UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERIA

FACULTAD DE INGENIERIA MECANICA

LABORATORIO DE INGENIERÍA MECÁNICA III

LABORATORIO Nº 5:

INTERCAMBIADOR DE CALOR

DOCENTE: Ing. Dulio Aguilar

INTEGRANTES: ALVA NAVARRO, Roy Elías 20100261E

ARNAO CORTEGANA, Joel 20104028C

EVANGELISTA CUBAS, José 20082044A

SOSA RETAMOSO, Hernán 20092512H

UGARTE MAMANI, Jesús 20091315D

SECCION: B

2013-II

INTRODUCCION

Un intercambiador de calor es un equipo térmico que tiene como función transferir energía térmica de un fluido a otro a través de una pared metálica. Hoy en día la variedad y calidad de los procesos exigen que los fluidos de trabajo cumplan con ciertas características térmicas (temperatura) ya sea como un producto final del fluido (refrigeración o calefacción) o como parte del proceso (en el caso de los motores de combustión, calderas, etc). Teniendo en cuenta no solo el aspecto utilitario sino también el económico, se ha desarrollado una gran variedad de intercambiadores, desde los más simples como los tubulares hasta los de carcasa de multi-pasos según sea la necesidad en la cual se requiera utilizar.

Las aplicaciones específicas se pueden encontrar en calefacción de locales y acondicionamiento de aire, producción de potencia, recuperación de calor de desecho y algunos procesamientos químicos.

En el presente laboratorio se realizara el análisis termodinámico y los factores principales para el diseño de un intercambiador simple tubular en flujo paralelo y contraflujo.

OBJETIVOS

- Realizar el análisis térmico a un intercambiador de calor de tipo tubular por el cual circula aire, como fluido caliente, y agua, como fluido frio, en las configuraciones de flujo paralelo y contraflujo.

- Verificar cuál de las dos configuraciones tiene una mayor eficiencia

- Determinar el coeficiente pelicular, el coeficiente total de transferencia de calor y el NUT experimentalmente.

1

FUNDAMENTO TEÓRICO

DEFINICIONBajo la denominación general de intercambiadores de calor, o simplemente cambiadores de calor, se engloba a todos aquellos dispositivos utilizados para transferir energía de un medio a otro, sin embargo, en lo que sigue se hará referencia única y exclusivamente a la transferencia de energía entre fluidos por conducción y convección, debido a que el intercambio térmico entre fluidos es uno de los procesos más frecuente e importante en la ingeniería.

“Un intercambiador de calor es un dispositivo que facilita la transferencia de calor de una corriente fluida a otra”.

TIPOS DE INTERCAMBIADORES DE CALOR

1) Intercambiador de contacto directo.

2) Intercambiador de contacto indirecto.

1.a) Regenrativos.

2.b) Recuperativos.

2.b.a ) Una sola corriente.

2.b.b) Dos corrientes en flujo paralelo.

2.b.c) Dos corrientes en contracorriente.

2.b.d) Dos corrientes en flujo cruzado.

2.b.e) Dos corrientes en contraflujo cruzado.

2.b.f) Dos corrientes a pasos múltiples

1) Intercambiadores de contacto directo

En los intercambiadores de contacto directo sin almacenamiento de calor las corrientes contactan una con otra íntimamente, cediendo la corriente más caliente directamente su calor a la corriente más fría. Este tipo de intercambiador se utiliza naturalmente cuando las dos fases en contacto son mutuamente insolubles y no reaccionan una con otra. Por consiguiente, no puede utilizarse con sistemas gas-gas.

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Los intercambiadores de calor de contacto directo son de tres amplios tipos. En primer lugar, se tienen los intercambiadores gas-sólido. En la Fig. a.1 se muestran diversas formas de los mismos.

Figura a.1: Intercambiadores de contacto directo gas-líquido sin almacenamiento de calor.

