir un área mayor a la comprendida por el
diámetro interior de la boquilla, a fin de asegurar la protección de los tubos del
haz en dirección a la descarga de ésta misma boquilla. Por otra parte, es
inconveniente una mámpara demasiado grande, que restará área en el interior de
la coraza, dificultando la distribución de los tubos.
Tomando en cuenta los factores anteriores, se ha considerado suficiente
tomar 1.25 veces el diámetro interior de la boquilla para el valor diametral de la
mámpara, que para facilitar su instalación será cuadrada teniendo por lado éste
valor diametral.
Por lo anteriormente mencionado procedemos a calcular las dimensiones de
la mampara de choque.
Lm
1.25 D
Donde:
Lm = Longitud de la mámpara cuadrada en plg.
D = Diámetro interior de la boquilla en plg.
Sustituyendo:
L 1.25 Di
L 1.25 6.065
L
7.58125 p lg
En este caso se elige:
Lm
4 p lg
94
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El área de flujo limitada por la proyección de la boquilla sobre la mámpara y la
altura Hpp (fig. 38) que establece la localización de ésta, deberá ser al menos igual
al área transversal interna de la boquilla, con la finalidad de evitar alteraciones del
patrón de flujo, presión y velocidad, esto es:
D2
D Hpp
D2
4
D
Hpp
D
4
Hpp
Por tanto requiere mámpara de choque a la entrada del equipo.
Di
4
HPP
HPP
6.065
4
HPP 1.51625 Pu lg adas
95
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D2
6.065
4
4
2
A 28.89 p lg
2
A
P 230 PSI
L 7.58125"
Di 6.065"
A
P
Dt
F
;F
A
PA 230 28.89
6644.71lb
P
;A
A
P
Espesor de la mámpara de choque.
Si
Dt ; Dt
20000PSI.
A
t
t
P
P
D
6644.7
6.065 20000
0.0174" 1 / 4"
96
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P 6644.7
1661.175lb
4
4
SA 36
18000 PSI
P
1661.175
;A
A
18000
A 0.092 ft.
A
D
D2
4
4A
D 0.34" 1 "
2
La mámpara de choque se fabricará con la misma curvatura que presente la
coraza para hacer menos brusco el cambio de dirección en el flujo y evitar pérdidas de
energía excesivas, el espesor será de ½ plg.
Diámetro de la boquilla de salida de agua.
Q VA; Vel. 3 a 8 ft / s ;
V
4.75 ft / s
Con el mismo caudal. Q 422GPM
0.94 ft 3 / s
Usar diámetro de 6” NOM. CED. 40 STD. Igual a la de la entrada.
-Diámetro de la boquilla de entrada de refrigerante R-717 (amoniaco) y salida.
Q VA ; del gasto másico de refrigerante en el sistema de transmisor de calor ingresa:
En función de temperatura de operación = 10°F
La temperatura de condensación = 98°F.
Para estas temperaturas h1
240 BTU / lb
y h2
213BTU / lb
En el efecto refrigerante de 1 lb masa para absorber calor será:
ER
ER
h2 h1
213 ( 240)
ER 453BTU / lb
97
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El gasto másico será en 100 T R
200TR
ER
WR
WR
200 100
453
WR
44.15lb / min .
44.15lb / min .
La densidad a las temperaturas son:
A 10 F
40.89lb / pie3
A 98 F
36.51lb / pie3
WR
La relación QE
QE
44.15lb / min
40.89lb / pie3
QE
Qs
WR
0.926
0.0154
44.15
36.51
lbpie 1min
lb min 60seg
pie3
s
0.8269
1
60
3
Qs
0.01378 pie
s
usar 3 ft/s de velocidad.
Dentrada
Dentrada
Dentrada
4(0.0154)
(3)
0.97 p lg usar 1" NOM. CED. 40
98
4Q
V
0.0808 ft
12 p lg
1 ft
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4Q
V
Dsalida
Dsalida
4(0.01378)
(3)
0.07647 ft
12 p lg
1 ft
0.92 p lg usar 1" NOM. CED. 80
Dsalida
3.10. ESPESOR MÍNIMO DE LAS BOQUILLAS.
El espesor se determina aplicando la fórmula del código ASME SEC. VIII UG-27
(C-I):
Tb
P R
SE 0.6 P
FC
Donde:
Tb = Espesor del tubo en plg.
P = Presión de diseño en psi.
R = Radio interior del tubo en plg.
E = Eficiencia de la junta sold. tomaremos (1).
Fc = Factor de corrosión en plg.
Sustituyendo:
Tb
250 3
15000 1 0.6 250
Tb
3
32
0.1442 Pu lg adas
Utilizaremos tubo de acero negro (IPS) de 6 plg. de diámetro, cédula 40 con las
características que da la tabla 19.
La longitud de ambas boquillas será la recomendada por los fabricantes de
condensadores de coraza y tubos, por consiguiente la longitud será de 7 plg.
99
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Como podemos observar los espesores de los cuellos de las bo quillas
fueron determinados en base a:
a) Presión interna
b) Tolerancia por corrosión
a) Presión interna.
Generalmente el espesor del cuello de una boquilla calculado para soportar
presión interna, como ya nos dimos cuenta resulta muy pequeño debido al diámetro
tan reducido que ellas tienen en comparación con el diámetro del recipiente.
b) Tolerancia por corrosión.
La corrosión es uno de los factores decisivos en el cual nos basamos para
seleccionar las cédulas de los cuellos de las boquillas, ya que los espesores de los
cuellos de tubos de diámetro pequeño son muy reducidos y únicamente la
corrosión puede acabar con ellos.
Fig. 38 Mampara de choque
100
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3.10.1. SELECCIÓN DE BRIDAS PARA BOQUILLAS.
Se recomienda que las boquillas de 1 ¼ de plg. de diámetro y menores sean
instaladas por medio de copies roscados. Las boquillas de 1 ½ plg. y mayores,
deberán ser bridadas.
De acuerdo a la forma de unir las bridas a los cuellos de las boquillas,
existen los siguientes tipos de bridas:
1.- Bridas de cuello soldable (Welding Neck)
2.- Brida deslizable (slip-on)
3.- Brida de traslape (Lap-Joint)
4.- Bridas roscadas (threaded)
5.- Bridas de enchufe soldable (Socket Welding)
6.- Bridas de orificio
7.- Bridas ciegas (Blind)
8.- Bridas especiales.
En la fig. 37, se muestran los tipos de bridas antes mencionados.
BRIDAS DE CUELLO SOLDABLE (Welding Neck).
Se distinguen de las demás por su cono largo y por su cambio gradual de
espesor en la región de la soldadura que las une al tubo. El cono largo suministra un
refuerzo importante a la brida desde el punto de vista resistencia. La ligera
transición desde el espesor de la brida hasta el espesor de la pared del tubo,
efectuada por el cono de la brida, es extremadamente benéfico bajo los efectos de
flexión repetida, causada por la expansión de la línea u otras fuerzas variables
y produce una resistencia de duración equivalente a la de una unión soldada entre
tubos. Por lo anterior, este tipo de brida se prefiere para todas las condiciones
severas de trabajo, ya sea que esto resulte de altas presiones o de
temperaturas elevadas o menores de cero, ya sea también para condiciones
de carga que sean substancialmente constantes o que fluctúen entre
límites amplios. Las bridas de cuello soldable se recomiendan para manejo de
fluidos explosivos, inflamables o costosos, donde una falla puede ser
acompañada de desastrosas consecuencias.
101
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Fig. 39 Tipo de bridas
102
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BRIDAS DESLIZABLES (SLIP - ON).
Estas bridas se prefieren sobre las de cuello soldable, debido a su
costo más bajo, a la menor precisión requerida al cortar los tubos a la
medida, a la mayor facilidad de alineamiento en el ensamble y a que su
costo de instalación final es menor que las bridas de cuello soldable. Su
resistencia calculada bajo presión interna, es del orden de 2/3 de las
anteriores y su vida bajo condiciones de fatiga es aproximadamente 1/3 de
las últimas. Por estas razones las bridas deslizables en presiones de
1,500 Ib/plg 2 existen solamente en diámetros de ½ plg. a 2 ½ plg., y no
existen en presiones de 2,500 Ib/plg2 . El manual de construcción de
calderas ASME, limita su uso a 4 plg. de diámetro.
BRIDAS DE TRASLAPE (Lap-Joint).
