El Vapor Y Los Intercambiadores De Calor De Placas Gp-gcm-12

Steam and Plate Heat Exchangers INICIO

El Vapor y los Intercam biadores de Calor de Placas

Una guía técnica para el uso efectivo del vapor en los intercambiadores de calor de placas

Una colaboración entre Spirax Sarco y Alfa Laval

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Introducción Conjuntamente Spirax Sarco y Alfa Laval son reconocidos expertos y líderes mundiales en el control del vapor y el intercambio de calor. Nuestros clientes depositan su confianza en nuestros conocimientos técnicos y nuestros productos de alta calidad en industrias de todo el mundo. Cuando el vapor es el medio primario en una aplicación de intercambiador de calor por placas, hemos acordado cooperar, utilizando la unión de nuestras fuerzas para ofrecer un control completo, soluciones de intercambio de calor y eliminación de condensado. Este manual de referencia ha sido escrito conjuntamente por Spirax Sarco y Alfa Laval para demostrar a nuestros clientes como esta cooperación les puede ayudar a encontrar todas las soluciones a sus necesidades en cuestión de vapor e intercambiadores.

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El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas

Indice 1.

Fundamentos del vapor - ¿Qué es el vapor? - ¿Por qué se usa el vapor? - La formación del vapor - Terminología y unidades - Calidad del vapor - Tablas de vapor - Diagrama de Mollier

2.

El caudal de vapor - Tipos de calentamiento - Consumo de vapor - Ejemplos

3.

19 19 20 24 27 28 30 32

Control de temperatura en intercambiadores de calor de placas - Diseño del intercambiador de calor - Condición de interrupción - Métodos de control de temperatura - Control automático de temperatura

5.

15 15 18

Diseño del sistema - Elementos del sistema de vapor - Generación de vapor - Dimensionado de las tuberías de vapor - Purga de las líneas de vapor - Eliminación del aire - Reducción de presión - Revaporizado - Sistema de retorno de condensados

4.

7 7 7 8 9 11 11

41 42 48 51

Intercambiadores de calor de placas - General - Intercambiadores de calor de placas con juntas - Intercambiadores de calor termosoldados - Intercambiadores de calor enteramente soldados (láser) - Compabloc - El intercambiador de calor enteramente soldado y accesible - Comparació n entre el PHE y el intercambiador de carcasa y tubos - Utilización de vapor como medio caliente en intercambiadores de calor de placas - Cálculos de diseño de intercambiadores de calor de placas

59 60 62 63 64 65 68 71

Apéndices - Apé ndice I. Tablas del vapor - Apé ndice II. Dimensionado de la línea de condensado - Apé ndice III. Diagrama de interrupció n

73 77 79

3

Ilustraciones, Fórmulas y Tablas

Ilustraciones Fig. 1 Fig. 2 Fig. 3 Fig. 4 Fig. 5 Fig. 6 Fig. 7 Fig. 8 Fig. 9 Fig. 10 Fig. 11 Fig. 12 Fig. 13 Fig. 14 Fig. 15 Fig. 16 Fig. 17 Fig. 18 Fig. 19 Fig. 20 Fig. 21 Fig. 22 Fig. 23 Fig. 24 Fig. 25 Fig. 26 Fig. 27 Fig. 28 Fig. 29 Fig. 30 Fig. 31 Fig. 32 Fig. 33 Fig. 34 Fig. 35 Fig. 36 Fig. 37 Fig. 38 Fig. 39 Fig. 40 Fig. 41 Fig. 42 Fig. 43 Fig. 44 Fig. 45 Fig. 46 Fig. 47 Fig. 48 Fig. 49 Fig. 50 Fig. 51 Fig. 52

4

Vapor saturado - temperatura / presión 8 Vapor saturado – volumen específico / presión 9 Diagrama de Mollier 10 Ejemplo del diagrama de Mollier 12 Diagrama de Mollier simplificado 13 Intercambio de calor 17 Conjunto caldera 19 Sistema de vapor y condensado 20 -21 Pérdida de carga en tuberías de vapor 23 Pérdida de calor en un conducto de vapor 24 La causa del golpe de ariete 24 Puntos de purga de una línea de vapor 25 Tipos de purgador 26 Conjunto de purga 27 Eliminador de aire de una línea de vapor 27 Válvulas reductoras de presión de vapor 28 Estación reductora de presión de vapor – con válvula pilotada 29 Separador de vapor 30 Válvulas reductoras de presión montadas en paralelo 30 Válvulas reductoras de presión montadas en serie 31 Revaporizado por kg de condensado 31 Tanque de revaporizado 32 Sistemas de condensados 33 Dimensionado de la tubería de condensado 34 Dimensionado de tuberías de condensado múltiples 35 Bombeo a larga distancia 36 Unidad eléctrica de bombeo de condensados 37 Funcionamiento de la bomba automática 38 Unidad de bomba automática monobloque 38 Funcionamiento de la bomba purgadora automática 39-40 Diagrama de interrupción 45 Uso del gráfico de interrupción para establecer el caudal en el punto de interrupción 46 Uso del gráfico de interrupción para establecer la temperatura de entrada del secundario en el punto de interrupción 47 Control del vapor en el primario con válvula de dos vías + purgador 48 Control del vapor del primario con válvula de dos vías + purga activa 49 Control secundario con válvula de tres vías 50 51 Control de condensado Elementos de un sistema automático simple de regulación de temperatura de lazo 52 Curva de caudal característica 53 Característica del obturador 53 Características típicas con válvulas dimensionadas para pequeñas caídas de presión 54 54 Válvula con actuador y posicionador neumático Control proporcional 55 Controlador PID 56 Inestabilidad causada por el incremento de ganancia del controlador sin acción I o D 56 Limites de funcionamiento delos intercambiadores de calor con placas 59 Principio de flujo en un intercambiador de calor de placas 59 El intercambiador de calor de placas con juntas 60 60 Junta clip-on (de mordazas) Junta plegada 60 Placa canal con corrugación en forma de raspa de pescado 61 El PHE con juntas es muy resistente a la fatiga debido la elasticidad del paquete de placas 61

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Fig. 53 Fig. 54 Fig. 55 Fig. 56 Fig. 57 Fig. 58 Fig. 59 Fig. 60 Fig. 61 Fig. 62 Fig. 63 Fig. 64 Fig. 65 Fig. 66 Fig. 67 Fig. 68 Fig. 69 Fig. 70 Fig. 71 Fig. 72 Fig. 73 Fig. 74 Fig. 75

Principio de flujo en un intercambiador de calor de placas termosoldado 62 Secció n transversal de la disposición de placas de un PHE 62 Paquete de placas con soldadura láser 63 El intercambiador de calor de placas enteramente soldado, el AlfaRex 63 Paquete de placas semisoldadas 63 Intercambiador de calor Compabloc 64 Principio de flujo en un intercambiador de calor Compabloc 64 Comparació n de tamaÑñ os entre intercambiador de calor de tubos, PHE con juntas... 65 En un PHE es posible una aproximació n muy certera a la temperatura 65 Comparació n entre un intercambiador de placas y uno de carcasa y tubos 66 La turbolencia del producto retrasa el ensuciamiento 66 Fluctuaciones tí picas de temperatura debido a cambios de carga para PHT y S&T 67 Area pequeñ a de contacto entre el vapor y el condensado 67 Area grande de contacto entre vapor y condensado 67 Correlació n entre temperatura y acomulación de incrustaciones 68 Placa sin y con incrustaciones 68 Condensació n a 150º C/120º C 69 Disposició n en by-pass en el secundario 69 69 Entrada de vapor Vá lvula reductora 70 Condensació n en la parte superior de la placa y subenfriamiento del condensado 70 Datos del diseño térmico 71 Configuración mecánica 71

Fórmulas Fórmula 1 Fórmula 2a Fórmula 2b Fórmula 3a Fórmula 3b Fórmula 4 Fórmula 5 Fórmula 6 Fórmula 7 Fórmula 8 Fórmula 9 Fórmula 10 Fórmula 11 Fórmula 12 Fórmula 13 Fórmula 14 Fórmula 15 Fórmula 16

Cálculo de la entalpía específica Calor necesario para conseguir un incremento de temperatura Caudal de vapor necesario para conseguir un incremento de temperatura Calor necesario para compensar las pérdidas de calor Caudal de vapor necesario para compensar las pérdidas de calor Cálculo del caudal de vapor en un intercambiador desde el caudal secundario Cálculo del caudal de vapor en un intercambiador desde los requerimientos de potencia en KW Cálculo del caudal de vapor en un intercambiador desde los requerimientos de potencia en MW Cálculo de la cantidad de revaporizado Dimensionado de la tubería común para condensado no bombeado Cálculo de superficie de intercambio de calor Cálculo de la diferencia de temperaturas media aritmética Cálculo simplificado de la diferencia de temperatura media aritmética Cálculo de la potencia calorí fica (plena carga) Cálculo de la temperatura media aritmética real requerida Cálculo de la temperatura real en el primario Cálculo de la fracción de interrupción para condición de flujo variable Cálculo de la fracción de interrupción para condición de ∆T variable

9 15 16 16 17 17 18 18 32 35 41 41 41 42 43 43 44 44

Tablas Tabla 1 Tabla 2 Tabla 3 Tabla 4 Tabla 5 Tabla 6

Densidad relativa y calor específico de varios líquidos Coeficiente global de transmisión de calor entre el vapor y varios líquidos Capacidades de vapor de las tuberías a velocidades específicas Caudal de condensado en calentamiento y en marcha normal para líneas de vapor Cá lculo Ziegler-Nichols Impacto del cambio de ajustes PID

16 17 22 26 57 57

5

6

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas

1. FUNDAMENTOS DEL VAPOR ¿QUE ES EL VAPOR?

LA FORMACIÓN DEL VAPOR

El agua puede existir en estado sólido, cuando la llamamos hielo; como líquido, es cuando la llamamos agua, o gas, cuando la llamamos vapor. Este manual de referencia se concentrará en los estados líquido y gaseoso.