A continuación se tiene los intercambiadores fluido-fluido, en los que los dos fluidos en contacto son mutuamente inmiscibles. En la Fig. a.2 se muestra algunos esquemas.

Figura a.2: Intercambiadores de contacto directo fluido-fluido sin almacenamiento de calor.

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Finalmente, no siempre es necesario que los dos fluidos en contacto sean mutuamente insolubles, y la Fig. a.3 muestra intercambiadores donde uno de los fluidos circulantes se disuelve en el otro. En particular, en los sistemas aire-agua el intercambiador de contacto directo es de gran importancia ya que justo una de las fases (agua) se disuelve, o evapora, en la otra fase (aire). La torre de enfriamiento de agua, mostrada en la Fig. a.3 es un ejemplo de este tipo, y de hecho representa el tipo más ampliamente utilizado de intercambiador de calor en la industria.

Figura a.3: Intercambiador de calor de contacto directo fluido-fluido en los que una fase puede disolverse en otra.

El tratamiento adecuado de este tipo de intercambiador requiere la utilización de los métodos de transferencia simultáneamente de calor y materia, y va más allá del objetivo de este volumen.

2.a) RegenerativosEn los regenerativos una corriente caliente de un gas transfiere su calor a un cuerpo intermedio, normalmente un sólido, que posteriormente cede calor almacenado a una segunda corriente de un gas frío. Existe una serie de diferentes maneras de hacer esto, como muestra la Fig. a.4.

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Figura a.4: Regeneradores de calor o intercambiadores con almacenamiento de calor: a) los sólidos que almacenan el calor están quietos; b) los sólidos que almacenan el calor circulan entre las corrientes paralelas caliente y fría.

El tubo de calor transporta calor muy eficazmente desde un lugar a otro, y puesto que la resistencia principal a la transmisión de calor está en los dos extremos del tubo, donde el calor se toma y cede, se utilizan normalmente tubos con aletas en estas zonas, como se muestra en la Fig. a.5. El fluido del tubo que hierve en un extremo y condensa en el otro actúa transportando el calor con una circulación de ida y vuelta.

Figura a.5: El tubo de calor transporta calor desde un sitio a otro, con frecuencia bastante apartado.

Conseguir un intercambio de calor en contracorriente de gases y líquidos no es problema, pero para dos corrientes de sólidos no es un caso fácil. La Fig a.6 muestra una propuesta utilizando un intercambiador de calor en contracorriente de dos corrientes de sólidos, utilizando corriente líquida de ida y vuelta.

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Figura a.6: Intercambiador de calor sólido-sólido en contracorriente, que utiliza un líquido de ida y vuelta.

2.b) RecuperativosExisten diversas configuraciones geométricas de flujo posibles en un intercambiador, las más importante son las que se representan en la Fig. a.7.

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Figura a.7: Esquemas de configuraciones geométricas de flujo comunes para intercambiadores de calor recuperativos.

2.b.a) Una sola corriente. La configuración de una sola corriente se define como un intercambiador en el que cambia la temperatura de un solo fluido; en este caso la dirección del flujo carece de importancia. Los condensadores, evaporadores y las calderas de vapor son ejemplos de este tipo de intercambiadores. En la Fig.a.7 (a) se ilustra un condensador simple.

2.b.b) Dos corrientes en flujos paralelos. Los dos fluidos fluyen en direcciones paralelas y en el mismo sentido. En su forma más simple, este tipo de intercambiador consta de dos tubos concéntricos, como muestra la Fig a.7 (b). En la práctica, un gran número de tubos se colocan en una coraza para formar lo que se conoce como intercambiador de coraza y tubos, como se observa en la Fig.a.8. El intercambiador de coraza y tubos se usa más frecuentemente para líquidos y para altas presiones.

Figura a.8: Intercambiador de calor de coraza y tubos de dos pasos por tubos y un paso por coraza. El primer paso por tubos se efectúa en flujos paralelos y el segundo en flujo a contracorriente.