Generalmente se instalan en tuberías de acero inoxidable o aleaciones
especiales. Siempre que utilicemos este tipo de brida debe mos
acompañarla de un extremo adaptador (stub-end). También usaremos este
tipo de bridas traslapadas cuando las tuberías no son paralelas a los ejes
de los recipientes.
BRIDAS ROSCADAS (Threaded).
Se usan para unir tuberías difíciles de soldar, como aluminio, PVC, etc.;
se recomienda usarlas en diámetros menores de 6 plg.. Las bridas
roscadas son inconvenientes para condiciones que involucren
temperaturas o esfuerzos de flexión de cualquier magnitud, particularmente
bajo condiciones cíclicas donde puede haber fugas a través de las cuerdas en pocos
ciclos de esfuerzo o calentamiento.
BRIDAS DE ENCHUFE SOLDABLE (Socket Welding).
Cuando se manejan fluidos tóxicos, altamente explosivos, muy corrosivos o
aquellos que al existir fugas provocarían gran riesgo, debemos usar bridas de este
tipo. También es recomendable usarlas en tuberías que trabajan a muy altas
presiones.
BRIDAS CIEGAS (Blind).
Se usan para cerrar los extremos de las boquillas, tuberías y válvulas. Desde
el punto de vista de presión interna y fuerzas ejercidas sobre los pernos, estas
bridas, principalmente en tamaños grandes, son las que están sujetas a esfuerzos
mayores. Al instalar las bridas ciegas debe tomarse en consideración la temperatura
y el golpe de ariete, si existiera.
103
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BRIDAS ESPECIALES.
Cuando una brida no corresponde a ninguno de los tipos antes
mencionados, le llamamos brida especial. Su uso es muy común en los cambiadores
de calor, cuyos diámetros no corresponden generalmente a los estandarizados de
bridas.
TIPOS DE CARAS DE BRIDAS.
De acuerdo con la presión y fluido que se maneje, debemos seleccionar el tipo
de cara que tendrán las bridas que instalaremos en recipientes a presión. Los tipos
de caras de bridas más comunes son:
1.- Cara plana (Fíat face)
2.- Cara realzada (Raiced face)
3.- Cara machiembrada (male and female)
4.- Cara de ranura y lengüeta (Tongue and Groove)
5.- Cara de junta de anillo (Ring joint)
BRIDAS DE CARA PLANA:
Se usan generalmente para bajas presiones y cuando la brida será
recubierta con algún material como hule, vidrio, etc,
BRIDAS DE CARA REALZADA:
Son las de uso más común, en recipientes a presión, ya que el realce nos
ayuda a tener un buen sello entre caras.
BRIDAS DE CARA MACHIEMBRADA, RANURA Y LENGÜETA, Y JUNTA DE
ANILLOS:
Las usamos en recipientes y tuberías que manejan fluidos tóxicos, explosivos
y peligrosos en general, donde las fugas del fluido manejado representan grandes
riesgos.
Al instalar estos tipos de bridas en recipientes a presión se recomienda unir la
brida "hembra" al recipiente y la "macho" a la tubería.
104
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Fig. 40 Caras de bridas estándar.
105
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En la fig. 40 se muestran gráficamente los tipos de caras de brida antes
mencionados.
Tomando en cuenta las consideraciones anteriores seleccionamos las bridas en
base a las normas ANSI B 16.5 con las dimensiones especificadas en la tabla 20.
BRIDAS DE LA CUBIERTA.
Como el fluido que circula a través de la cubierta o coraza es amoniaco,
seleccionaremos bridas de enchufe soldable, con cara machiembrada ya que estas
son usadas para fluidos tóxicos y peligrosos en general como es el amoniaco.
Entonces las bridas de las boquillas de la cubierta serán de material acero
forjado SA 181 de diámetro nominal 2 plg. y 1 ½ plg. respectivamente.
BRIDAS DEL CABEZAL.
Tomando en cuenta las consideraciones dadas anteriormente, en el
cabezal es aconsejable usar bridas deslizables de cara plana, ya que serán selladas
con hule, el cual no es afectado por el tipo de fluido que se maneja que es el agua, la
temperatura tampoco afecta porque del lado interior de los tubos manejamos
temperaturas de 85 °F y 92.5 °F por lo que se consideran temperaturas bajas.
Por lo anterior se deduce que las bridas de las boquillas del cabezal serán de
material acero forjado SA 181 con un diámetro nominal de 6 plg.
3.11. CÁLCULO DEL REFUERZO DE BRIDAS.
Los elementos de refuerzo para la instalación de boquillas pueden ser placas que
se sueldan a la coraza, para compensar así el debilitamiento que se le ocasiona en las
áreas adyacentes al centro de la perforación, efectuada para la inserción del cuello de
la boquilla.
Otro tipo de refuerzo que puede emplearse con la misma finalidad es aquél en el
que el cuello de la boquilla se incrementa de espesor en el extremo de unión con la
coraza.
Para determinar si una boquilla está reforzada adecuadamente, primero será
necesario investigar si las áreas de refuerzo disponible, serán suficientes sin el uso de
un refuerzo adicional.
106
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ESIME (UPA)
2"
t 0.3125"
P 230PSI
Di
2.067"
Espesor
tn
0.154"
S cuerpo
20000
S boquilla
16100
E 0.85
Espesor requerido del cuerpo.
PR
SE 0.6 P
tr
tr
230 20
20000 0.85 0.6 230
0.272"
Espesor requerido por la boquilla
2.067
2
16100 0.85 0.6 230
230
PR
SE 0.6 P
tr
0.014 p lg .
Área de refuerzo requerida.
ARR
2.067 0.272
0.562 p lg 2
ST
SR
2 0.154 0.272 1
16100
20000
ARR
A´ 0.562 0.0163 0.578 p lg 2
dt tr
Incremento de área.
A´ 2tnt r (1
ARe q
0.0163
Área requerida evaluada
A1
área de exceso en el Recipiente
A1
t t r Di
0.3125 0.272 2.067
AT
2 t tr tn t
0.083 p lg 2
mayor
2 0.3125 0.272 0.154 0.3125
107
0.037 p lg 2
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ESIME (UPA)
Decremento de área.
ST
SR
2t n t t r 1
A1R
A2
2 0.154 0.3125 0.272 1
3
0.083 2.43X10
16100
20000
2.43X 10 3 p lg 2
0.080 p lg 2
Área de acceso a la boquilla.
A2
t n t rn 5t
0.154 0.014 5 0.3125
0.21 p lg 2
A2
t n t rn 5t n
0.154 0.014 5 0.154
0.107 p lg 2
menor
A2 R
ST
SR
A2
0.107
16100
20000
0.086 p lg 2
A3 Área de proyección.
h
2.5t
2.5 0.3125
0.781 p lg 2
h
2.5t n
2.5 0.154
0.385 p lg 2
menor
A3
t n 2h
A3 R
A3
ST
SR
0.154 2 0.417
0.128
16100
20000
0.128 p lg
0.103 p lg 2
A4 = Área de soldadura exterior.
t sdd
A4 R
1 " 0.3125 0.0625 0.25 p lg .
16
2 ST
2 16100
2t (t sold
2 0.3125 0.25
SR
20000
tmin
0.0314 p lg 2
108
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ESIME (UPA)
A5 Área de soldadura interior
A5R
A4 R
ARE
Ap
0.0314 p lg 2
A1R
A2 R
A3R
A4 R
A5 R
ARE 0.080 0.086 0.103 0.0314 0.0314 0.331p lg 2
AREF
ARR
ARE
0.562 0.331 0.231 p lg 2
Necesita refuerzo.
Área de anillo
A bh bt
A 0.231
b
0.739 p lg .
t 0.3125
b 0.739
0.369 p lg .
2
2
109
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6" NOM. CED. 40 STD.
Di
t 0.3125"
6.065"
Espesor
tn
P 230PSI
0.280"
S cuerpo
20000
S boquilla
16100
E 0.85
Espesor requerido del cuerpo.
tr
PR
SE 0.6P
230 20
20000 0.85 0.6 230
0.272" Espesor real sin aumentar corrosión
Espesor requerido por la boquilla
tr
6.065
3
16100 0.85 0.6 230
230
PR
SE 0.6 P
0.0514 p lg .
Área de refuerzo requerida.
ARR
dt tr
1.649 p lg 2
6.065 0.272
Incremento de área.
A´ 2t n t r
ARe q
ARR
ST
SR
1
2 0.0280 0.272 1
16100
20000
0.029 p lg 2
A´ 1.649 0.029 01.678 p lg 2
Área requerida evaluada
A1
área de exceso en el Recipiente
A1
t
AT
2t
t r Di
0.3125 0.272 6.065
0.245 p lg 2
mayor
tr tn
t
2 0.3125 0.272 0.280 0.3125
110
0.047 p lg 2
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Decremento de área.