Utilicemos como punto de referencia el contenido de energía calorífica, o entalpía, de 1 kg de agua a presión atmosférica, y a la temperatura de fusión del hielo, 0ºC.

Si se añade energía calorífica al agua, su temperatura se eleva hasta un punto a partir del cual ya no puede subsistir como líquido. Este es el denominado “punto de saturación”, y cualquier nueva aportación de energía provocará la ebullición de una parte del agua convirtiéndose vapor. Esta evaporación requiere de gran cantidad de energía, y mientras se le está añadiendo, el agua y el vapor formado permanecen a la misma temperatura. Si conseguimos que el vapor libere la energía que se le había añadido originalmente cuando se formó, condensará formándose agua a la misma temperatura. Un intercambiador de calor es donde disponemos que se produzca esta liberación de energía.

¿POR QUÉ USAR VAPOR? El vapor ha sido utilizado para el transporte de calor desde la Revolución Industrial, y sigue siendo una herramienta moderna, flexible y versátil allí donde se necesite calor. •

Se produce por la evaporación del agua; una materia prima relativamente económica y abundante, que es respetuosa con el medio ambiente.

•

Se puede ajustar su temperatura con gran precisión mediante el control de la presión.

•

Transporta gran cantidad de energía en una masa pequeña.

Si tomamos esto como cero, y añadimos calor a este kg de agua, su temperatura empezará a elevarse. A presión atmosférica, el agua no puede existir como líquido por encima de los 100ºC, por lo tanto, cualquier aportación de calor adicional después de alcanzar esta temperatura provocará que parte del agua pase a vapor. La cantidad total de energía calorífica o entalpía contenida por cada kilogramo de agua líquida a su temperatura de ebullición se denomina “entalpía específica del agua saturada”, y se simboliza por hf. A veces se le denomina “calor sensible”. La energía calorífica extra que se requiere para convertir cada kilogramo de agua líquida en vapor, se denomina “entalpía específica de evaporación” y se simboliza por hfg. A veces se le denomina “calor latente”. La energía calorífica o entalpía total en cada kilogramo de vapor es la suma de los dos términos anteriores y se denomina “entalpía específica del vapor” o “calor total”. Se simboliza por hg = hf + hfg. Cuando se ha entregado toda la entalpía específica del vapor al kilogramo de agua, toda el agua existirá entonces como vapor a la presión atmosférica. El volumen de este vapor será superior al volumen del agua en un factor de 1.600 veces a la presión atmosférica. Las moléculas de agua en la condición de líquido están unidas mucho más cercanas que las moléculas de vapor. El proceso de evaporación puede entenderse como un proceso en el que se debe entregar la suficiente energía a a cada molécula para que rompa los enlaces que la unen a sus vecinas. Las moléculas entonces abandonan el líquido y se mueven libremente en la fase gaseosa.

7

Si la presión en el líquido aumenta, las moléculas encuentran mas dificultades para abandonarlo. Será necesaria mas energía para que las moléculas rompan sus enlaces y entren a la fase gaseosa. Por tanto, la temperatura tendrá que superar los 100ºC antes de que ocurra la ebullición. Para cada presión dada, hay una temperatura correspondiente, por encima de la cual el agua no puede existir como líquido. Del mismo modo, si la presión sobre el agua es inferior a la presión atmosférica, es más fácil para las moléculas romper sus enlaces. Se requerirán niveles de energía inferiores, y la ebullición sucederá a temperatura inferior a los 100ºC. Esta relación entre presión y temperatura es constante para el vapor saturado, y se muestra en la Fig.1 y en las “Tablas de vapor” en el Apéndice 1.

Entalpía específica Es la entalpía (energía total) de una unidad de masa (usualmente 1 kg). Por tanto, la unidad usual de medida es KJ / kg.

Calor específico Es una medida de la capacidad de una sustancia para absorber calor. Es la cantidad de energía (joules) que se requieren para elevar 1ºC una masa de 1 kg. Por tanto, el calor específico se expresa en KJ / kg ºC. El calor específico del agua es aproximadamente 4,19 KJ / kg ºC. Esto significa que un incremento en la entalpía de 4,19 KJ elevará 1ºC la temperatura de 1 kg de agua.

Entropía

Fig. 1

Vapor saturadotemperatura/preción

Temperatura del vapor °C

250 200

A veces la entropía hace referencia al nivel de desorden de un sistema; alto desorden = alta entropía, y bajo desorden = baja entropía. Las moléculas confinadas en una gota de agua muestran estar en un mayor grado de ordenamiento que si estuvieran dispersas en forma de vapor.

150 100 50 0

La entropía es una medida del orden molecular. Un cambio en la entropía corresponde a un cambio en el orden molecular, u organización de un sistema. Si la entropía aumenta, las moléculas se mueven con mas libertad, por ejemplo, la entropía aumenta cuando un sólido se funde para pasar a líquido, o cuando un líquido se evapora para pasar a gas.

0

2

4

6

8

10 12 14 16 18 20

Presión del vapor bar r

TERMINOLOGÍA Y UNIDADES

El Segundo Principio de la Termodinámica establece que “La entropía del universo nunca disminuye y aumenta siempre que es posible”. A causa de esta tendencia a aumentar: •

El calor fluye de un objeto caliente a un objeto frío.

•

El gas fluye de una fuente de alta presión a un área de baja presión.

Entalpía Este es el término que se da a la energía total, debida a la presión y la temperatura, de un fluido o vapor (como el agua o el vapor de agua) en una condición y tiempo dados. La unidad básica de medida es el joule (J). Como un joule representa una cantidad muy pequeña de energía, usualmente se multiplica por mil, y se habla de kilojoules (KJ).

8

Presión absoluta y presión manométrica El estado teórico sin presión de un vacío perfecto es el “cero absoluto”. La presión absoluta es por tanto una presión por encima del

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La presión manométrica, como se muestra en un manómetro estándar, es la presión sobre la presión atmosférica. Por tanto una presión manométrica de 0 bar (bar r) es el equivalente a 1,013 bar absoluta (bar a). A veces se hace referencia a bar r simplemente como bar. Otras unidades utilizadas con frecuencia son los kilopascales (kPa), 1 bar = 100 kPa, y el milibar (mbar), 1 bar = 1.000 mbar.

Calor y transferencia de calor El calor es una forma de energía, y como tal, es parte de la entalpía de un líquido o de un gas.

Fig. 2

Vapor saturado – volumen específico / presión

1.8 1.6

Volumen específico m3/kg

cero absoluto. La presión que ejerce la atmósfera es de 1,013 bar al nivel del mar.

1.4 1.2 1.0 0.8 0.6 0.4 0.2 0 0

2

La transferencia de calor es el flujo de entalpía de materia a alta temperatura a materia a una temperatura inferior.

Densidad del agua saturada La densidad del agua cambia poco con las variaciones de temperatura. A 100ºC el agua saturada tiene una densidad específica de 0,958 kg/litro. El agua caliente es ligeramente menos densa que el agua fría. Una columna de agua de 10,65 m ejercerá una presión de 1 bar r en su base.

Volumen específico Si una masa de 1 kg de agua (1 litro o 0,001 m3 de volumen a 20ºC) se convierte en su totalidad en vapor, el resultado será exactamente 1 kg de masa de vapor. Sin embargo, el volumen ocupado por el vapor será mucho mayor. A presión atmosférica 1 kg de vapor ocupa cerca de 1,673 m3. Cuando la presión del vapor se incrementa, su volumen específico (Vg) decrece. A 10 bar r el volumen específico del vapor es de solo 0,177 m3. Esta relación se ilustra en la Fig.2.

4

6

8

10 12 14 16 18

20

Presión del vapor bar r

En la práctica, el vapor suele llevar pequeñas gotitas de agua, y no es totalmente vapor saturado seco. La calidad del vapor se define por su “porcentaje de vapor seco” – la proporción de vapor completamente seco presente en la muestra bajo consideración. Si se dice que el porcentaje de vapor seco es 0,95, el 95% de su masa será vapor saturado seco, y el 5% será agua. Las gotitas de agua no llevan entalpía específica de evaporación. La entalpía específica del vapor a 7 bar r con un porcentaje de vapor seco de 0,95 puede calcularse como se muestra en la Formula 1.

Fórmula 1.

Cálculo entalpía absoluta

(

h g = h f + 0, 95 × h fg

)

h g = 721, 4 + (0, 95 × 2.047, 7)

h g = 2.667 kJ/kg

CALIDAD DEL VAPOR Vapor seco y vapor húmedo Las tablas de vapor muestran las propiedades del “vapor saturado seco”. Se trata de agua que ha sido completamente evaporada y convertida en vapor, sin que contenga gotas de agua líquida

Cada kilogramo de vapor “húmedo” contendrá la entalpía completa del agua saturada, 721,4 KJ / kg, pero como solo hay presente 0,95 kg de vapor seco con 0,05 kg de agua, solamente habrá un 95% de la entalpía de evaporación, 2.047,7 KJ / kg.

9

Esta cifra representa una reducción de 102,4 KJ / kg de la entalpía específica del vapor a 7 bar r, 2.769,1 KJ / kg, que se muestra en las tablas de vapor del Apéndice 1. El vapor húmedo tiene un contenido de calor sustancialmente inferior que el vapor saturado seco a la misma presión. Las gotitas de agua contenidas en el vapor tienen peso, pero ocupan un espacio insignificante y por tanto, su efecto sobre el volumen global es pequeño. El vapor saturado seco es un gas incoloro. Son las gotitas de agua suspendidas en el vapor las que le dan su apariencia blanca nubosa.