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El intercambiador tipo placas mostrado en la Fig. a.9 consiste en varias placas separadas por juntas y resulta más adecuado para gases a baja presión. Esta configuración se conoce también como intercambiador de corrientes paralelas.

Figura a.9: Intercambiador de calor tipo placas.

2.b.c) Dos corrientes en contracorriente. Los fluidos se desplazan en direcciones paralelas pero en sentido opuesto. En la figura a.7 (c) se muestra un intercambiador simple de tubos coaxiales, pero, como en el caso del intercambiador de corrientes paralelas, los intercambiadores de coraza y tubos o de placas son los más comunes.

Veremos que para un número dado de unidades de transferencia, la efectividad de un intercambiador de corriente es mayor que la del intercambiador en contracorriente. Los pre-calentadores de agua de alimentación para calderas y los enfriadores de aceite para aviones son ejemplos de este tipo de intercambiadores de calor. Esta configuración se conoce también como intercambiadores de contracorriente.

2.b.d) Dos corrientes en flujo cruzado.Las corrientes fluyen en direcciones perpendiculares, como se muestra en la Fig a.7 (d). La corriente caliente puede fluir por el interior de los tubos de un haz y la corriente fría puede hacerlo a través del haz en una dirección generalmente perpendicular a los tubos. Una o ambas corrientes pueden estar sin mezclarse, como se muestra. Esta configuración tiene una efectividad

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intermedia entre la de un intercambiador de corriente paralela y la de uno en contracorriente, pero a menudo su construcción es más sencilla debido a la relativa simplicidad de los conductos de entrada y de salida. Un ejemplo común de este tipo de intercambiador es el radiador de automóvil que se muestra en la Fig.a.10.

Figura a.10: Radiador de automóvil.

2.b.e) Dos corrientes en contraflujo cruzado. En la práctica, las configuraciones de flujo de los intercambiadores se aproximan a menudo a las idealizaciones de la Fig. a.7 (e); se muestran los casos de dos pasos y de cuatro pasos, aunque puede usarse un número mayor de pasos. (En un intercambiador de dos pasos los tubos pasan dos veces por la coraza). Conforme aumenta el número de pasos, la efectividad se aproxima a la de un intercambiador de corriente ideal.

2.b.f) Dos corrientes a pasos múltiples. Cuando los tubos de un intercambiador de coraza y tubos están dispuestos en uno o más pasos en el interior de la coraza, como muestra la Fig. a.7 (f), algunos de los pasos producen un flujo paralelo mientras que otros producen un flujo a contracorriente. El intercambiador de dos pasos de este tipo es común porque sólo es necesario perforar uno de los extremos para permitir la entrada y salida de los tubos, como se muestra de manera esquemática en la Fig a.8.

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ESTUDIO TERMICO

Dado que a lo largo del proceso de cálculo intervendrán dos fluidos, se deberá poder identificar en todo momento a cada uno de ellos, por lo que se utilizará la notación siguiente:

- Se empleará el subíndice “c” para todas las propiedades o características correspondientes al fluido caliente.

- Para el fluido frío se usará el subíndice “f”.- Para indicar en qué punto del intercambiador se considera la

temperatura, se usará un segundo subíndice, “e” para la entrada del cambiador, “s” para la salida del mismo.

3.1 Coeficiente global de transmisión

En transferencia de calor se determina el valor del coeficiente global de transmisión, tanto para el caso de pared plana, como cilíndrica o esférica, así como en el caso de tubo aleteado; dada la importancia que presentan en el cálculo de cambiadores de calor, se indican a continuación las ecuaciones correspondientes al coeficiente global de transmisión de una pared cilíndrica de una sola capa Fig. B.1, de radio interior ri y exterior ro, y conductividad térmica k, por cuyo interior circula un fluido, con coeficiente de transmisión superficial hi , mientras que por el exterior lo hace otro fluido con coeficiente de transmisión superficial h,

Ecu. 3.1.

Figura 3.1: Coeficiente global de transferencia de calor a través de una pared plana.