2t n t
A1R
A2
tr 1
ST
SR
2 0.280 0.3125 0.272 1
3
0.245 4.42 X10
16100
20000
4.42 X 10 3 p lg 2
0.240 p lg 2
Área de acceso a la boquilla.
A2
tn
t rn 5t
0.280 0.0514 5 0.3125
0.257 p lg 2
A2
tn
t rn 5t n
0.280 0.0514 5 0.154
0.320 p lg 2
menor
A2 R
ST
SR
A2
0.320
16100
20000
0.257 p lg 2
A3 Área de proyección.
h 2.5t
2.5 0.3125
h 2.5t n
2.5 0.280
0.781 p lg 2
menor
A3
t n 2h
A3 R
A3
ST
SR
0.280 2 0.7
0.392
0.7 p lg 2
0.392 p lg 2
16100
20000
0.315 p lg 2
A4 = Área de soldadura exterior.
111
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ESIME (UPA)
1 " 0.3125 0.0625
16
tsdd
tmin
A4 R
2t (tsold
2
ST
SR
0.25 p lg .
2 0.3125 0.25
2
16100
20000
0.0314 p lg 2
A5 Área de soldadura interior
A5R
A4 R
ARE
Ap
ARE
AREF
0.0314 p lg 2
A1R
A2 R
0.240 0.257
ARR
ARE
A3 R
A4 R
0.315 0.0314
A5 R
0.0314 0.874 p lg 2
1.649 0.874 0.775 p lg 2
Necesita refuerzo.
112
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Área de anillo.
A bh bt
A
t
0.775
0.3125
b
2
2.48
1.24 p lg .
2
b
2.48 p lg .
1 1 " NOM. CED. 40 STD.
2
Di
t 0.3125"
1.610"
Espesor
tn
P 230PSI
0.145"
S cuerpo
20000
S boquilla
16100
E 0.85
Espesor requerido del cuerpo.
tr
PR
SE 0.6P
230 20
20000 0.85 0.6 230
0.272"
Espesor requerido por la boquilla
tr
PR
SE 0.6 P
1.610
2
16100 0.85 0.6 230
230
0.0109 p lg .
Área de refuerzo requerida.
ARR
dt tr
1.610 0.272
0.437 p lg 2
113
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Incremento de área.
A´ 2t n t r
ARe q
ST
SR
1
2 0.145 0.272 1
16100
20000
0.0153 p lg 2
A´ 0.437 0.0153 0.452 p lg 2
ARR
Área requerida evaluada
A1
Área de exceso en el Recipiente
A1
t
t r Di
AT
2t
0.3125 0.272 1.610
0.065 p lg 2
mayor
tr tn
t
2 0.3125 0.272 0.145 0.3125
0.037 p lg 2
Decremento de área.
2t n t
tr 1
A1R
A2
ST
SR
2 0.145 0.3125 0.272 1
0.065 2.29 X10
3
16100
20000
2.29 X 10 3 p lg 2
0.062 p lg 2
Área de acceso a la boquilla.
A2
tn
t rn 5t
0.145 0.0109 5 0.3125
0.209 p lg 2
A2
tn
t rn 5t n
0.145 0.0109 5 0.145
0.097 p lg 2
menor
A2 R
A2
ST
SR
0.320
16100
20000
0.257 p lg 2
114
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A3 Área de proyección.
h 2.5t
2.5 0.3125
0.781 p lg 2
h 2.5t n
2.5 0.145
0.362 p lg 2
menor
A3
t n 2h
A3 R
A3
0.145 2 0.362
ST
SR
0.104
0.104 p lg 2
16100
20000
0.0.083 p lg 2
A4 = Área de soldadura exterior.
t sdd
A4 R
1 " 0.3125 0.0625 0.25 p lg .
16
2 ST
2 16100
2t (t sold
2 0.3125 0.25
SR
20000
t min
0.0314 p lg 2
A5 Área de soldadura interior
A5R
A4 R
ARE
Ap
ARE
AREF
0.0314 p lg 2
A1R
A2 R
0.062 0.257
ARR
ARE
A3 R
A4 R
0.083 0.0314
0.437 0.4648
A5 R
0.0314 0.4648 p lg 2
0.42 p lg 2
No necesita refuerzo.
115
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3.12. CÁLCULO DE LOS SOPORTES DEL
RECIPIENTE.
El método de diseño de soportes para recipientes cilíndricos horizontales, está
basado en el análisis presentado por L.P. Zick, en 1951. El código ASME publicó el
trabajo de L. P. Zick, (Pressure vessel and piping design) como un método
recomendable. El estándar API 2510 también recomienda el análisis de L. P. Zinck.
El estándar británico 1515 adoptó este método con ligeras modificaciones. El
trabajo de L. P. Zick ha sido utilizado también en diferentes estudios y publicaciones
en varios libros y revistas técnicas de varios países.
El método mostrado a continuación está basado en el análisis mencionado
anteriormente (Pressure vessel and piping design and analysis ASME 1972).
Un recipiente horizontal soportado en silletas se comporta como una viga
simplemente apoyada con las siguientes consideraciones:
1.- Las condiciones de cargas son diferentes cuando consideramos el recipiente total
o parcialmente lleno.
2.- Los esfuerzos en el recipiente son función del ángulo de abrace de las silletas a
la coraza.
3.- Las cargas generadas
combinadas con otras cargas.
por
el
peso
propio
del
recipiente
están
CARGAS A CONSIDERAR:
a) Reacción en las silletas.
Se recomienda calcular las reacciones en las silletas, considerar el peso del
recipiente lleno de agua.
b) Presión interna.
Ya que el esfuerzo longitudinal desde el punto de vista resistencia de
materiales en los recipientes cilíndricos es solo la mitad de los esfuerzos
circunferenciales, aproximadamente la mitad del espesor del envolvente nos sirve
para soportar la carga debida al peso del equipo.
116
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c) Presión externa.
El recipiente a soportar, no ha sido diseñado para soportar vacío total,
porque se espera que el vacío ocurrirá solamente en condiciones accidentales,
en caso de que se tenga que cargar refrigerante a la unidad, si se hace un vacío
pero no en el condensador, por lo que es necesario que tenga por lo menos una válvula
de servicio (globo) para purgar la unidad.
d) Cargas del viento.
Cuando la relación t/r es muy pequeña en recipientes a presión, están expuestos
a sufrir distorsión debida a la presión ejercida por el viento. De acuerdo al método Zick
"Las experiencias indican que un recipiente diseñado para soportar una presión
exterior de 1 lb/plg 2 tendrá la resistencia suficiente para soportar las cargas externas
a las que será sometido en condiciones de operación normal, en este caso no se
consideran cargas por el viento ya que estas unidades por lo general no están
expuestas a la intemperie".
e) Cargas por impactos.
La experiencia nos ha demostrado que durante el embarque y transporte de
los recipientes a presión, pueden sufrir daños debidos a golpes recibidos.
Debemos tener esto en mente al diseñar el ancho de las silletas y las dimensiones de
las soldaduras.
3.12.1. LOCALIZACIÓN DE LAS SILLETAS.
Desde el punto de vista estático y económico, es preferible el uso de dos silletas
únicamente, y esto es posible mediante el uso de anillos atiesadores en el
recipiente, cuando usamos más de dos silletas como soporte, corremos el riesgo de
que algunas de ellas se "sienten" y en vez de ayudarnos a soportar el equipo, las silletas
serán soportadas por este, involucrando cargas que originalmente no habíamos
considerado.
La localización de las silletas está determinado algunas veces por la posición
de boquillas o sumideros en el fondo del recipiente, si este no es nuestro caso, las silletas
deberán ser localizadas en el lugar óptimo desde el punto de vista estático. En
recipientes cuyo espesor de pared sea pequeño, y su diámetro relativamente grande,
se recomienda localizar los soportes cerca de las líneas de tangencia de las tapas, con
el fin de utilizar estas como atiesadores. El lugar óptimo para localizar las silletas en
este tipo de recipientes, es aquel en el cual los momentos flexionantes resultantes
son iguales tanto en los puntos donde están localizadas las silletas como en el centro
de la distancia entre ellas, la localización de estos puntos es función del ángulo de
117
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contacto de las silletas.
Al localizar las silletas, se recomienda que la distancia entre la línea de tangencia
de las tapas y la silleta, nunca sea mayor de 0.2 veces la longitud del recipiente
(L).