Vapor recalentado Si se sigue aportando calor después de haberse evaporado todo el agua, la temperatura del vapor volverá a elevarse. Al vapor se le llama entonces “recalentado”, y este vapor recalentado puede encontrarse a cualquier temperatura por encima de la del vapor saturado a la presión correspondiente. El vapor saturado condensará fácilmente sobre cualquier superficie que se encuentre a una temperatura inferior, liberando inmediatamente su entalpía de evaporación. Cuando el vapor recalentado libera parte de su entalpía, lo hace inicialmente en virtud de una bajada de la temperatura. No se dará la conden-

Fig. 3

Diagrama de Mollier

Entalpía específica, h kJ/kg

pc

ons

tan

te

Vapor recalentado

t constante

Líne

e

ant

,t nte

p

st con

a de

Fra

a nst

raci ó

n

cci

co

ón

sec

ax

Vapor húmedo

Entropía específica, s kJ/kg K

10

satu

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas sación hasta que la temperatura no baje hasta la temperatura de saturación, y la velocidad a la que la energía fluye desde el vapor recalentado es con frecuencia menor que la alcanzada con vapor saturado, aunque su temperatura sea má s alta. El vapor recalentado, debido a sus propiedades, es usualmente la primera opción para los requisitos de generación de energía, mientras que el vapor saturado es ideal para aplicaciones de calentamiento.

TABLAS DE VAPOR Como acabamos de explicar existe una relación entre la presión del vapor y la temperatura de saturación: las entalpías del agua saturada, evaporación y vapor saturado varían con la presión y el volumen específico cambia con la presión.

•

Líneas de presión constante (p), tanto en la zona seca como húmeda del diagrama.

•

Línea de temperatura constante (t) en la región de recalentado. En la zona húmeda, las líneas de presión y de temperatura son paralelas.

Ejemplo de diagrama de Mollier El uso de un diagrama de Mollier de vapor puede explicarse mediante un ejemplo de cómo los varios estados de vapor y condensado pueden determinarse cuando se usa en un intercambiador de calor. Con el fin de clarificarlo, solo se han incluido las líneas necesarias para el ejemplo. Fig.4. •

- Punto A

Para el vapor saturado estas relaciones están fijadas y registradas en las “Tablas de vapor” como las expuestas en el Apéndice 1. •

Pasa a través de un separador que elimina la humedad arrastrada. El vapor está ahora a 15 bar abs y 100% seco. - Punto B

DIAGRAMA DE MOLLIER Un diagrama de Mollier de vapor es otra manera de registrar las propiedades del vapor y condensado bajo varias condiciones. Éste muestra las propiedades del vapor y condensado bajo cualquier condición específica o estado. Si los puntos de estado inicial y final de un proceso son conocidos, una línea que una estos puntos de estado puede representar esa parte del proceso.

Se dispone de vapor en el sistema de distribución a 15 bar abs y 90% seco.

•

Ahora se reduce la presión del vapor de 15 bar abs a 4 bar abs mediante una válvula reductora de presión. Ahora se encuentra a 4 bar abs, recalentado a 167ºC. La entalpía específica permanece constante a 2.790 KJ / kg - Punto C

Un diagrama de Mollier de vapor contendrá las siguientes características: •

Los valores de Entalpía específica (h) y Entropía específica (s), trazados en los ejes del diagrama.

•

Una línea de saturación de vapor divide el gráfico en la región de vapor recalentado y a región del vapor húmedo. La línea repre senta el vapor saturado seco.

•

El porcentaje de vapor seco (x) en la zona húmeda del diagrama.

l

11

a

a 2 bar

15 ba

Vapor recalentado

4 bar

Ejemplo de diagrama Mollier

ra

Fig. 4

198ºC 144ºC

A

B

2673

120ºC

Entalpía específica, h kJ/kg

C

a de

ºC

, ra

Líne

8 19

satu

raci ó

C ba 44º 15 ar a, 1 C 4 b , 120º ra 2 ba

n

x= x= x=

0,99

0,9

7

0,9

4

505 D

E

Vapor húmedo

Entropía específica, s kJ/kg K

•

Luego pasa a través de una válvula de control de temperatura con una caída de presión del 50%. El vapor entra al intercambiador de calor a 2 bar abs, recalentado a 160ºC. La entalpía se man tiene constante en 2.790 KJ/kg - Punto D

•

12

Antes de que el vapor pueda condensar y liberar su entalpía específica de evapora ción, éste, debe enfriarse hasta alcanzar su temperatura de saturación a 120ºC.

- Punto E

Diagrama de Mollier simplificado No es viable reproducir, en una publicación de este tipo, un diagrama de Mollier completo por su gran tamaño y complejidad. Hay copias impresas y en formato electrónico disponibles de editoriales técnicas. Hay una reproducción de un diagrama de Mollier simplificado en la Fig.5 que muestra suficientes detalles para situar los puntos de estado alrededor de la línea de vapor saturado, en el rango de presión utilizado por los intercambiadores de calor de placas.

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas

Fig. 5

Diagrama de Mollier simplificado

3000

2900

2800

Entalpía específica, h kJ/kg

2700 Línea d

e satur ación

2600

x=0,98

2500

x=0,96

x=0,94

2400

x=0,92

2300

x=0,90 x=0,88

2200

x=0,86 x=0,8 x=0,8 x=0,8

6.0 6, 0

6.2 6,2

6.4 6,4

6,6

4

2

0

7,2 7,4 6,8 7,0 Entropía específica, s kJ/kg K

7,6

7,8

8,0

13

14

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas

2. EL CAUDAL DE VAPOR TIPOS DE CALENTAMIENTO Antes de que sea posible el correcto dimensionado de una válvula de control de vapor, sistema de distribución, o incluso una caldera, es necesario saber con la máxima precisión posible la cantidad de vapor requerida. Prácticamente todos los caudales de calentamiento pueden clasificarse en dos categorías: •

Aumento de temperatura – calentamiento de un material desde una temperatura inferior a una temperatura superior.

•

Mantenimiento de temperatura – compen sación de las pérdidas de calor para man tener una temperatura fijada.

Normalmente, en la aplicación de un intercambiador de calor es el caso primero, con un producto que entra en el lado secundario del intercambiador a una temperatura dada y lo abandona a una temperatura superior.

Se dispone de dos métodos de medición; la medición del flujo de vapor dentro del proceso, o la medición del condensado resultante del proceso.

Información del fabricante Algunas unidades de materiales manufacturados se sirven con información sobre sus prestaciones térmicas. Estos valores se basarán normalmente en elevar un incremento de temperatura dado, una cantidad indicada de aire o agua, utilizando vapor a una presión específica. No debe nunca asumirse que los datos del fabricante equivalen al caudal real. Un intercambiador de calor puede estar capacitado para un determinado servicio, pero el caudal real conectado puede ser solamente una fracción de éste, u ocasionalmente puede exceder el valor de diseño.

Cálculo La cantidad de calor que se requiere para producir un incremento de temperatura viene dado por la Fórmula 2a.

Fórmula 2a

CONSUMO DE VAPOR El consumo de vapor puede obtenerse de uno de estos tres modos:. •

Medición

•

Información del fabricante

•

Cálculo

Calor necesario para conseguir un incremento de temperatura

Q = M × Cp × ∆t Dónde: Q = Calor, kJ M = masa del material a calentar, kg Cp = calor específico del material, kJ/kg°C ∆t = Incremento de temperatura, °C

Medición Obviamente, el flujo de vapor no se puede medir en la etapa de diseño de una instalación. La medición del flujo de vapor sólo puede usarse para establecer caudal de vapor de una instalación existente.

El calor específico de un material es la cantidad de calor que se requiere para elevar 1ºC una unidad de masa (1 kg). En la Tabla 1 se exponen los calores específicos y los pesos específicos de varios líquidos.

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Tabla 1. Densidad relativa y peso específico de varios líquidos

Líquido Aceite de cidra Aceite de oliva Aceite de ricino Aceite de sésamo Aceite de soja Acetona Agua Agua de mar Alcohol etílico 0°C Alcohol etílico 40°C Alcohol metílico, 15-21°C Alcohol metílico, 4-10°C Amoníaco, 0°C Amoníaco, 40°C Amoníaco, 80°C Amoníaco, 100°C Amoníaco, 114°C Anilina Benzol Cloruro cálcico Cloruro de sodio Difenilamina Èter etílico Etilenglicol Fuel oil Fuel oil Fuel oil Gasolina Glicerina Hidrato sódico Keroseno Lejía de potasa Mercurio Naftalina Nitrobenceno Petróleo Toluol Trementina Xileno

Fórmula 2b Caudal de vapor necesario para conseguir un incremento de temperatura

Densidad Calor específico kJ/kg °C relativa 0,91-0,94

0,79 1,00 1,02 0,79 0,79 0,80 0,80 0,62

1,02 1,20 1,19 1,16

0,96 0,91 0,86 1,26 1,27 1,24 19,60 1,14

0,87 0,87 0,87 - 0,88

1,84 1,96 1,79 1,63 1,96 2,13 4,19 3,93 2,30 2,72 2,51 2,46 4,60 4,85 5,39 6,19 6,73 2,17 1,75 3,05 3,30 1,92 2,21 2,21 1,67 1,84 2,09 2,21 2,42 3,93 2,00 3,68 1,38 1,71 1,50 2,13 1,50 1,71 1,71

Como usualmente se requiere el caudal de vapor, la Fórmula 2b será normalmente de mas utilidad.