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Así como la correspondiente al caso de que esta misma tubería estuviera dotada con un numero de aletas/metro de tubos n, de radio extremo r1 y espesor W, Ecu.3.2, Expresión en la que X representa la efectividad de las aletas anulares, mientras que Ai expresa el área interior del tubo y Ao el área exterior del tubo aleteado, siendo L la longitud del tubo aleteado.

3.2 Ensuciamiento

Tras un período de funcionamiento, las superficies de transferencia de calor de un intercambiador de calor pueden llegar a recubrirse con varios depósitos presentes en las corrientes, o las superficies pueden corroerse como resultado de la interacción entre los fluidos y el material empleado en la fabricación del cambiador de calor. En cualquier de los casos, esta capa supone una resistencia adicional al flujo de calor y, por tanto, una disminución de sus prestaciones.

El efecto global se representa generalmente mediante un factor de suciedad, o resistencia de suciedad, Rf, que debe incluirse junto con las otras resistencias térmicas para obtener el coeficiente global de transferencia de calor.

Los factores de suciedad se tienen que obtener experimentalmente, mediante la determinación de los valores de U del cambiador de calor tanto en condiciones de limpieza como de suciedad. El factor de suciedad se define entonces, Ecu. 3.3.

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Estos factores de ensuciamiento, Rf, son resistencias térmicas “unitarias” y por lo tanto, cuando vayan a emplearse hay que tener en cuenta el tamaño del área superficial. Debido a que tanto las superficies calientes como las frías pueden ensuciarse, debemos modificar la ecuación del coeficiente global de transmisión según la Ecu. 3.4

3.3 Variación de la temperatura

La figura 3.2 (a) muestra un intercambiador sencillo monotubo por la parte superior de la coraza entra el fluido caliente y por el tubo concéntrico entra el fluido frío. La figura 3.2 (b) muestra la variación de temperatura a través de la pared del tubo y el circuito térmico correspondiente. El calor fluye por convección a través del fluido caliente, por conducción a través de la pared del tubo y por convección al fluido frío. Como resultado de este proceso, la temperatura del fluido frío se eleva a medida que éste gana energía a su paso por el tubo y el fluido caliente disminuye su temperatura a medida que éste pierde energía a su paso por el tubo.

Figura 3.2: (a) Esquema de un intercambiador monotubo. (b) Variación de temperatura a lo largo del intercambiador.

El balance de energía en un intercambiador considerando como un todo se formula con base en la ecuación de energía para flujo estacionario aplicando un volumen de control que encierra al intercambiador, cumpliendo las hipótesis

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del apartado anterior, la Ecu. 3.5 exige que la entalpia en la entrada al sistema sea igual a la de salida.

Cada término representa el flujo de calor intercambiado en el intercambiador, si se utiliza el coeficiente global de transmisión de calor entre los fluidos frío y caliente, el flujo de calor resulta es Ecu. 3.8.

Realmente, el valor de U depende de cual de las áreas superficiales se emplea Af o Ac, de acuerdo con lo expuesto en el apartado anterior, el producto UA de la ecuación anterior será una constante. La diferencia de temperatura a lo largo del intercambiador es variable y su determinación se realizará realizando un balance de energía en un elemento diferencial del intercambiador de longitud Δx para obtener una ecuación diferencial en la que x es la variable independiente y (Tf) la variable dependiente. Cuando se aplica la ecuación de la energía para flujo estacionario al volumen de control de longitud Δx, indicado en la Fig. 3.3 con una línea discontinua, la influencia debida a la conducción en el fluido en la dirección x, en el valor Q, es pequeño y puede ignorarse. Así, el producto del flujo de masa por el aumento de entalpia debe ser igual a la transferencia de calor a través de la pared del tubo.

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Figura 3.3: Volumen de control elemento de longitud Δx para la aplicación de la ecuación de la energía para flujo estacionario.