Ángulo de abrace.
El valor del ángulo mínimo de contacto entre la silleta y el cuerpo es
sugerido por el código ASME con una magnitud de 120°, con excepción de recipientes
muy pequeños. Cuando diseñamos un cuerpo cilíndrico para soportar presión sin
anillos atiesadores que es nuestro caso, el ángulo de contacto es mandatorio y está
limitado por el código ASME a un valor 120°.
Sólo nos queda sumar todas las cargas, para saber la ca rga total que
soportan las silletas (Q).
Como el condensador está soportado por dos silletas como se muestra en la
fig. 39, por consiguiente la carga la dividimos entre dos silletas.
Q
Q
Q
WREAL
2
36239.28
2
18119.64 Lb
Finalmente, para determinar las silletas, recurrimos al manual León Estrada,
vease diagrama (el diagrama que escanearon de la silletas)
118
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Fig. 41 Dimencionamiento de silletas.
119
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Ahora es necesario hacer el análisis de esfuerzos, tomando al recipient e
como viga soportada en dos apoyos con carga uniformemente repartida. En la
tabla 21 se presentan las fórmulas y las condiciones para aplicarlas y así conocer
todos los esfuerzos que actúan en nuestro recipiente.
Donde:
S1 = Esfuerzo flexionante máximo en (lb/plg2).
Q = Carga sobre una de las silletas en lb.
A = Distancia de la línea tangencia de la cabeza al centro de la silleta en plg.
L = Longitud efectiva de la coraza en plg.
R = Radio exterior del casco en plg.
H = Profundidad de la concavidad de la cabeza en plg.
ts = Espesor del casco en plg.
θ = 120° ángulo de contacto elegido.
Sustituyendo:
ESFUERZO FLEXIÓNATE LONGITUDINAL (S1).
Esfuerzo en las silletas
1
QA 1
S
1
R2 H 2
2 AL
4H
1
3L
2
K1 R t s
A
L
120
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(20.31) 2 (10.156) 2
2(61.01)(305.06)
4(10.156)
1
3(305.06)
61.01
305.06
1
18,119.64(61.01) 1
S
0.335(20.31) 2 (0.3125)
1
S1=6,193.94 lb/plg2
Esfuerzo a la mitad del claro
QL
4
1 2
L2
4H
1
3L
R 2t S
S1
18,119.64(305.06)
4
S1
R2
1 2
4A
L
(20.31) 2 (10.156) 2
(305.06) 2
4(10.156)
1
3(305.06)
(20.31) 2 (0.3125)
S1=559.25 lb/plg2
Esfuerzo debido a la presión interna:
lb
20.31 p lg
p lg 2
2(0.3125 p lg)
H2
200
6,499.2
PR
2t s
lb
p lg 2
121
4(61.01)
305.06
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Suma de los esfuerzos:
619.94
lb
p lg 2
559.25
lb
p lg 2
6,499.2
lb
p lg 2
13,252.39
lb
p lg 2
La suma no es mayor que el valor del esfuerzo en la costura
circunferencial: 20000 0.7 14000 Lb p lg 2
El esfuerzo de compresión no es factor de importancia en un recipiente, en
vista de que t/R > 0.005; 0.3125/20.31 = 0.0153
Por consiguiente la placa seleccionada y el espesor calculado son
satisfactorios.
ESFUERZO CORTANTE TANGENCIAL (S2).
Como A(61.01) > R/2 (20.31/2), la fórmula aplicable es:
S2
S2
1.171 18119.64
20.31 0.3125
S2
S2
82 no es mayor que
K 2Q L 2 A
Rt s L 4 H
3
305.06 2 61.01
305.06 4 10.156
3
21218.09 183.04
6.34
318.6
3346.7 0.5745
S 2 1922.68 PSI
el valor del esfuerzo de material de la coraza
122
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multiplicado por 0.8; 20000 X 0.8 = 16000 lb/plg 2
Por lo tanto el material de la placa rolada y el espesor calculado son
satisfactorios.
ESFUERZO CIRCUNFERENCIAL.
ESFUERZO EN EL CUERNO DE LA SILLETA (S 4).
Como L(305.06) > 8R (162.48) y A (61.01) > (R/2) (20.31/2) la fórmula aplicable es:
A/R = 61.01/20.31 = 3 ; K 6 = 0.017 de la Tabla No. 22.
Q
4t s b 1.56 Rts
S4
S4
3k6Q
2t s2
18119 .64
4 0.3125 5.5 1.56 20.31 0.3125
18119 .64
11.7876
S4
S4
3 0.017 18119 .64
2
2 0.3125
924.101
0.1953
6268.87 PSI
S 4 no es mayor que el valor del esfuerzo del material de la coraza multiplicado por
1.5: 20000 X 1.5 = 30000 lb/plg2
123
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ESFUERZO EN LA PARTE INFERIOR DEL CASCO (S 5).
k7Q
S5
S5
t s b 1.56 Rt s
0.76 18119.64
0.3125 5.5 1.56 20.31 0.3125
S5
S5
13770.92
11.7876
1168.25 PSI.
S5 no es mayor que el punto de cedencia por compresión multiplicado por 0.5:
(50,000)(0.5) = 25,000 lb/plg 2
Como en todos los casos el esfuerzo del material es mayor que los
esfuerzos calculados, el recipiente no necesita de anillos atiesadores.
3.13. ACCESORIOS.
El control del proceso que se lleva cabo en los equipos en los equipos de
transmisión térmica, es tan indispensable que hace necesaria la instalación
de termómetros y manómetros para la medición de las temperaturas y presiones
respectivamente. La instalación de estos instrumentos de medición se hace en
las boquillas de entrada y salida del equipo por ser estos los puntos en que má s
interesa conocer las condiciones del proceso.
Siendo tan importante lo anteriormente expuesto, se deberán tomar en
consideración al diseñar las boquillas, las conexiones para los instrumentos
de medición. (Fig. 42)
Se consideran accesorios pequeños al termómetro, manómetro, válvulas
para purgar y drenar al condensador y válvula de seguridad, estos accesorios
van unidos a la coraza conforme a las normas TEMA.
124
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TEMA C-10.3
CONEXIONES ROSCADAS EN EL INTERIOR.
Todas las conexiones roscadas en el interior serán para acoplamientos que no
sobrepasen una presión de 3000 psi.
TEMA C-10.3 1
CONEXIÓN DE VENTEO Y DRENADO.
En la parte superior e inferior de la coraza colocaremos boquillas para el venteo
y drenado del condensador, estarán provistas de un diámetro mínimo de % de
plg.
TEMA C-10.32
CONEXIÓN DEL MANÓMETRO.
La conexión del manómetro será especificada por el usuario, ver párrafo C-10.4
TEMA C-10.33
CONEXIÓN DEL TERMÓMETRO.
La conexión del termómetro será especificada por el usuario, ver párrafo C-10.4
TEMA C-10.4.
Las boquillas serán instaladas normal al eje horizontal de la cubierta. La
conexión del manómetro y del termómetro pueden ser omitidas en una o dos
unidades conectadas en serie.
3.13.1. SELECCIÓN DE ACCESORIOS.
MANÓMETRO: La medición de la presión es uno de los factores que se miden
en la industria, sobre todo en un condensador.
Los principios que se aplican a la medición de presión se utilizan también en la
determinación de las temperaturas, flujos y niveles de líquidos. Por lo tanto, es muy
importante conocer los principios generales de operación, los tipos de
instrumentos, los principios de instalación, la forma en que se deben mantener los
instrumentos para obtener el mejor funcionamiento posible, cómo se deben usar para
controlar un sistema o una operación y la manera como se calibran.
Manómetro De Tubo De Bourdon: El medidor de tubo de Bourdon es el medidor
de presión industrial que se usa más y se aplica tanto a presiones como a vacíos, ya
sea por separado o en un medidor de presión compuesto. Por lo común, el tubo
de Bourdon se usa cuando: 1) el máximo del rango requerido sobrepasa 25 lb/plg a
para medir presiones y vacíos combinados; 2) Para mediciones de presión continua
que ascienden hasta 50,000 lb/plg2 como máximo o para mediciones de presión más
125
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directas y 3) especialmente cuando se producen fluctuaciones de presión repentinas.
Los tubos de Bourdon se pueden fabricar en cualquier tipo de material que
tenga las características elásticas adecuadas para el rango de presión y la
resistencia al medio corrosivo que se va a medir en la aplicación en particular.