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Ws =

M × Cp × ∆t hf g × h

Dónde: Ws = caudal de vapor, kg/h M = masa del material a calentar, kg Cp = calor específico, kJ/kg °C ∆t = Incremento de temperatura, °C hfg = entalpía de evaporación del vapor, kJ/kg h = tiempo disponible, horas

Cuando se requiere calor para compensar las pérdidas térmicas, el caudal de vapor se puede calcular con la Fórmula 3a.

Fórmula 3a Calor necesario para compensar las pérdidas de calor Qr = k × A × ∆t × 3, 6 Dónde: Qr = flujo de calor, kJ/h k

= coeficiente de transferencia de calor, W/m2 °C

A

= área de intercambio de calor, m2

∆t = Diferencia de temperatura, °C

El coeficiente de transmisión de calor “k”, es un valor que da la velocidad global a la que se espera que el calor viaje desde un medio caliente a un medio mas frío, a través de la barrera que los separa. Algunos valores típicos de “k”, expresados en W / m2 ºC, para el flujo de calor que sale del vapor, y a través del acero inoxidable llega a varios líquidos en intercambiadores de calor de placas, aparecen en la Tabla 2

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas Tabla 2. Coeficiente global de transmisión de calor entre el vapor y varios líquidos

Fig. 6

Intercambio de calor

Lado primario del intercambiador de calor Valor ‘k’ W/m2 °C

Líquido Agua Orgánicos Aceite ligero Aceite pasado

5000 - 10000 4000 - 6000 1000 - 1600 600 - 1000

Estos coeficientes se ven afectados por otros factores y sólo deben tomarse en cuenta como aproximaciones.

El vapor entrega su entalpía de evaporación y condensa

Entrada de vapor

El calor pasa del lado primario al lado secundario Salida del fluido calentado

El área a la que se refiere la fórmula anterior, es el área sobre la cual tiene lugar esta transferencia de calor.

entrada del fluido a calentar

De nuevo, como suele requerirse el caudal de vapor, la Fórmula 3b usualmente será de mayor utilidad.

Fórmula 3b Caudal de vapor necesario para compensar las pérdidas de calor

Ws =

k × A × ∆t × 3, 6 h fg

salida de condensado

Lado secundario del intercambiador de calor

Usualmente dispondremos del caudal de fluido del secundario y del salto térmico que se requiere para éste. Derivada de la Fórmula 3b, la Fórmula 4 nos proporciona el caudal de vapor necesario cuando el caudal que atraviesa el secundario está expresado en m3/ h.

Dónde: Ws = caudal de vapor kg/h k

= coeficiente de transferencia

Fórmula 4

de calor, W/m2 °C A

= área de intercambio de calor, m2

∆t = Diferencia de temperatura, °C

Ws =

hfg = entalpía de evaporación del vapor, kJ/kg

4 Cálculo del caudal de vapor en un intercambiador de calor desde el caudal secundario

M × 1.000 × d × Cp × ∆t h fg

Dónde:

Caudal de vapor en intercambiadores de calor Cuando se considera el caudal de vapor en un intercambiador de calor, se debe entregar suficiente vapor al lado primario del intercambiador para conseguir el incremento de temperatura requerido en el líquido o gas que pasa a través del lado secundario del intercambiador.

Ws = caudal de vapor kg/h M = caudal de fluido3/h d

= densidad relativa del fluido

Cp = calor específico del fluido kJ/kg°C ∆t = Diferencia de temperatura °C hfg = entalpía de evaporación del vapor, kJ/kg

17

A veces el calor requerido en una aplicación de intercambio de calor, vendrá expresado como un requerimiento de energía dado en kilovatios (KW) o megavatios (MW). Un vatio es una unidad de potencia equivalente a 1 julio por segundo (J/s), donde el julio es una unidad básica de energía. Si los requerimientos de calor vienen expresados en estas unidades, pueden convertirse a caudal de vapor utilizando la Fórmula 5 o la Fórmula 6.

Fórmula 5

Cálculo del caudal de vapor en un intercambiador desde los requerimientos de potencia en KW

alcanzar las condiciones dadas, puede comprobarse utilizando la Fórmula 2a, siempre que la superficie de intercambio de calor y el coeficiente de transmisión de calor sean conocidos.

EJEMPLOS Ejemplo 1 Calculate the steam flow rate on an exchanger required to heat 15 m3/h of water from 20°C to 60°C. The steam pressure is 2 bar g.

Utilisando la Fórmula 4

Ws =

kW × 3, 600 hfg

Dónde: Ws = caudal de vapor kg/h

Ws =

15 × 1.000 × 1 × 4,19 × 40 2.163, 3

Ws = 1.162kg / h

kW = potencia requerida hfg = entalpía de evaporación, kJ/kg

Fórmula 6

Cálculo del caudal de vapor en un intercambiador desde los requerimientos de potencia en MW

Ws =

MW × 1.000 × 3.600 h fg

Dónde: Ws = caudal de vapor kg/h

NB:Densidad relativa del agua = 1 (de la Tabla 1) Calor específico del agua = 4,19 kJ/kg°C (de la Tabla 1) Entalpía de evaporación del vapor a 2 bar r = 2.163,3 kJ/kg (del Apéndice 1)

Ejemplo 2 Calcular el caudal de vapor que se requiere en un intercambiador para calentar 15 m3/ h de agua desde 20ºC a 60ºC. La presión del vapor es de 2 bar r.

MW= potencia requerida hfg = entalpía de evaporación, kJ/kg

Utilisando la Fórmula 5

Ws = Siempre debe recordarse que incluso si se proporciona la cantidad correcta de vapor, en las mejores condiciones posibles, las condiciones requeridas en el secundario no se alcanzarán si el intercambiador tiene unas dimensiones insuficientes. La capacidad de un intercambiador para

18

150 × 3.600 2.133, 4

Ws = 253kg / h NB:Entalpía específica de evaporación del vapor a 3 bar r = 2.133,4 kJ/kg (del Apéndice 1)

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas

3. DISEÑO DEL SISTEMA ELEMENTOS DEL SISTEMA DE VAPOR Un sistema de vapor consistirá normalmente en cuatro elementos principales, los cuales pueden afectar al funcionamiento eficiente de cada unidad de equipo que utilice vapor. •

Generación de vapor

•

Distribución de vapor

•

Equipos que utilizan vapor

•

Recuperación y retorno de condensados

El propósito de la generación de vapor y el sistema de distribución, es el de proporcionar vapor a los equipos a la presión correcta, en cantidad suficiente y en las mejores condiciones posibles. Se debe proveer a los usuarios de vapor, del equipo de control de vapor y de eliminación de condensados, para permitir que funcione de forma eficiente.

Fig. 7

El sistema de recuperación y retorno de condensados debe eliminar los condensados de forma eficiente de los equipos, y asegurar que éste vuelve a la caldera para ser utilizado de nuevo. Las siguientes secciones tratan algunos factores que afectan al funcionamiento eficiente de los sistemas de vapor y de los equipos que utilizan el vapor.

GENERACIÓN DE VAPOR El vapor se genera por la adición de calor al agua, provocando su evaporación. Esta operación se lleva a cabo en la caldera. Se genera desde presiones inferiores a 1 bar abs, para aplicaciones de calentamiento con vapor, hasta condiciones supercríticas con presiones superiores a 220 bar abs y 374ºC de temperatura, para generación de energía. Se utilizan distintos tipos de calderas dependiendo de la presión, la temperatura, y la cantidad de vapor requerido.

Caldera pirotubular compacta

Gases de la combustión

Espacio del vapor

Agua Válvula de salida del vapor

Quemador

1er Paso

2° Paso 3er Paso

19

Fig. 8 Sistema de vapor y condensado

3 2

14

12

11

1

13 10 15

16

6

5

7 9 17

4

1 2 3 4 5 6

Tanque de alimentacióm Cabezal mezclador Desaireador Bomba alimentación Caldera Control TDS

El tipo de caldera más común para uso industrial en general, para presiones de vapor de hasta 25 bar r, es la caldera pirotubular. Este tipo de caldera tiene un cuerpo cilíndrico lleno de agua con un espacio para el vapor en la parte superior. Hay una cámara de combustión sumergida en el agua, conectada a bancos de tubos por donde salen los gases de escape. Cada banco de tubos se denomina “paso”. Con este tipo de caldera es poco probable que el vapor producido sea 100% seco. Para presiones, temperaturas, y capacidades superiores, se utilizan las calderas aquotubulares. En éstas, el agua circula por el interior de los tubos, de ahí el nombre, y los gases calientes de la combustión pasan alrededor de estos tubos. Estos tubos están conectados a un colector de vapor en su parte superior y al calderín inferior en

20

8

7 8 9 10 11 12 13

Control de agua de alimentación Control Purgas de fondo Tanque de purgas Tubería principal de vapor Sistema puesta en marcha Separador de vapor Conjunto de purga

su base. Con frecuencia, las calderas aquotubulares tienen un recalentador de vapor incorporado en su diseño.