3.4 Diferencia media logarítmica LDMT

A continuación se procederá a exponer un método de obtención de la diferencia media de temperatura en cambiadores de calor, esta diferencia media de temperatura, que multiplicada por el coeficiente global real medio y por el área de intercambio permite obtener el flujo de calor intercambiado, es logarítmicamente un valor promedio de las diferencias de temperatura entre el fluido caliente y el frío en cada sección del cambiador, cuando se considera toda la longitud de éste, estando, por tanto, comprendida entre los valores extremos que alcancen estas diferencias en el interior del cambiador, valores extremos, que como se desprende de la simple observación de las curvas de distribución de temperatura, Fig 3.4, corresponden precisamente a las diferencias terminales.

Figura 3.4: Distribución de temperatura en un intercambiador de dos corrientes en contracorriente.

El flujo de calor en un elemento diferencial del intercambiador será:

Sustituyendo la ecuación que representa la diferencia de temperatura e integrando entre L y 0 se obtiene el flujo de calor desde el fluido caliente al frío.

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Despejando de la ecuación, el denominador de la ecuación, para el valor de x igual a L resulta.

Expresión que indica que el termino representa la diferencia media buscada, recibiendo el nombre de diferencia logarítmica media de temperatura (LDMT), representándose por ΔTlm.

Si la deducción se hubiera realizado partiendo de un cambiador en contracorriente, el resultado matemático habría sido totalmente semejante, encontrándose la misma expresión matemática para la diferencia logarítmica media del cambiador en contracorriente, siendo también en ella ΔT1, ΔT2, las diferencias terminales, en el caso de flujo en equicorriente, Fig 3.5

Figura 3.5: Distribución de temperatura en un intercambiador de dos corrientes en equicorriente.

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3.5 Método del Número de Unidades de Transmisión NUT

La aproximación de la LMTD para el análisis de cambiadores de calor, es útil cuando las temperaturas de entrada y salida son conocidas o se pueden determinar fácilmente. En estos casos, la LMTD se calcula fácilmente, y el flujo de calor, el área de la superficie, o el coeficiente global de transferencia de calor pueden determinarse. Cuando hay que evaluar las temperaturas de entrada o salida de un cambiador determinado, el análisis supone con frecuencia un procedimiento iterativo, debido a la función logarítmica que aparece en la LMTD. En estos casos, el análisis se efectúa con mayor facilidad utilizando un método basado en la efectividad del intercambiador durante la transferencia de una cantidad de calor determinada.

El método del número de unidades de transmisión también ofrece muchas ventajas para el análisis de problemas en los que hay que comparar varios tipos de cambiadores de calor, con el fin de seleccionar el tipo más adecuado para cubrir un objetivo de transferencia de calor en particular. La expresión “número de unidades de transmisión”, fue introducido por Nusselt, siendo Kayes y London quienes desarrollaron extensamente su aplicación. El flujo de calor intercambiado por cada grado diferencia de temperatura, será evidentemente.

Por otra parte, el flujo de calor intercambiado, por grado de elevación o disminución de temperatura en los fluidos será respectivamente:

El número adimensional denominado Número de Unidades de Transmisión (N.T.U.) será el cociente “UA” y el valor “mCp” menor de los dos que intervienen en el intercambiador, es decir.

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3.6 Relaciones de eficiencia-NUT

Para cualquier intercambiador de calor se puede demostrar que

ε=f (NUT , Cmín

Cmáx)

(13)

donde Cmín/Cmax es igual a C c /Ch o Ch/C c, dependiendo de las magnitudes relativas de las capacitancias térmicas de flujo del fluido caliente y frío. El número de unidades de transferencia (NUT) es un parámetro adimensional que se usa ampliamente para el análisis del intercambiador de calor y se define como

NUT≡ UACmín (14)

Para determinar una forma específica de la relación de eficiencia, ecuación 13, considere un intercambiador de calor de flujo paralelo para el que Cmín=Ck. Se puede obtener