Algunos de las materiales que se usan son: latón, aleación de acero, aceros
inoxidables, bronce, K-monel y cobre-berilio. El tubo de Bourdon puede tener la forma
de una C, espiral o hélice, como se puede ver en la fig. 42. Se le da forma aplanando
un tubo redondeado y, luego, doblándolo para obtener la forma de una C, un espiral o
una hélice. Se sella uno de los extremos del tubo y se le ajusta a un mecanismo
indicador. Cuando la presión se aplica al extremo abierto del tubo, tiende a enderezarse
a su forma original y produce la suficiente fuerza para mover un sector dentado u otro
mecanismo indicador o de control. El tubo de Bourdon se sujeta por su base fija, de
manera que la presión ejercida es proporcional a su movimiento. Los sectores dentados
u otros mecanismos tales como una banda tensa sirven para multiplicar la magnitud
del movimiento del tubo y para hacer que la lectura de la medición sea más fácil de
obtener y tenga una mayor precisión. Cada arreglo requiere una ejecución cuidadosa
para producir un movimiento lineal de la aguja indicadora sobre una escala calibrada a
un mecanismo de registro.
Por consiguiente el manómetro que seleccionaremos será una manómetro de
tubo de Bourdon de material de acero al carbón, este manómetro será de carátula con
aguja indicadora, marca Marsh. Los fabricantes de manómetros sugieren que estos
trabajen al 50 % de su máxima capacidad, como tenemos una presión de trabajo de
200 lb/plg2 y una presión de diseño de 230 lb/plg2 el distribuidor nos propone que
seleccionemos un manómetro con un rango de 0-400 lb/plg2.
Fig. 42 Dimensionamiento de Boquillas.
126
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Fig. 41 Manómetros de Bourdon. (a) Manómetro de presión, (b) Manómetro de vació, (c) Manómetro
compuesto; (d) Mecanismo de manómetro de tubo de Bourdon.
TERMÓMETRO:
La medición de temperaturas es de gran importancia en la industria de la
refrigeración. En la industria que se requiere la aplicación de calor o frió para el
control de un proceso o de una operación de fabricación, la precisión de la
medición y la rapidez con que se puede efectuar depende de la aplicación.
Esta aplicación también determina si es necesario usar un indicador
simple o un registrador o control más complejo. Para temperaturas inferiores a
975 °F se pueden emplear termómetros sencillos cuando sólo se necesita un
indicador y se dispone de espacio de instalación adecuada y cuando el sistema
puede alcanzar normalmente el equilibrio con el instrumento de medición.
Termómetros De Liquido En Vidrio: Este tipo de termómetro es uno de los
instrumentos más simples para medir temperaturas y tiene numerosas
aplicaciones industriales. Este dispositivo indicador de temperatura funciona
con base en el principio de la expansión volumétrica. En la fig. 44 se muestra un
127
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termómetro industrial típico. No es más que un instrumento indicador. En él,
conforme aumenta la temperatura, el líquido del pozo absorbe el calor y se expande
o dilata. Esta expansión hace que el líquido se eleve en el tubo capilar en proporción
a la temperatura aplicada.
Las escalas de estos termómetros no son perfectamente lineales ya que,
mientras el líquido absorbe el calor, el depósito, el tubo de vidrio y el soporte les
afecta el aumento de temperatura. A temperaturas más altas, también se
expanden el depósito de metal y el tubo de vidrio, lo que origina un cambio en el
volumen total. Además, el coeficiente de expansión del líquido puede variar
ligeramente a diferentes temperaturas.
El tubo de vidrio se puede llenar con un gas inerte y conforme se eleva la
columna, se ejerce más presión. Aunque la mayoría de los termómetros industriales
considerados buenos se construyen de vidrio envejecido previamente, se pueden
presentar algún cambio después de un largo periodo de tiempo. Todas estas
variaciones presentan cierto error en la medición. Casi siempre los buenos
termómetros industriales son precisos dentro del ±1%, e incluso pueden tener
precisiones hasta +0.5% del rango total. Estos termómetros se pueden construir de
varios metales según lo requiera el usuario.
128
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Fig. 44 Termómetro industrial de líquido en vidrio con ángulo lateral a la derecha 90°.
Por lo anteriormente mencionado seleccionaremos dos termómetros
sencillos de líquido en vidrio marca Taylor de material acero al carbón, como la
temperatura de trabajo es de 98 °F, el distribuidor de termómetros nos sugiere usar
termómetros con un rango de 0-24G°F como el que se muestra en la fig. 3.22
VÁLVULAS DE VENTEO Y DRENADO
Las válvulas de venteo y drenado son válvulas manuales usadas en
refrigeración pueden ser de tipo de globo o de ángulo y se fabrican de varios
materiales, en nuestro caso seleccionaremos dos válvulas de material acero
negro marca ARCO de diámetro 3A plg. que es el mínimo que recomiendan las
normas TEMA.
3.14. CÁLCULO DE OREJAS DE IZAJE.
Con el fin de transportar, localizar, dar mantenimiento, etc. a nuestro
condensador, es necesario equiparlo con por lo menos dos orejas de izaje,
el espesor de éstas se calcula por medio de la siguiente ecuación:
WT
Fx
R
2Fy
DIAGRAMA DE CUERPO LIBRE
2 Fy WT
Fy
WT
2
36239
18119.64
2
129
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R
R
R
A
Fy
sen
18119 .64
sen 30
36239 .28lb
Porque esta a tensión el material ASTM-A709
30000 PSI .
A
D2
4
4R
D2
Dcable
4R
4 36239.28
30000
1.24 p lg 1 1 p lg .
4
Se realiza un corte transversal para no hacer el análisis de distribución de carga.
130
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Se procede a calcular el esfuerzo de placa
P
A
P
A
L
DB t
20000 PSI
P
S
( L DB )t
P
36239.28lb
t
( L DB ) s 5 1 5 20000
16
P
s
0.4913 p lg .
3.15. SOPORTE DEL EQUIPO.
Los soportes de un recipiente se puede seleccionar y diseñar tomando en cuenta
variables, tales como tamaño, peso, espesor de la coraza, espacio libre de instalación y
elevador del recipiente.
Los cambiadores de calor, considerados como recipientes, se puede soportar por
medio de dos silletas que colocan de tal manera que las cargas sobre cada una de ellas
sean aproximadamente iguales.
131
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Generalmente el peso y tamaño de un cambiador de calor resulta ser pequeño
comparado con el de un recipiente de almacenamiento, por la que haciendo un análisis
para determinar el espesor requerido para la placa de la silleta, estás resultan de
pequeño espesor.
La práctica ha demostrado, que utilizando una silleta con ángulo de 60° entre sus
extremos de apoyo y el centro del cambiador de calor y con placa de 3/8” (9.5mm) de
espesor, se tiene una silleta suficiente para soportar un cambiador hasta 57,000lb
(25,885 KG) de peso, suficiente para los casos comunes. La altura de las silletas será la
mínima posible para no tener demasiada altura en las líneas de tuberías.
Como la coraza sufre variaciones en su temperatura de pared
alteraciones en su longitud, por lo que debe tener libertad para
dilataciones y para tal efecto se tendrán perforaciones alargadas en la
sus silletas, a fin de que las anclas que sujetan al equipo con la
restrinjan su libre desplazamiento.
tiene pequeñas
absorber estas
base de una de
cimentación no
SOLDADURA.
Para unir las diferentes partes de los intercambiadores de calor que deben tener
una unión integral o permanente por ejemplo: bridas a coraza, coraza a cuellos de
boquillas, la coraza en si misma cuando se fabrica de placa rolada, etc. , se emplean los
diferentes procesos de soldadura eléctrica que se conocen, los cuales pueden
clasificarse en tres grupos muy generales:
a) Métodos manuales.
b) Métodos semiautomáticos.
c) Métodos automáticos.
Prácticamente para cualquiera de los materiales metálicos que se emplean en
intercambiadores de calor, se pueden usar los procesos que quedan englobados en los
grupos mencionado.
a) El método de soldadura manual prácticamente lo constituye el proceso de arco
metálico protegido, en el cual la soldadura se obtiene por el calor generado por un arco
eléctrico formado entre un electrodo metálico recubierto y la pieza. La protección se
obtiene por la descomposición del recubrimiento del electrodo, el cuál al derretirse o
quemarse forma una atmósfera gruesa que impide el contacto del oxígeno y del
nitrógeno con el metal fundido y además sirve de fundente para el cráter, recoge parte,
en el recubrimiento se añaden ingredientes metálicos y no metálicos que determinan la
composición química del material de depósito, por lo cual se tiene gran variedad de
soldaduras a partir de los diversos recubrimientos que puede tener un electrodo.