DIMENSIONADO DE LAS TUBERIAS DE VAPOR Debe seleccionarse el tamaño correcto de la tubería para transportar la cantidad de vapor requerida a la presión requerida. Si la tubería es demasiado pequeña, habrá una caída de presión muy grande y aumentará la velocidad, resultando una falta de presión en el equipo de vapor, y posiblemente, ruido y erosión en la tubería. Si la tubería es demasiado grande, la instala-

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas

25

22

18

19

23

20

24 21

14 15 16 17 18 19

Estación de válvula neumática reductora de presión Válvula neumática con posicionador Intercambiador de calor de placas Combinación de bomba accionada por vapor/purgador Sistema de medida de caudal Estación de válvula reductora de acción directa

ción será innecesariamente cara, y las pérdidas de calor serán mayores de lo que deberían ser. Las tuberías de vapor deben dimensionarse de manera que tanto la caída de presión como la velocidad a lo largo de ellas, esté dentro de unos límites aceptables. Hay dos métodos que se usan generalmente para el dimensionado de las tuberías: •

Método de la velocidad

•

Método de la caída de presión

Dimensionado por el método de la velocidad

20 21 22 23 24

Tanque de recuperación de revaporizado Unidades eléctricas de retorno de condensado Válvula neumática con posicionador Humidificador de inyección de vapor Unidad de bomba accionada por vapor para retorno de condensado 25 Línea de retorno de condensado

cortas principales o para ramales. Para recorridos largos de tubería, debe comprobarse la caída de presión, para asegurar que esté dentro de límites aceptables. Cuando se trata de vapor saturado, una velocidad máxima razonable para tuberías de gran diámetro y presiones de vapor elevadas, es de 40 m/s. Para diámetros y presiones medios es más adecuada una velocidad de 25 m/s, y de 15 m/s para diámetros de tubería pequeños y bajas presiones. La Tabla 3 expone las capacidades de las tuberías para una gama de tamaños de tuberías a 15 m/s, 25 m/s y 40 m/s.

Este es el más rápido y conveniente método de dimensionado, y puede utilizarse para líneas

21

Table 3

Presió n bar r

0.4

0.7

1.0

2.0

3.0

4.0

5.0

6.0

7.0

8.0

10.0

14.0

Capacidades de vapor de las tuberí as a velocidades especí ficas

Velocidad m/s 15 25 40 15 25 40 15 25 40 15 25 40 15 25 40 15 25 40 15 25 40 15 25 40 15 25 40 15 25 40 15 25 40 15 25 40

15 mm

20 mm

25 mm

Caudal de vapor kg/h 32 40 50 65 mm mm mm mm

7 10 17 7 12 18 8 12 19 12 19 30 16 26 41 19 30 49 22 36 59 26 43 71 29 49 76 32 54 84 41 66 104 50 85 126

14 25 35 16 25 37 17 26 39 25 43 64 37 56 87 42 63 116 49 81 131 59 97 157 63 114 177 70 122 192 95 145 216 121 195 305

24 40 64 25 45 68 29 48 71 45 70 115 60 100 157 70 115 197 87 135 225 105 162 270 110 190 303 126 205 327 155 257 408 205 331 555

37 62 102 40 72 106 43 72 112 70 112 178 93 152 250 108 180 295 128 211 338 153 253 405 165 288 455 190 320 510 250 405 615 310 520 825

Dimensionado por el método de la caída de presión Para tuberías de longitud mayor que unos escasos metros, es preferible dimensionarlas por el método de la caída de presión, asegurando que la presión de vapor correcta y por tanto la correcta temperatura, esté disponible en los

22

52 92 142 59 100 167 65 100 172 100 162 275 127 225 375 156 270 456 187 308 495 225 370 595 260 450 690 285 465 730 372 562 910 465 740 1210

99 162 265 109 182 298 112 193 311 182 295 475 245 425 595 281 450 796 352 548 855 425 658 1025 445 785 1210 475 810 1370 626 990 1635 810 1375 2195

145 265 403 166 287 428 182 300 465 280 428 745 385 632 1025 432 742 1247 526 885 1350 632 1065 1620 705 1205 1865 800 1260 2065 1012 1530 2545 1270 2080 3425

80 mm

100 mm

125 mm

150 mm

213 384 576 250 430 630 260 445 640 410 656 1010 535 910 1460 635 1080 1825 770 1265 1890 925 1520 2270 952 1750 2520 1125 1870 3120 1465 2205 3600 1870 3120 4735

394 675 1037 431 716 1108 470 730 1150 715 1215 1895 925 1580 2540 1166 1980 3120 1295 2110 3510 1555 2530 4210 1815 3025 4585 1990 3240 5135 2495 3825 6230 3220 5200 8510

648 972 1670 680 1145 1712 694 1160 1800 1125 1755 2925 1505 2480 4050 1685 2925 4940 2105 3540 5400 2525 4250 6475 2765 4815 7560 3025 5220 8395 3995 6295 9880 5215 8500 13050

917 1457 2303 1006 1575 2417 1020 1660 2500 1580 2520 4175 2040 3440 5940 2460 4225 7050 2835 5150 7870 3400 6175 9445 3990 6900 10880 4540 7120 12470 5860 8995 14390 7390 12560 18630

equipos que utilizan el vapor. Normalmente una caída de presión de aproximadamente 0,3 bar por cada 100 m de recorrido es aceptable. La caída de presión en tuberías de vapor se puede calcular, pero es un proceso largo que requiere el uso de un número de factores relacio-

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas nados, como son la rugosidad de las paredes de la tubería y la resistencia de los accesorios. El uso del ábaco de la Fig. 9 proporciona un resultado suficientemente preciso para propósitos prácticos.

Fig. 9

Ejemplo Determinar la caída de presión cuando 10.000 kg/h de vapor saturado a una presión inicial de 10 barg y una temperatura de 184 ºC circulan por una tubería de 150 mm.

Caída de presión en tuberías de vapor

18 10

1 0.5 0.3 0.2

D

15

10

3 2

20 25 30 40 50 60 70 80 100 125 150 200 250 300 400 500 600

Caída de presión bar /100m

5

C

0.1 0.05 0.03 0.02 0.01

0.5 1 2 3 5

7

10 A

20 30 50 75 100

10 20 30 50 100 20 3000 500 10 00 20 0 30 0 5 0 00 00 10 000 20 30 000 50 000 00 100 0 0 200 00 000

Presión de vapor bar r

B

100˚C 200˚C 300˚C 400˚C 500˚C Temperatura de vapor

23

•

Usando la fig.9, localizar el punto de saturació n de vapor.

Fig.10

Pérdida de calor en un conducto de vapor

- Punto A •

Desde el punto A, trazar una lí nea horizontal hasta 10000 kg/h de medida de caudal.

Vapor

Aislamiento

- Punto B •

Desde el punto B, trazar una lí nea vertical hasta 150mm de diá metro interno de la tuberí a. - Punto C

•

Tubería

Desde el punto C, trazar una línea horizontal hasta el punto de caí da de presió n. - Punto D

Condensado

Pérdidas de calor

En este caso, la caída de presió n será aproximadamente de 0,4 bar r por 100m de tuberí a. en presión y se ejerce un golpe de presión sobre la obstrucción que puede causar daños considerables.

PURGA DE LAS LÍNEAS DE VAPOR Incluso con un aislamiento bien elegido e instalado, el vapor de la tubería perderá una parte de su calor, que saldrá a través del aislante hacia la atmósfera. A causa de ello, una parte del vapor condensa, y este condensado es transportado con el vapor a lo largo de la tubería. Es importante impedir que este condensado se acumule. Puede afectar al funcionamiento de la planta si se le lleva hasta los equipos que utilizan el vapor, y puede causar daños a la tubería, a los accesorios de la tubería y al equipo de proceso. Cuando es transportado al interior de los equipos de intercambio de calor junto con el vapor, se suma a la película de condensado de la superficie de intercambio de calor, disminuyendo el rendimiento del equipo. Cuando se transporta a velocidades superiores a los 300 m/s, puede causar erosión en los asientos de válvulas.

Puntos de purga de la línea de vapor Para ayudar a evitar el problema del golpe de ariete, las líneas de vapor deben montarse con puntos de purga de condensados cada 30 m a 50 m, así como donde haya puntos bajos y cambios de elevación, donde el condensado suele acumularse. Un punto de purga consiste en un pozo de goteo y un purgador, dispuestos para expulsar el condensado del pozo de goteo. Un purgador es un dispositivo que permite el paso del condensado a través de él, pero no permite el paso del vapor. Fig.11

La causa del golpe de ariete

El condensado se forma a causa de las pérdidas por radiación en la tubería

El golpe de ariete El golpe de ariete sucede cuando el condensado se agrupa en una bolsa y es transportado por la tubería a la velocidad del vapor. Estas bolsas llegan a una válvula o a una curva de la tubería y se encuentran de golpe detenidas. La energía cinética del condensado se convierte

24

Se pueden formar bolsas de condensado y ser arrastradas a la velocidad del vapor

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas Las tuberías de vapor de hasta 100 mm de diámetro deben tener un pozo de goteo del mismo diámetro que la línea. Las tuberías de mayor diámetro deben disponer de un pozo de goteo dos o tres medidas más pequeñas que la tubería, pero no menor de 100 mm. Cuando tienen lugar procedimientos de puesta en marcha lenta programada, la longitud del pozo de goteo debe ser aproximadamente de 1,5 veces el diámetro de la tubería, pero no inferior a 200 mm. Si la caldera se apaga cada noche y no se utilizan procedimientos de puesta en marcha lenta automáticos, puede ser necesario procurar un pozo de goteo de mayor longitud, de 700 mm o más. Para que un purgador funcione, es necesaria una diferencia de presión positiva entre la entra-

Fig.12

líneas de vapor van alcanzando la temperatura normal de funcionamiento, será mayor que la carga de marcha normal en que el vapor sólo condensa a causa de las pérdidas de calor en la tubería. Usualmente el purgador debe dimensionarse para hacerse cargo de la carga de calentamiento, mayor, pero hay ocasiones en que la instalación de vapor siempre está en funcionamiento y será apropiado el dimensionado de las tuberías para la carga de trabajo. Debe recordarse que en la puesta en marcha la presión será mucho más baja que durante el funcionamiento normal. La Tabla 4, muestra las cargas de calentamiento y de marcha normal para tuberías de vapor de hasta 400 mm.