ε=Th , i−T h , o

T h, i−T c , i (15)

y de las ecuaciones 1b y 2b se sigue que

Cmín

Cmáx=mhc p , h

mc c p , c=T c ,o−T c ,i

T h ,i−T h,o (16)

Considere ahora la ecuación 8, que se puede expresar como

ln (T h ,o−T c , o

T h, i−T c , i)=− UA

Cmín(1+ Cmín

Cmáx)

o de la ecuación 14

Th ,o−T c , o

T h ,i−T c , i=exp[−NUT ,(1+Cmín

Cmáx ) ]17

Luego de reacomodar, obtenemos para el intercambiador de calor de flujo paralelo

ε= 1−e−NUT [1+(Cmin/Cmax)]

1+(Cmin /Cmax )(17)

Dado que se puede obtener precisamente el mismo resultado para Cmín=Cc, la ecuación 17 se aplica para cualquier intercambiado de calor en flujo paralelo, sin importar la capacitancia térmica de flujo mínima se asocia con el fluido caliente o con el frío.

Para el caso del arreglo en contraflujo obtendríamos la siguiente ecuación

ε= 1−e−NUT [1−(Cmin/Cmax )]

1−(Cmin /Cmax )∗e−NUT [1−(Cmin/Cmax)] (18)

PROCESO DE ENSAYO DE LA EXPERIENCIA

Componentes de la instalación

Intercambiador de calor de tubos concéntricos

Termómetros

18

Manómetro diferencial inclinado

Cronometro Termocuplas y display de temperaturas

Ventilador y control de velocidad

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PROCEDIMIENTO DEL ENSAYO

El procedimiento seguido en la experiencia, fue el siguiente:

Preparar el intercambiador para un paso de los fluidos en contra flujo

Tomar datos de Temperaturas (aire y agua) a la salida y entrada del intercambiado, así como el flujo del agua; para una posición dada del calentador del aire y del ventilador.

Variar la posición del calentador manteniendo constante la posición del ventilador, tomar datos.

Variar la posición del ventilador y repetir los dos pasos anteriores.

Desarrollar el mismo procedimiento para un arreglo de flujos paralelos.

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DATOS

Los datos obtenidos en la experiencia son los siguientes:

FLUJO PARALELO

Vol t I V Te agua Ts agua Te Ts Ttd Tts P235 20.16 4.8 90 19.5 22 41 25 24 24 0.25215 20.9 4.8 110 20 23 45 28 25 27 0.3200 20.4 5 125 20 25 53 30 27 29 0.4200 20.22 5.6 145 20 24 62 34 26 32 0.5

CONTRAFLUJO

Vol t I V Te agua Ts agua Te Ts Ttd Tts P200 20.25 3 90 21 27 48 27 30 26 0.5

200 20.09 4.4 110 21.5 27 46 29 32 26 0.65

200 20.18 5.2 130 21.5 28 53 31 36 27 0.7

197 20.24 5.4 140 21.5 30 63 33 38 27 0.8

Procedimiento de cálculo

Para el flujo en paralelo

Calculo del flujo de masa del agua

V=3.6∗10−3∗Vt

magua=V∗ρagua

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Calor transferido

Q=magua∗cpagua∗(T sagua−T eagua)

Flujo de aire

maire=Q

C paire∗(T eaire−T saire )

Calculo del coeficiente pelicular para el aire

haire=Q

A1∗∆T a

A1=π∗D1∗L

∆T a=∆Tmax−∆Tmin

ln(∆Tmax∆Tmin )=

(Te−Ttd)−(Ts−Tti)

ln (Te−TtdTs−Tti )

Calculo del coeficiente pelicular para el agua

haire=Q

A2∗∆T agua

A2=π∗D2∗L

∆T agua=∆Tmax−∆Tmin

ln ( ∆Tmax∆Tmin )=

(Ttd−T eagua)−(Tti−T sagua)

ln (Ttd−T eaguaTti−T sagua )