132
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La fuente de la energía de suministro proviene de alguno de los variados tipo de
máquinas que existen en el mercado y que fundamentalmente consisten en
transformadores especiales que proveen corriente alterna y para producir corriente
continua se dispone de unidades motor generador, transformadores con rectificador o
generadores impulsados de motores de combustión interna. La potencia de todas las
máquinas de soldar es indicada por la corriente de salida, variando desde 100 amperes
que se emplean en trabajos muy sencillos, hasta 1200 o más en las máquinas
automáticas industriales.
b) En los métodos semiautomáticos el material de aportación es suministrado
automáticamente y sin interrupción por la máquina, aunque el movimiento de avance y
posición del electrodo se hace manualmente.
Los principales procesos que se usan son:
1.- MIG (Metal Inert Gas). Soldadura de arco metálico con gas. En este proceso la
protección del arco se obtiene por un gas, una mezcla de gases o una mezcla de gas
con un material en polvo. El electrodo es consumible y suministra el material de relleno.
2.- TIG (Tungsten Inert Gas). Soldadura de arco tungsteno con gas. En este proceso el
arco se forma entre un electrodo de tungsteno no consumible y la pieza. La protección
se forma con un gas o mezcla de gases y el material de aportación se provee
separadamente.
c) Los procesos de soldadura automática permiten que tanto la alimentación del
material de aportación como al avance y posición del electrodo se hagan precisamente
en forma automática, aunque naturalmente requiere el control por un operador.
A los procesos MIG y TIG antes mencionados, se hacen adaptaciones de
mecanismos y se logran procesos completamente automáticos, pero el proceso más
usado de soldadura automática, es el arco sumergido en el fundente que en forma
granular cae sobre el arco. En avance y posición del electrodo lo efectúa
automáticamente la máquina correspondiente.
Existen tres puntos importantes que deberán tenerse presentes para la
aplicación de cualquier tipo de soldadura referidos al material que se va a soldar y son:
LIMPIEZA.
Las superficies que van a ser soldadas deberán estar limpias y despejadas de
cualquier material extraño como: costras, grasa, aceite, marcas de pintura, etc.,
removiéndose perfectamente de las partes en contacto y adyacentes, utilizando cepillo
metálico, esmeril, arco aire (arcair) o cualquier otra herramienta adecuada. Estos
materiales extraños deben ser removidos para impedir que se mezclen con la soldadura
133
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y hagan disminuir su resistencia ya que se forman soldaduras, poros e incrustaciones
con tales elementos perjudiciales. Como se ve, la limpieza es un factor muy importante
que es necesario atender cuidadosamente.
BISELADO
En la fabricación de recipientes, la forma en que se sueldan las piezas de la
unidad en sí es de uniones a tope, exceptuando boquillas, soportes, refuerzos, etc.
El bisel o chaflán tiene por objeto hacer llegar el electrodo a la parte interna de la
pieza de espesor considerable para obtener fusión completa del material y penetración
total de la soldadura.
No es necesario preparar los bordes con biseles cuando el espesor de placa es
de 6.3mm. (1/4”) o menor y tenga que ser soldada por un solo lado y en espesores de
9.5mm. (3.8”) o menor, para placas soldadas por ambos lados.
Cuando se sueldan por un solo lado las placas con mayor espesor a 6.3mm.
(1/4”), es necesario hacer un bisel para obtener penetración completa.
Cuando se sueldan por ambos lados las placas con mayor espesor a 9.5mm.
(3/8”), se requiere hacer un bisel por uno o ambos lados, según el grosor de las placas
para obtener penetración y fusión completas.
PRECALENTADORES.
Con el fin de reducir la fragilidad de la soldadura, es necesario precalentar las
zonas afectadas por la misma, con lo que se logra un rango de enfriamiento de mayor
duración, siendo así que el endurecimiento es mínimo pues es sabido que precisamente
para aumentar la dureza del acero por medio de tratamiento térmico, se calienta hasta
una temperatura en que cambia la estructura molecular (temperatura crítica) y luego se
enfría rápidamente. En las soldaduras es perjudicial este endurecimiento ya que es sólo
una pequeña porción del material la que sufre tal endurecimiento, teniéndose como
consecuencia la fragilidad y la presencia de grandes tensiones internas cuyos efectos
son perjudiciales.
El Código ASME, Sección VIII, menciona en el apéndice “R” las temperaturas
mínimas de precalentamiento y entre pasos de soldaduras. Para los materiales del
grupo P´1 (Grupo en el que se incluyen los aceros al carbono) las temperaturas son
como sigue:
175°F para materiales que tienen un máximo contenido de carbono especificado
de 0.30% y un espesor en la junta que excede 25.4mm. (1pulg.).
134
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50°F para todos los demás materiales de este Grupo P.
Las zonas que deben precalentarse abarca hasta una distancia de tres veces el
espesor del material a soldar, medidos desde el centro de la junta; aunque pueden
usarse cualquier medio para suministrar calor de precalentamiento, es lo más común es
empleo de sopletes de oxi-acetileno u oxibutano-propano. Para la medición de la
temperatura es muy práctico el uso de los indicadores de temperatura Tempilstik o
Markal, que son crayones que se funden o derriten al ponerse en contacto con el metal
que ha llegado a la temperatura a la cual están graduados, para lo cual existen
indicadores graduados desde 100°F hasta 2,000°F y en forma de pastilla hasta 3000°F.
Es necesario aclarar que el precalentamiento no asegura necesariamente un
complemento satisfactorio de las juntas soldadas ya que es afectado por factores fuera
de control efectivo, tales como: análisis químico, propiedades mecánicas, espesores
adyacentes muy gruesos, etc.
Se fabrican en barra perforadora y en tubo soldado con fijación a proceso por
Racor o Brida. Adecuados para termoelementos termopar y Pt 100 con fijación normal o
“spring load”.
Separa los captadores del contacto directo con el fluido y permiten sustituir el
elemento sin detener el proceso.
El material empleado, por efecto, es A- 317 o A- 316L. El acabado puede ser
normal o pulido, para nuestro caso en particular se utilizara el de ½ pulgada.
135
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CONCLUSIONES
Los motivos e inquietudes que orillan a un verdadero ingeniero a desarrollar un
proyecto, no solo es el hecho de hacerlo, sino el de adquirir el conocimiento del
funcionamiento de las cosas, partiendo de los conceptos básicos hasta ver
materializado el esfuerzo y tiempo dedicado.
Algunos de los puntos principales de la filosofía general de su diseño son:
a) Obtener el mejor aprovechamiento de la energía térmica en el proceso.
b) Evitar el paro y el arranque del equipo, y de gran duración, por el mantenimiento
excesivo del equipo de transferencia de calor.
Con el objetivo de lograr tal funcionamiento adecuado, el ingeniero, al efectuar el
diseño, deberá tomar en cuenta los criterios de diseño mencionados anteriormente, los
cuales se traducen en:
a.- La proporción del arreglo del equipo de transferencia de calor y de los equipos
relacionados con ellos, de tal manera que el aprovechamiento de la energía
térmica se lleva acabo en la forma más eficiente posible.
b.- La selección o diseño del equipo en la forma más rigurosa y detallada,
considerando no solo las variables de diseño específicas de cada uno de ellos, si
no que además deberán diseñar a manera que a pesar de ciertas situaciones de
operación de emergencia, pueden seguir teniendo un funcionamiento eficiente.
c.- El diseño del condensador deberá tender a minimizar el mantenimiento de los
mismos con objeto de evitar hasta donde sea posible los tiempos muertos o la
disminución de la capacidad del sistema.
Ahora bien, de acuerdo a estas razones, la optimización de la regla y el diseño
del condensador se encuentran plenamente justificados.
Como ya se menciono anteriormente, la optimización del diseño del
condensador, tiene por finalidad en mejor aprovechamiento de recursos energéticos y
económicos del sistema, razón por la cual el Ingeniero se ve obligado a conocer las
técnicas de funcionamientos matemáticas necesarias para llevar a cabo dicha
optimización.
Por otro lado, el Ingeniero deberá conocer y analizar minuciosamente la valides y
confiabilidad de las correlaciones disponibles para el dimencionamiento termodinámico
y mecánico del condensador, así como los aspectos relacionados con la fabricación y
136
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ESIME (UPA)
mantenimiento de la unidad, con objeto de que el equipo sea diseñado de forma que
cumpla con problemas reales y satisfaga el servicio deseado.