Puntos de purga de una línea de vapor

Flujo de vapor

Purgador Pozo de goteo

Conjunto de purga

Salida de condensado

Válvula de purga

da y la salida. Cuando se pone en marcha una caldera por primera vez, la presión en la línea de vapor puede no ser suficiente y el pozo de goteo de mayor longitud producirá una presión hidráulica positiva sobre el purgador. Un pozo de goteo de 700 mm producirá una carga hidráulica de aproximadamente 0,07 bar r por encima de la presión de la línea real. Para dimensionar correctamente el purgador para una línea de vapor es necesario conocer la carga de condensado. La carga de calentamiento, cuando la caldera se pone en marcha y las

Conjunto de purga Disponemos de muchos tipos distintos de purgador, cada uno con sus características particulares y método de funcionamiento. En términos muy generales, se pueden dividir en tres tipos distintos según su principio de funcionamiento: •

Mecánico

•

Termodinámico

•

Termostático

25

Tabla 4

Presión de vapor bar r 1 5 7 10 14 18

Caudal de condensado en calentamiento y en marcha normal para líneas de vapor Diámetro nominal de la tubería en mm 50

65

80

100

125

150

200

250

300

350

400

5,4 4,8 8,2 7,3 8,7 8,2 9,9 9,8 10,9 11,2 17 15

8,6 5,4 13 8,9 13,8 10,2 16 12 17 14 23 16

11,2 6,8 17 10,5 18 12 20 15 23 17 31 19

16 8,5 24 13 26 15 29 17 32 20 45 24

22 10,3 33 17 35 19 40 21 44 26 62 30

28 13 42 20 45 23 51 25 57 30 84 36

44 16 63 24 68 28 77 33 85 39 127 44

60 19 70 30 97 35 109 41 120 49 187 55

80 23 119 36 128 42 144 49 160 58 255 66

94 25 142 40 151 46 171 54 189 64 305 72

123 28 185 46 198 52 224 62 247 73 393 82

Cargas de condensado en kg/h Carga de calentamiento en tipo normal. Carga de marcha normal en negrita cursiva

Un purgador mecánico detecta la diferencia de densidad entre el vapor y el condensado y descargará el condensado tan pronto como éste se forme, a la temperatura del vapor. Los purgadores mecánicos incluyen los tipos de flotador con elemento termostático (FT), y los de cubeta invertida (IB).

adecuado. El problema del aire en un sistema de vapor se discute en la siguiente sección, pero es impor-

Fig.13 Tipos de purgadores

Los de tipo termodinámico (TD) se basan en la diferencia de velocidad entre el vapor y el condensado cuando atraviesan un orificio, y descargan el condensado a unos pocos grados por debajo de la temperatura del vapor. Los purgadores termostáticos requieren que se enfríe el condensado y descargarán entre 15ºC y 30ºC por debajo de la temperatura del vapor, dependiendo del tipo de elemento termostático montado. Entre los purgadores termostáticos se incluyen los de presión equilibrada (BPT), y los bimetálicos (SM). En el drenaje de las líneas de vapor es importante que se extraiga el condensado tan pronto como éste se forma. Por tanto, recomendaríamos un purgador de tipo TD termodinámico, o bien un purgador de tipo FT mecánico, dependiendo de las condiciones de funcionamiento. Se puede ver en las cargas de condensados expuestas en la Tabla 4, que incluso cuando se dimensiona para condiciones de calentamiento, un purgador de 15 o 20 mm será normalmente

26

Purgador termodinámico TD

Purgador mecánico FT

Purgador termostático SM

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas tante que un purgador elegido para esta aplicación sea a su vez capaz de eliminar el aire recluido en la línea de vapor. El purgador de cubeta invertida no es muy eficaz en ese aspecto, mientras que el de flotador con elemento termostático tiene unas excelentes cualidades en el tratamiento del aire. Esto, junto a sus otros

Debe también montarse una válvula de retención después del purgador para asegurar que no se produzca un flujo inverso que atraviese el purgador.

Fig.14 Conjunto de purga

Purgador

Válvula de aislamiento

De la tubería de distribución

Válvula de aislamiento

Válvula de retención

Salida de condensado

Cámera Spiratec

atributos, lo convierte en la primera opción para la purga de un intercambiador de calor de placas. Los purgadores de tipo termostático tienen un buen comportamiento con el aire en la puesta en marcha, mientras que los purgadores termodinámicos responden moderadamente con el aire, a no ser que se monten con elemento interno especial. Varios elementos de equipo auxiliar serán necesarios junto al purgador para montar un conjunto de purga. •

Válvulas de aislamiento

•

Cámara Spiratec (o mirilla)

•

Filtro

•

Válvula de retención

Antes del purgador debe montarse un filtro para protegerlo de los residuos de las tuberías.

El aire y otros gases incondensables pueden introducirse en un sistema de vapor a través de las uniones cuando el sistema está parado, o puede entrar también con el vapor desde la caldera. Estos gases incondensables deben ser expulsados ya que provocarán que el calentamiento de la red de distribución de vapor sea más lento, causarán corrosión en el sistema de vapor, y si llegan a equipos de intercambio de calor, reducirán su rendimiento.

Fig.15 Eliminación de aire en líneas de vapor

Las válvulas de aislamiento son necesarias para aislar el conjunto de purga y poder realizar el mantenimiento. La cámara Spiratec permite la comprobación automática del funcionamiento del purgador. Si no está montada, debe montarse una mirilla después del purgador.

ELIMINACIÓN DEL AIRE

Eliminador de aire

Tubería de vapor Conjunto de purga

27

Los eliminadores de aire automáticos deben montarse en los extremos de las líneas de vapor y en puntos estratégicos a lo largo de ellas, para asegurar que los gases incondensables sean expulsados. De otro modo, se mezclarán con el vapor y formarán una barrera aislante sobre las superficies de intercambio de calor, disminuyendo la velocidad de transferencia de calor, y potenciando la corrosión.

REDUCCIÓN DE PRESIÓN A menudo, la presión del vapor debe reducirse para satisfacer las necesidades de un proceso particular. El vapor se debe generar a, o cerca de, la presión de diseño de la caldera, para asegurar que sea de la mayor calidad. La distribución debe hacerse a alta presión pues requiere diámetros menores de tubería. Algunas aplicaciones requieren vapor a presiones bajas, con la limitación de la presión establecida tanto por los requerimientos del proceso como por el mismo equipo de proceso. Cuando sea necesario, la presión del vapor se reducirá mediante una estación reductora, que incorpora una válvula reductora de presión.

Existen muchos tipos de válvulas para reducir la presión de vapor, incluyendo las de accionamiento directo, las pilotadas, las neumáticas y las electroneumáticas. La elección dependerá del caudal de vapor, la estabilidad de la carga de vapor, la presión de vapor, y las variaciones esperadas de presión aguas arriba y aguas abajo. Una válvula de accionamiento directo es muy robusta y de simple operación. Debido a su método de funcionamiento, la presión aguas abajo se desviará de la presión establecida si la presión aguas arriba se altera o cambia la carga de vapor. Llamamos a esto “offset”, y esta característica puede ser aceptable cuando la carga de vapor y la presión aguas arriba no varían mucho, o cuando las variaciones de presión aguas abajo pueden aceptarse. Una válvula pilotada proporciona mayor precisión en la presión aguas abajo cuando funciona bajo condiciones donde la presión aguas arriba puede cambiar, o puede haber variaciones en el caudal. La flexibilidad y precisión bajo todas las condiciones de funcionamiento puede alcanzarse utilizando una válvula de accionamiento electroneumático.

Fig.16 Válvulas reductoras de presión de vapor

Válvula de acción directa

Válvula pilotada Válvula electroneumática con controlador y sensor de presión

28

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas gurar que se alcancen los máximos índices de transferencia de calor en el intercambiador de calor, y que no se erosionen los asientos de válvulas. La erosión que se produce en los asientos de válvulas, está causada por las gotitas de agua que pasan a través de éstas a velocidades de hasta 300 m/s durante el funcionamiento normal.

Estaciones reductoras de presión El principal propósito de una estación reductora de presión, es el de suministrar vapor a la presión adecuada y en suficiente cantidad. Deberá diseñarse también para asegurar que el vapor suministrado es seco y limpio. Para lograr esto, una estación reductora de presión deberá disponer de los siguientes componentes: •

Se requieren válvulas de aislamiento para

Separador de vapor y conjunto purgador

Fig.17 Estación reductora de presión de vapor – con válvula pilotada Válvula de seguridad Válvula de aislamiento

Válvula reductora Manómetro Vapor a preción reducida

Vapor a alta presión

Filtro

Válvula de aislamiento

Separador

Conjunto de purga

•

Válvulas de aislamiento aguas arriba y aguas abajo

•

Filtro

•

Manómetro aguas arriba y aguas abajo

•

Válvula reductora de presión

•

Válvula de seguridad

Un separador de vapor extrae las gotitas de agua suspendidas en el vapor. Su sección es mucho mayor que la de la tubería que le llega; cuando el vapor entra al separador, su velocidad cae, mientras que la inercia de las gotas de agua, mas pesadas, las lleva a incidir en los deflectores internos del separador. Las gotas son dirigidas entonces hacia la conexión de purga y expulsadas por un purgador. La eliminación de estas gotas de agua del vapor ayudarán a ase-

Condensado

facilitar las reparaciones y la limpieza de los componentes de estaciones reductoras. La válvula de aguas arriba se emplaza después del separador, de manera que la tubería que le llega sea purgada y liberada de condensados aún cuando la válvula esté cerrada. Se requiere un filtro para proteger la válvula reductora de los residuos de la tubería; se debe montar delante de la válvula con una malla fina del nº100, con su cesta en posición horizontal.