Coeficiente global U

U= 1

A1∗[ 1ha∗A1

+ln (D 2/D1)2π∗Kt∗L

+ 1hagua∗A2

]

Eficiencia del intercambiador

E= QCmin∗(T eaire−T eagua)

Dónde:

Cmin=elminimo valor entre :

maire∗c paire

magua∗c pagua

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Calculo del NUT

NUT=U∗A1Cmin

Numero de Reynolds para el aire

ℜ= ρ∗v∗Dμ

=4∗maire

π∗D1∗μ

Numero de Reynolds para el agua

ℜ= ρ∗v∗Dhμ

=magua∗(D3−D2)

μ

Para el flujo en paralelo

Calculo del flujo de masa del agua

V=3.6∗10−3∗Vt

magua=V∗ρagua

Calor transferido

Q=magua∗cpagua∗(T sagua−T eagua)

Flujo de aire

maire=Q

C paire∗(T eaire−T sa ire )

Calculo del coeficiente pelicular para el aire

haire=Q

A1∗∆T a

A1=π∗D1∗L

∆T a=∆Tmax−∆Tmin

ln(∆Tmax∆Tmin )=

(Te−Ttd)−(Ts−Tti)

ln (Te−TtdTs−Tti )

Calculo del coeficiente pelicular para el agua

haire=Q

A2∗∆T agua

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A2=π∗D2∗L

∆T agua=∆Tmax−∆Tmin

ln( ∆Tmax∆Tmin )=

(T saire−T eagua)−(Tti−T sagua)

ln(T saire−T eaguaTti−T sagua )

Coeficiente global U

U= 1

A1∗[ 1ha∗A1

+ln (D2/D1)2π∗Kt∗L

+ 1hagua∗A2

]

Eficiencia del intercambiador

E= QCmin∗(T eaire−T eagua)

Dónde:

Cmin=elminimo valor entre :

maire∗c paire

magua∗c pagua

Calculo del NUT

NUT=U∗A1Cmin

Numero de Reynolds para el aire

ℜ= ρ∗v∗Dμ

=4∗maire

π∗D1∗μ

Numero de Reynolds para el agua

ℜ= ρ∗v∗Dhμ

=magua∗(D3−D2)

μ

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RESULTADOS

FLUJO PARALELO

Caudal m3/hr

m ag kg/hr

Q kcal/hr

m aire kg/h

dT aire A1 h aire dT

agua A2 h agua R U

0.04 41.88 104.44 27.20 5.65 0.10 176.51 3.08 0.12 285.90 0.08 114.130.04 36.96 110.60 27.11 6.34 0.10 166.44 4.48 0.12 208.28 0.10 97.490.04 35.22 175.68 31.83 7.67 0.10 218.51 5.36 0.12 276.56 0.07 128.580.04 35.54 141.79 21.10 11.76 0.10 115.05 6.95 0.12 172.13 0.13 72.29

ma*cpa mar*cpar E efic % NUT Re aire Re agua41.78 6.53 74.42 1.83 28206.73 713.1536.87 6.51 68.00 1.57 27816.32 642.4735.14 7.64 69.70 1.76 32146.80 625.3235.45 5.06 66.67 1.50 21093.37 624.25

CONTRAFLUJO

Caudal m3/hr

m ag kg/hr

Q kcal/hr

m aire kg/h

dT aire A1 h aire dT agua

A2 h agua R U

0.036 35.484 212.374 42.138 5.882 0.105 344.624 2.791 0.118 642.272 0.041 233.5440.036 35.767 196.227 48.095 7.141 0.105 262.271 3.226 0.118 513.342 0.053 180.5460.036 35.608 230.870 43.725 8.985 0.105 245.249 3.776 0.118 516.045 0.055 172.5810.035 34.969 296.497 41.180 13.314 0.105 212.552 6.326 0.118 395.569 0.066 144.020

ma*cpa mar*cpar E efic % NUT Re aire Re agua35.396 10.113 77.778 2.420 43238.646 650.00835.678 11.543 69.388 1.639 49351.345 658.80135.519 10.494 69.841 1.723 44166.730 666.15634.882 9.883 72.289 1.527 41166.944 668.457