Se ha insistido en establecer que el diseño de un condensador de envolvente y
tubos, esta perfectamente normalizado dicho diseño, sin embargo, tiene puntos
obscuros y en algunos casos faltos de justificación; esto obliga a recurrir a factores de
seguridad excesivos para compensar tales deficiencias.
Estas deficiencias se pueden deber a tres pasos; en costeabilidad de
refinamiento, falta de capacidad y cadencia de teorías adecuadas. De estas
únicamente la primera parece razonable, mientras que las otras dos son imposibles
contra las que se debe luchar.
Al análisis refinado, y la elaboración de teorías convenientes, muchos recursos
han sido canalizados en países altamente tecnificados, considerando muy deseable
que el nuestro se sume a esa ambición tecnológica, en lugar de concretarse a
mendigar tecnología.
La limitación de capacidades tiene dos raíces; una de orden personal del
calculito para cumplir con la responsabilidad que le ha sido confiada, y la segunda es
administrativa, que les corresponde a la administración que provee las necesidades y
suplir las carencias.
137
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ANEXO
138
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GRAFICAS
Y
TABLAS
139
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Unidades de presión y sus factores de conversión
Pascal
bar
N/mm²
kp/m²
kp/cm²
atm
Torr
0.102×10
1 Pa (N/m²)= 1
10-5
10-6
0.102
0.987×10-5 0.0075
4
1 bar (daN/cm²)
=
1 N/mm² =
1 kp/m² =
1 kp/cm² =
1 atm (760 Torr)
=
1 Torr (mmHg)
=
100000 1
0.1
10200
1.02
0.987
750
106
10
1
1.02×105 10.2
9.81
9.81×10-5 9.81×10-6 1
10-4
98100 0.981
0.0981
10000
1
9.87
7500
-4
0.968×10 0.0736
0.968
736
101325 1.013
0.1013
1.033
1
760
133
1.33×10-4 13.6
0.00132
0.00132
1
0.00133
10330
TABLA No. 1 De las unidades de presión y su factor de conversión.
140
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141
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TABLA No. 2 Propiedades del líquido y vapor saturado de refrigerante R-717
(Amoniaco).
142
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GRAFICA No. 3 Factor de corrección para determinar el calor total liberado.
143
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GRAFICA No. 4 Condensador horizontal de coraza y tubos, curva del coeficiente global
de transferencia de calor contra factor de incrustación.
144
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GRAFICA No. 4. a Condensador horizontal de coraza y tubos, curva del coeficiente
global de transferencia de calor contra factor de incrustación.
145
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R717 (AMONIACO)
Ft/Min
Ft/Seg
VELOCIDAD DEL AGUA
146
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GRAFICA No. 4. b. Condensador horizontal y tubos, curvas del coeficiente global de
transferencia de calor contra factor de incrustación.
GRAFICA No. 4. c. Condensador horizontal de coraza y tubos, curvas del coeficiente
global de transferencia del calor contra factor de incrustación.
147
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GRAFICA No. 5 Factor de fricción para los tubos y cabezas.
148
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TABLA No. 6 Diferencia de temperatura efectiva medio.
149
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TABLA No. 7 Datos de tubos para condensadores e intercambiadores de calor.
150
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Temperatura del medio
calefactor
Temperatura del agua
Agua
Agua de mar
Salmuera natural
Torre de enfriamiento y tanque
con rocío
artificial:
Agua de compensación
tratada
Sin tratar
Agua de la ciudad o de pozo
(como Grandes Lagos)
Grandes lagos
Agua de río
Mínimo
Mississippi
Delaware, Schylkill
East River y New York Bay
Canal Sanitario de Chicago
Lodosa o turbia
Dura (más de 15 granos/gal)
Enfriamiento de máquinas
Destilada
Alimentación tratada para
calderas
Purga de calderas
Hasta 240 °F
200-400 °F
125 °F o menos
Velocidad
del
pps
agua,
3 pies o Más de 3
menos
pies
0.0005
0.0005
0.002
0.001
Más de 125 °F
Velocidad
del
Pps
agua,
3 pies
Más de
o menos
3 pies
0.001
0.001
0.003
0.002
0.001
0.003
0.001
0.003
0.002
0.005
+0.002
0.004
0.001
0.001
0.001
0.001
0.002
0.002
0.002
0.002
0.002
0.003
0.003
0.003
0.008
0.003
0.003
0.001
0.0015
0.001
0.002
0.001
0.002
0.002
0.002
0.006
0.002
0.003
0.001
0.0005
0.005
0.002
0.003
0.004
0.004
0.004
0.010
0.004
0.005
0.001
0.0005
0.001
0.002
0.022
0.003
0.003
0.003
0.008
0.003
0.005
0.001
0.0005
0.001
0.002
TABLA No. 8 Factores de obstrucción.
151
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Situación física
U
Btu/h
Pared exterior de ladrillo, interior
enyesado: sin aislante.
Pared exterior de madera, interior
enyesado: sin aislante.
Ventana con vidrio plano
Con fibra de vidrio con aislante
Ventana con doble vidrio plano
Condensador de vapor
Calentador de alimentación de agua
Calentador de freón 12 con enfriador de
agua
Cambiador de calor agua a agua
Cambiador de calor con tubería con
aleta, agua en los tubos, aire a través
de ellos
Cambiador de calor agua a aceite
Vapor a aceite combustible ligero
Vapor a aceite combustible pesado
Vapor a petróleo destilado o gasolina
Cambiador de calor con tubería con
aletas, vapor en los tubos y aire sobre
ellos
Condensador de amoniaco, agua en los
tubos
Condensador de alcohol, agua en los
tubos
Condensador de calor gas a gas
W/
0.45
2.55
0.25
0.07
1.10
0.40
200-1000
200-1500
50-150
150-300
1.42
0.4
6.2
2.3
1100-5600
1100-8500
280-850
850-1700
5-10
20-60
30-60
10-30
50-200
25-55
110-350
170-340
56-170
280-1140
5-50
150-250
45-120
2-8
28-280
850-1400
255-680
10-40
TABLA No. 9 Valores aproximados de los coeficientes de transferencia de calor total.
152
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Tubos de ¾” DE, arreglo triangular
de 15/16 pulgadas.
Coraza
DI, Plg.
8
10
12
13 ¼
15 ¼
17 ¼
19 ¼
21 ¼
23 ¼
25
27
29
31
33
35
37
39
1–P
2–P
4–P
6–P
8-P
37
61
92
109
151
203
262
316
384
470
559
630
745
856
970
1074
1206
30
52
82
106
138
196
250
302
376
452
534
604
728
830
938
1044
1176
24
40
76
86
122
178
226
278
352
422
488
556
678
774
882
1012
1128
24
36
74
82
118
172
216
272
342
394
474
538
666
760
864
986
110
70
74
110
166
210
260
328
382
464
508
640
732
848
870
1078
Tubos de ¾” DE, arreglo triangular
de 1 pulgadas.
Coraza
DI, Plg.
8
10
12
13 ¼
15 ¼
17 ¼
19 ¼
21 ¼
23 ¼
25
27
29
31
33
35
37
39
Tubos de 1” DE, arreglo triangular
de 1 ¼ pulgadas.
Coraza
DI, Plg.
8
10
12
13 ¼
15 ¼
17 ¼
19 ¼
21 ¼
23 ¼
25
27
29
31
33
35
37
39
1–P
2–P
4–P
6–P
8-P
21
32
55
68
91
131
163
199
241
294
349
397
472
538
608
674
766
16
32
52
66
86
118
152
188
232
282
334
376
454
522
592
664
736
16
26
48
58
80
106
140
170
212
256
302
338
430
486
562
632
700
14
24
46
54
74
104
136
164
212
252
296
334
424
470
546
614
688
44
50
72
94
128
160
202
242
286
316
400
454
532
598
672
1–P
2–P
4–P
6–P
8-P
37
61
92
109
151
203
262
316
384
470
559
630
745
856
970
1074
1206
30
52
82
106
138
196
250
302
376
452
534
604
728
830
938
1044
1176
24
40
76
86
122
178
226
278
352
422
488
556
678
774
882
1012
1128
24
36
74
82
118
172
216
272
342
394
474
538
666
760
864
986
110
70
74
110
166
210
260
328
382
464
508
640
732
848
870
1078
Tubos de 1 1/4” DE, arreglo triangular
de 1 9/16 pulgadas.
Coraza
DI, Plg.