29

Fig.18

Separador de vapor Deflectores

Vapor húmedo

Vapor seco

Purga de condensdado

Esto evita que se llene de condensado bajo condiciones sin flujo, cuando la válvula reductora está cerrada, el cual podría ser llevado a la válvula cuando se abre de nuevo. La válvula de seguridad, montada después de la válvula reductora de presión, asegura que el equipo montado aguas abajo de la estación no esté sometido a altas presiones inaceptables, en caso de fallo de la válvula reductora de presión. Cuando existen condiciones de amplia variación de caudal, dos válvulas reductoras de presión con sus ajustes de presión ligeramente diferentes, montadas en paralelo, con una capacidad combinada que absorba la carga máxima, dará mejores resultados que una sola válvula de mayor tamaño.

tas. A medida que disminuye el caudal, la presión controlada se elevará ligeramente y la válvula ajustada a la presión inferior empezará a cerrarse. Si se reduce mas la carga, esta válvula se cerrará, y será la otra válvula la que modulará a través de su banda proporcional.

Si se requiere una alta reducción de presión puede ser aconsejable montar dos válvulas reductoras en serie. Cuando se tome esta decisión, dependerá mucho del tipo de válvula que se utilice y de las condiciones de funcionamiento, pero como guía general, debe considerarse el montaje de dos válvulas cuando la reducción exceda la relación 10:1.

REVAPORIZADO Cuando el vapor libera su entalpía específica de evaporación, se forma condensado a la misma temperatura y presión que la del vapor del que condensa. Cuando este condensado se descarga a una presión inferior, la energía que contiene es mayor que la que puede sostener permaneciendo en estado líquido.

A plena carga, las dos válvulas estarán abierFig.19 Válvulas reductoras de presión montadas en paralelo

Vapor a alta presión

Vapor a presión reducida

Condensado

30

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas Fig.20 Válvulas reductoras de presión montadas en serie

Vapor a alta presión

Vapor a presión reducida Condensado

Condensado

Este exceso de energía hace que se revaporice parte del condensado y pase a vapor a la presión inferior. Aunque nos referimos a este vapor como “revaporizado”, no es más que vapor saturado a una presión inferior. La cantidad de revaporizado liberado del condensado a alta presión pude calcularse con la Fórmula 7. Alternativamente, la cantidad de revaporizado que se forma por kg de condensado, puede leerse en la Fig. 21,

trazando una línea desde la alta presión, en el eje de ordenadas del gráfico, hasta la línea de baja presión que corresponda, y entonces leer la cantidad de revaporizado liberado por kg de condensado, en el eje de abscisas. Cuando sea posible, este revaporizado debe utilizarse como fuente de vapor para aplicaciones

Fig.21 Revaporizado por kg de condensado

Presión superior bar r

Presión inferor bar r

kg de revaporisado que se libera por kg de condensado

31

de vapor a baja presión. Se puede utilizar un tanque de revaporizado para separar el revaporizado del condensado.

SISTEMA DE RETORNO DE CONDENSADOS

En casos en que el suministro de revaporizado no se ajuste a la demanda de vapor a baja presión, el exceso de vapor puede expulsarse a través de un dispositivo de válvula limitadora. Cualquier déficit en el suministro puede repararse con la aportación de vapor procedente de una línea de alta presión a través de una válvula reductora.

Un sistema efectivo de retorno de condensados es necesario para transportar el condensado desde los equipos que utilizan el vapor hasta la caldera. El condensado ya ha sido tratado para su uso en una caldera, y además contiene calor útil. Este aprovechamiento disminuye la cantidad de calor que la caldera deberá aportar para convertirlo de nuevo en vapor. Los sistemas de retorno de condensados se pueden dividir en tres categorías principales, como se ilustra en la Fig. 23:

Fórmula 7. Cálculo de la cantidad de revaporizado

Ws =

hf (hp ) − hf (lp ) hfg lp

× Wc

( )

•

Líneas de purga a los purgadores (a).

•

Líneas de descarga sin bombeado desde los purgadores (b).

•

Líneas de retorno bombeadas (c).

dónde:

Líneas de purga a los purgadores

Ws

El flujo de condensados de los equipos de proceso hacia su purgador suele ser por gravedad.

= cantidad de revaporizado, kg/h.

hf(hp) = entalpía específica del agua a la presión superior, kJ/kg. hf(Ip) = entalpía específica del agua a la presión inferior, kJ/kg. hfg(Ip) = entalpía específica del vapor a la presión inferior, kJ/kg. Wc

Fig.22

= carga de condensado, kg/h.

Tanque de revaporizado

Revaporizado a baja presión

Se puede dimensionar esta tubería mediante el método expuesto en el siguiente capítulo, pero para propósitos prácticos, el tamaño de la tubería, será el mismo que el del purgador, asumiendo que el purgador se ha dimensionado correctamente. El purgador debe montarse un mínimo de 200 mm por debajo del equipo que está purgando para proporcionar una columna de agua sobre el purgador. El retorno de condensados de los intercambiadores de calor de placas, puede plantear problemas que no se dan en otras aplicaciones, y se discutirán detalladamente en la siguiente sección.

Líneas de descarga no bombeadas

Revaporizado/ condensado de alta presión

En el lado de descarga del purgador, las líneas de condensado deben transportar el condensado, así como cualquier gas incondensable llevado a través del proceso, y el revaporizado liberado por el condensado por la caída de presión al pasar por el purgador.

Tanque de evaporizado

Condensado de baja presión

32

Como se vio en el capítulo previo, la masa de revaporizado que se libera puede ser relativamente pequeña comparada con la masa restante del condensado del que se desprende. Pero el volumen del revaporizado puede ser muy grande

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas Fig. 23

Sistemas de condensados

Equipos de proceso Vapor (b) Líneas de descarga de purgadores no bombeadas

(a) Línea de drenaje hacia purgador

Aireador

Conjunto de purga Conjunto de bomba eléctrica para condensado

(c) Línea bombeada de retorno de condensado

y debe tenerse en cuenta cuando se dimensione la tubería de condensado. Para ilustrar esto, si se descarga el condensado desde un purgador, con una presión aguas arriba de 3 bar r, a una tubería de condensado presurizada a 0,5 bar r, un 6,2% del condensado se revaporizará. Con cada kg de revaporizado ocupando 1,15 m3 y cada kg de condensado ocupando solo 0,001 m3, el 99% de la tubería de condensado estará ocupada por revaporizado, y solo el 1% ocupado por condensado. Por tanto, las líneas de condensado no bombeadas deben ser dimensionadas con esto en mente. La Fig. 24, proporciona un medio de dimensionar este tipo de línea de condensado, donde se conoce la presión aguas arriba del purgador, y se conoce la presión del sistema de condensados. La medida de la tubería de condensado que nos proporciona el gráfico, mantendrá las velocidades del revaporizado en la tubería dentro de unos límites aceptables.

Este gráfico está construido mediante un método de dimensionado por velocidades. La caída de presión a lo largo de la línea de condensado, debida al rozamiento, será aproximadamente de 0,3 bar r por cada 150 m.

Ejemplo Selección de una tubería de condensado no bombeada, para transportar el condensado desde un proceso que opera a 3 bar r (4 bar abs). El caudal máximo de condensado será de 750 kg/h y la contrapresión en la tubería de condensado se estima en 0,5 bar r (1,5 bar abs). •

Usando el gráfico de la Fig. 24, marque el Punto A, presión de vapor del sistema en bar a.

33

Fig. 24

Dimensionado de la tubería de condensado

500

100.000

400

350

300

250

200 150 100

50.000

80

20.000

65

E

F D

5.000

50 40 32

2.000

25

C

1.000

20 15

500

10

200 100

Diámetro de tubería de condensado

Caudal de condensado kg/h

10.000

6

50

20

Temperatura del vapor °C

200 180 160 140 120 100

34

50

30

30

20

20 15 10

10

5 2 1 0,5 0

A

B

5 4 3 2 1 0,5 0.5 0

Presión del sistema de condensado bar a

250

Presión del sistema de vapor bar a

10

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas •

Trace una línea desde el Punto A al Punto B, presión del sistema de condensado en bar a.

•

Trace una línea desde el Punto B al Punto C, caudal de condensado en kg/h, situada en el eje de ordenadas del gráfico superior.

•

Extienda la línea desde el Punto C al Punto D en la escala de dimensión de tubería de condensado.

•

Haga lectura de la medida de tubería de condensado en la escala. En este ejem plo será necesaria una tubería de 40 mm.

)=

2

Dimensionado de tuberías de condensado múltiples

25 mm

40 mm

50 mm

80 mm

Proceso 2 1.000 kg/h 2 bar r

D(1) + D( 2 ) + D( 3 ) + ......... 2

Fig. 25

65 mm

Proceso 1 500 kg/h 3 bar r

Fórmula 8. Dimensionado de la tubería común para condensado no bombeado

n

El valor calculado de D(común) no será un diámetro nominal exacto de tamaño de tubería, por lo

Proceso 3 2.000 kg/h 4 bar r

Este método permitirá al usuario dimensionar tuberías simples de condensado no bombeadas con exactitud. En muchos casos, las tuberías individuales se conectan a una tubería común que desemboca en un depósito receptor o un tanque de revaporizado. Cuando este sea el caso, utilice la Fórmula 8 para calcular el tamaño de la tubería

D( comú

común, cuando las dimensiones de las tuberías individuales son ya conocidas.

2

Dónde: D(común) = Diámetro interior de tuería común, mm

tanto seleccionaremos la medida disponible más cercana. En la Fig. 25 se muestra un ejemplo de caudales de condensado que descargan en una tubería común y el efecto que tendrá en el dimensionado de la tubería. Bajo condiciones normales de funcionamiento, la contrapresión en un sistema de condensado es la suma de tres componentes: •

La presión al final de la línea de retorno; o la presión atmosférica, o bien la presión del tanque donde la línea descarga.