25

DIAGRAMAS

100.00 150.00 200.00 250.0020000.00

25000.00

30000.00

35000.00

h vs Re (aire en flujo paralelo)

coeficiente pelicular h

Reyn

olds

Re

150.00 170.00 190.00 210.00 230.00 250.00 270.00 290.00600.00

640.00

680.00

720.00

h vs Re (agua en contraflujo)

coeficiente pelicular h

Reyn

olds

Re

26

50.00 100.00 150.0020000.00

25000.00

30000.00

35000.00

U vs Re (flujo paralelo)

coeficiente de transferencia de calor total U

Reyn

olds

Re

50.00 60.00 70.00 80.00 90.00 100.00 110.00 120.00 130.00 140.00 150.00600.00

640.00

680.00

720.00

U vs Re (contraflujo)

coeficiente de transferencia de calor total U

Reyn

olds

Re

27

200.000 250.000 300.000 350.00040000.000

42500.000

45000.000

47500.000

50000.000

h vs Re (aire en contraflujo)

coeficiente pelicular h

Reyn

olds

Re

300.000 350.000 400.000 450.000 500.000 550.000 600.000 650.000 700.000640.000

660.000

680.000

h vs Re (agua en contraflujo)

coeficiente pelicular h

Reyn

olds

Re

28

0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4 0.45 0.5 0.55 0.620000.00

25000.00

30000.00

35000.00

diferencia de P vs Re (flujo paralelo)

diferencia de presion P

Reyn

olds

Re

0.4 0.45 0.5 0.55 0.6 0.65 0.7 0.75 0.8 0.85 0.9600.00

640.00

680.00

720.00

diferencia de P vs Re (contraflujo)

coeficiente pelicular h

Reyn

olds

Re

29

66.00 67.00 68.00 69.00 70.00 71.00 72.00 73.00 74.00 75.001.20

1.40

1.60

1.80

2.00

E vs NUT (flujo paralelo)

eficiencia E %

NUT

68.000 70.000 72.000 74.000 76.000 78.000 80.0001.400

1.600

1.800

2.000

2.200

2.400

2.600

E vs NUT (contraflujo)

eficiencia E %

NUT

30

CONCLUSIONES

La eficiencia o efectividad del intercambiador de calor en contraflujo es

mayor que el flujo en paralelo esto se debe a que la diferencia de

temperatura media logarítmica para un intercambiador a contraflujo

siempre es mayor que la que corresponde a flujo paralelo por lo tanto, se

logra una velocidad de transferencia de calor mayor en los

intercambiadores en paralélelo. En la práctica es común usar

disposiciones en contraflujo.

La diferencia de temperatura media logarítmica es mayor para el

contraflujo que para el flujo paralelo, por lo cual el área superficial que se

requiere para efectuar una transferencia de calor establecida Q, es más

pequeña para el contraflujo en comparación que para el flujo en paralelo;

para ambos procesos el DTML va aumentando a medida que se aumenta

la temperatura de ingreso del aire.

Se puede observar que el coeficiente pelicular para los fluidos (en flujo

interno y flujo externo) aumenta con el aumento del número de Reynolds;

para nuestro caso el coeficiente pelicular fue mayor para el flujo en

paralelo.

OBSERVACIONES

Se debe dar un tiempo para que las temperaturas en cada punto se

estabilicen

A altas velocidades los instrumentos de medición del laboratorio se

prendían y apagaban aleatoriamente

En el flujo en paralelo, cuando el termómetro a la entrada debía marcar

una temperatura mayor a la salida, en ocasiones hacia lo contrario, esto

puede deberse a que el lugar donde se pone el termómetro puede tener

otras sustancias que evitan la medición sea la correcta

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