1–P
2–P
4–P
6–P
8-P
10
12
13 ¼
15 ¼
17 ¼
19 ¼
21 ¼
23 ¼
25
27
29
31
33
35
37
39
20
32
38
54
69
95
117
140
170
202
235
275
315
357
407
449
18
30
36
51
66
91
112
136
134
196
228
270
305
348
390
463
14
26
32
45
62
86
105
130
155
185
217
255
5297
335
380
425
22
28
42
58
78
101
123
150
179
212
245
288
327
374
419
20
26
38
54
69
95
117
140
170
202
235
275
315
357
407
Tubos de 1 1/2” DE, arreglo triangular
de 1 7/8 pulgadas.
Coraza DI, Plg.
12
13 ¼
15 ¼
17 ¼
19 ¼
21 ¼
23 ¼
25
27
29
31
33
35
37
39
1–P
18
27
36
48
61
76
95
115
136
160
184
215
246
275
307
2–P
14
22
34
44
58
72
91
110
131
154
177
206
238
268
299
4–P
14
18
32
42
55
70
86
105
125
147
172
200
230
260
290
6–P
12
16
30
38
51
66
80
98
118
141
165
190
220
252
284
8-P
12
14
27
36
48
61
76
95
115
136
160
184
215
246
275
TABLA No. 10 Disposición de los espejos de tubos. Arreglo triangular.
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TABLA No. 11 Dimensiones de tubería.
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DIAGRAMA No. 12 Diagrama de Moliere. Amoníaco R717.
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TABLA No. 13 Peso de Cascos y Cabezas.
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TABLA No. 14 Volumen de Cascos y Cabezas.
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GRAFICA No. 15 Determinación del tamaño optimo del recipiente.
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Diámetro
nominal
int. de la
cubierta
Espesor de la placa
Distancias adyacentes entre el diámetro máximo
del deflector, o la longitud entre soportes del los
tubos
12 y menos 12-24 24-36 36-48 48-60
6-14
1/16
1/8
3-16
¼
3/8
más de
60
3/8
15-28
1/8
3/16
¼
3/8
3/8
¼
29-38
3/16
¼
5/16
3/8
½
5/8
39-60
¼
¼
3/8
¼
5/8
5/8
Tabla No.16 Espesor de la tabla.
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T
FG
3
P
S
Para
1
ESPESOR DE PLACAS TUBULARES PARA FLEXIÓN.
Nota: Debe ser calculado para la
superficie de la carcasa o la superficie
del tubo a presión, para cualquiera
que se maneje.
S =Dato permisible
Para
Tubo patrón.
Tubo patrón
en tensión, psi,
para material de
placa tubular en la
0.785
0.907
temperatura de
1
2
2
puch
puch
diseño del metal.
TuboOD
TuboOD
(véase párrafo
RCB-1.42)
F
G
1.0
1.25
Ver fig. RCB-7.132
F
t
17 100
ID
P
Lado de la coraza
a presión.
Junta media del
diámetro de la
coraza.
Lado del tubo a
presión.
Junta media del
diámetro del
tubo.
Junta media del
diámetro de la
coraza.
Junta media del
diámetro del
tubo.
Junta media del
diámetro de la
carcasa.
Canal ID
Coraza ID
Junta media del
diámetro (coraza
ID si se fija la
placa tubular de
tipo unidad)
Canal ID (coraza
ID si se fija la
placa tubular tipo
unidad)
15
Nota: F Máx=1.0
F Min= 0.8
Coraza ID
Diseño a presión, psi,
por RCB-7.132
corregido para vacío
cuando se presenta el
lado opuesto o la
diferencia de presión
cuando lo especifica el
cliente.
Diseño a presión, psi,
por RCB-7.132
corregido para vacío
cuando se presenta el
lado opuesto o la
diferencia de presión
cuando lo especifica el
cliente.
Diseño a presión, psi,
costado de la coraza o
costado del tubo, por
RCB-7.132 corregido por
vacío cuando se presenta
el lado opuesto o la
diferencia de presión
cuando lo especifica el
cliente o la placa tubular
fija de tipo de unidades,
como se definió del
párrafo RCB -7.132 al
RCB-7.165
TABLA No. 17 Espesor de placas tubulares para flexión.
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Tabla No. 18 Capacidad de tubo refrigerante para refrigerante 717 (amoniaco) (Para
usarse en paso simple o de alta presión). Toneladas de refrigerante resultantes en un
tubo con caída de fricción de 100 pies de longitud equivalente de tubo correspondiente
a un cambio de 1° F (ΔT) en la temperatura de saturación.
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Tabla No. 19 Dimensionamiento de tubería de acero.
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Tabla No. 20 Selección de la brida del cabezal.
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Tabla No. 21 Esfuerzos en recipientes con dos silletas.
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Tabla No. 22 Valores de la constante K.
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Tabla No. 23 Valores de la constante K.
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NOTAS
ESFUERZO.
Los valores indican esfuerzos de tensión y los negativos de compresión.
E = Módulo de elasticidad del material del casco o del anillo de atiesamiento, Ib/plg
2
FLEXIÓN LONGITUDINAL.
El esfuerzo flexionante máximo Si puede ser de tensión o de compresión. Al calcular el esfuerzo de tensión,
en la fórmula para Si deben usarse los valores de Ki para el factor de K.
Al calcular el esfuerzo de compresión, en la fórmula para Si deben usarse los valores de Ka para el factor de
K.
Cuando el casco tiene atiesadores, K = 3.14 en la fórmula para Si.
El esfuerzo de compresión no es factor de importancia en un recipiente de acero en el que t/R £ 0.005, y el
recipiente se diseña para soportar el máximo esfuerzo por presión interna.
Usar anillo atiesador si el esfuerzo Si es mayor que el esfuerzo máximo permitido.
ESFUERZO CORTANTE TANGENCIAL.
Si se usa placa de desgaste, en las fórmulas para 82 puede tomarse el espesor U, como la suma de los
espesores del casco y de la placa de desgaste, siempre que ésta Llegue R/10 pulgadas arriba del cuerno de
la silleta cerca de la cabeza y se extienda entre la silleta y un anillo atiesador adyacente.
En un casco no atiesado el esfuerzo cortante máximo ocurre en
el cuerno de la silleta. Cuando se
aprovecha la rigidez de la cabeza para situar las silletas cerca de las cabezas, el esfuerzo cortante
tangencial puede originar un esfuerzo adicional (83) en las cabe zas este esfuerzo debe sumarse al
esfuerzo que obra en las cabezas debido a la presión interna.
Cuando se usan anillos atiesadores, el esfuerzo cortante máximo ocurre en el ecuador.
CIRCUNFERENCIAL.
Si se usa placa de desgaste, en las fórmulas para 84 puede tomarse el espesor t, como la suma del
2
espesor del casco y de la placa de desgaste, y para t , puede tomarse el espesor del casco elevado al
cuadrado mas el espesor de la placa de desgaste elevado al cuadrado, siempre que la placa de desgaste
se extienda R/-1-O pulgadas arriba del cuerno de la silleta, y que A <, R/2. El esfuerzo circunferencial
combinado sobre el borde superior de la placa de desgaste debe verificarse.
Al verificar en este punto:
U = espesor del casco
b = ancho de la silleta
6 = ángulo central de la placa de desgaste, pero no mayor que el ángulo abarcado por la silleta más de 12°.
Si se usa placa de desgaste, en las fórmulas para Ss puede tomarse el espesor U, como la suma del
espesor del casco y el de la placa de d esgaste, siempre que el ancho de la placa de desgaste sea por lo
menos igual a b + >/Rts
Si el casco no está atiesado, el esfuerzo máximo ocurre en el cuello de la silleta. Este esfuerzo no debe
sumarse al esfuerzo por presión interna.
En un casco atiesado la máxima compresión de anillo ocurre en la parte inferior del casco. Utilice un anillo
atiesador si el esfuerzo flexionante circunferencial es mayor que el esfuerzo máximo permitido.
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PLANOS
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BIBLIOGRAFÍA
Fundamentos del aire acondicionado y refrigeración
Eduardo Hernández Goribar
Ed. Limusa
2006
Manual de recipientes a presión, diseño y cálculo
Eugene F. Magyesy
Ed. Limusa
1992, séptima edición
Mecánica de materiales
Ferdinand P. Beer
E. Russell Johnston Jr.
John T. De Wolf
Ed. Mac Graw Hill
2004, tercera edición
Diseño Mecánico de intercambiadores de calor tubulares
León Estrada Juan Manuel
2001
171