D(1)

= diámetro nominal de la primera tubería de condensado, mm

•

D(2)

= diámetro nominal de la segunda tubería de condensado, mm

La presión impuesta por la altura en el sistema de retorno.

•

D(3)

= diámetro nominal de la tercera tubería de condensado, mm

La caída de presión a lo largo del sistema de retorno.

35

Si el dimensionado se lleva a cabo correctamente, el tercer componente puede ser insignificante, considerando en la práctica sólo los dos primeros.

Líneas de retorno bombeadas Las líneas de condensado no bombeadas, individuales o comunes, con frecuencia se conectan en un depósito receptor, y luego son bombeadas hacia la caldera. En la mayoría de casos, las líneas de condensado bombeadas transportan solamente agua, sin revaporizado. Este será el caso siempre que el depósito receptor esté ventilado. La Fig. 24 también puede utilizarse para dimensionar tuberías de condensado bombeadas, cuando no hay presencia de revaporizado.

Ejemplo

movimiento, que puede provocar un flujo inverso cuando la cantidad de movimiento se ha agotado. Para evitarlo, se puede montar un rompedor de vacío de dimensiones adecuadas al inicio de la línea de descarga, junto con una válvula de retención para proteger la bomba. Puede ser necesario un eliminador de aire en el extremo de salida de la línea para descargar el aire aspirado por la válvula rompedora de vacío, como se muestra en la Fig. 26. Fig. 26

Bombeo a larga distancia Eliminador de aire

Rompedor de vacío

Unedad de bombeo de condensado

Válvua de retención

Dimensionado de una tubería de condensado bombeada para transportar 10.000 kg/h de condensado. •

Localice la carga de condensado, Punto E en la escala de caudal de condensado, en el eje de ordenadas izquierdo del gráfico superior.

•

Extienda una línea horizontal desde el Punto E al Punto F a la derecha del gráfico, y tome lectura del tamaño de tubería requerida. En este caso se tratará de una tubería de 65 mm.

Las bombas no trabajan continuamente, y normalmente tienen un tipo de accionamiento on/off. Esto se debe tener en cuenta cuando se dimensiona la tubería de condensado desde la bomba, porque la velocidad de descarga de la bomba será superior a la velocidad real de condensación del equipo de proceso. Dependiendo del tipo de bomba esta velocidad de descarga puede variar desde 1,5 a 6 veces la velocidad de condensación real. Las líneas de suministro bombeadas largas, requieren también especial atención si hay que evitar el golpe de ariete en ellas. El agua al ser bombeada puede ganar una cantidad de movimiento importante y puede continuar moviéndose por la tubería cuando la bomba se para. Esto puede crear un área de baja presión en la tubería, detrás de la bolsa de agua en

36

También pueden aparecer problemas cuando las líneas de descarga que vienen de los purgadores se conectan directamente a una línea de condensado bombeada. Esto debería evitarse, conduciendo la descarga a una línea de condensado separada no bombeada, que transporte el condensado a un depósito receptor.

Dimensionado de unidades de bomba/purgador combinadas En la siguiente sección, que trata del control de temperatura en intercambiadores de calor de placas con detalle, se hace referencia a la combinación de bomba/purgador. Ésta, consta de una bomba automática de condensado accionada por vapor, montada en

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas serie con un purgador. Dependiendo del estado del proceso en el que se monta el dispositivo, el condensado, o bien fluirá por el purgador de manera normal, o bien será bombeado a través del purgador por la bomba automática. De esta manera, la línea de condensado de proceso será a la vez una línea bombeada y no bombeada. Para dimensionar la tubería de condensado, este tipo de aplicación debe tratarse como no bombeada, y dimensionarla de acuerdo con ello.

Bombeo de condensado Hay disponibles dos tipos principales de unidades de bombeo de condensado: •

Unidades de bombeo eléctricas

•

Unidades automáticas de bombeo accionadas por vapor o aire

en un depósito receptor ventilado con una o más bombas motorizadas. Los controles de nivel montados en el depósito ponen en marcha y paran la(s) bomba(s). Asimismo, pueden montarse alarmas para avisar de condiciones de nivel altas o bajas en el depósito. La mayor limitación en este tipo de unidades de bombeo, es la temperatura del condensado que la bomba es capaz de soportar. Si la temperatura del condensado es demasiado alta, se revaporizará en la zona de depresión a la entrada de la bomba, causando daños a la bomba. A esto se le llama cavitación. Estos límites de temperatura varían desde inferiores a 90ºC hasta 98ºC dependiendo del tipo de unidad. También, si deben utilizarse en áreas peligrosas, o “húmedas”, los motores, recintos y cableado deberán reunir las condiciones estándar aplicables.

Unidades de bombeo eléctricas Este es el tipo de unidad de retorno de condensado más ampliamente utilizado, consistente

Fig. 27

Unidad eléctrica de bombeo de condensados

Receptor

Descarga de condensado Motor eléctrico

Bomba de condensados

37

Bomba automática La bomba automática accionada por aire o vapor, funciona bajo el principio de desplazamiento positivo. La bomba consiste en una válvula de retención de entrada y una de salida, y un cuerpo, formado por un conjunto de válvula de entrada y salida accionada por un mecanismo de flotador. La Fig. 28 muestra su funcionamiento. •

El fluido accede al cuerpo de bomba por la válvula de retención de entrada.

•

Los gases residuales no condensables en el cuerpo de bomba, escapan por la válvula de retención abierta, Fig. 28.1. Al llenarse la cámara, la válvula pivota sobre su mecanismo articulado, abriendo la válvula de admisión y cerrando la válvula de escape, Fig. 28.2. Este mecanismo articulado de accionamiento ultrarápido asegura un cambio rápido entre llenado y bombeo.

•

Entrada de condensado Entrada de condensado

Vapor impulsor

hacia fuera, a través de la válvula de retención de salida, al sistema de retorno.

Como la presión en el interior es superior a la contrapresión total, el fluido es forzado

Fig. 28

Funcionamiento de la bomba automática Válvula de admisión

Fig. 28.2

Aireador

• Al bajar el nivel de fluido de la bomba, el flotador hace pivotar el mecanismo, provocando que se cierre la válvula de admisión y que se abra la válvula de escape. • Debido a la caída de presión en el cuerpo de bomba, el fluido entra de nuevo por la válvula de retención y se repite el ciclo.

Fig. 28.1

Válvula de escape Entrada de fluido

Salida del fluido

A diferencia de las bombas centrífugas eléctricas, este tipo de bomba no cavita y puede eliminar el condensado bajo todas las condiciones de carga y temperatura. No tiene consumo eléctrico, haciéndola adecuada para ambientes peligrosos o “húmedos”, sin modificación. Si es necesario se puede suministrar en una unidad compacta completa, con depósito receptor, como se muestra en Fig. 29.

Bomba purgador automá tica Válvula de retención de entrada

38

Válvula de retención de salida

Una innovación reciente es la combinació n de una bomba automá tica y un purgador de boya en una unidad compacta. Está diseñ ada

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas especí ficamente para aplicaciones de intercambiadores de calor donde, debido a los cambios de las condiciones de carga, existirá n cargas de vapor variables en el intercambiador. A menuda, bajo condiciones de trabajo normales

Fig. 30

el vapor en el intercambiador estará a presiones inferiores a la atmosfé rica. La fig.30 describe el funcionamiento de la bomba purgador automá tica.

Funcionamiento de la bomba purgador automá tica

Escape

1. El condensado entra en el cuerpo a través de la válvula de clapeta de entrada, llenando el cuerpo y haciendo elevar el flotador. El flotador está conectado al mecanismo de purga por medio por medio de una multiarticulación. Si la presión de entrada es suficiente para superar la contrapresión en la salida, el condensado acomulado se descargará a través del mecanismo de purga de dos etapas. De este modo, el flotador modulará de acuerdo con la tasa de condensado que entra a la bomba purgador, controlando el grado de apertura o cierre del purgador.

Entrada de condensado Salida de condensado

2. En algunos equipos con temperatura controlada, es posible que la presión de entrada sea inferior que la contrapresión de salida. Si ocurriera esto, un purgador normal se bloquearía, provocando el anegamiento del intercambiador que debía purgar.

Entrada de vapor Entrada de condensado Salida de condensado

3. Cuando esto ocurre, el condensado simplemente llena el cuerpo de la bomba, elevando el flotador hasta que acciona el mecanismo de cambio, abriendo la entrada de flujo motriz y cerrando la válvula de escape.

39

Entrada de vapor 4. Este mecanismo de acción ultrarrápida asegura

Entrada de condensado

un cambio entre el modo de purga y el modo de impulsión. Con la válvula de entrada de vapor abierta, la presión en el cuerpo incrementa hasta superar la contrapresión total y el condensado es forzado a salir de la bomba purgador.

Salida de condensado

Escape Entrada de condensado Salida de condensado

5. Al bajar el nivel de condensado de la cámara principal, el flotador acciona el mecanismo de cambio, provocando el cierre de la entrada de fluido impulsor y la apertura de válvula de escape.

Escape 6. Cuando la presión dentro de la bomba purgador iguala

Entrada de

la presión de entrada de condensado a través de la condensado válvula de escape abierta, el condensado vuelve a entrar por la válvula de clapeta de entrada. Al mismo tiempo, Salida de la válvula de retención de salida impide que el condensado condensado pueda volver a entrar a la bomba purgado. El ciclo de purga vuelve a empezar.

40

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas

4. CONTROL DE TEMPERATURA EN INTERCAMBIADORES DE CALOR DE PLACAS

DISEÑO DEL INTERCAMBIADOR DE CALOR Comparado con otro tipo de intercambiadores, los intercambiadores de calor de placas tienen una alta relación de transferencia de calor respecto al tamaño. El coeficiente de transferencia de calor alcanzado por un intercambiador de calor de placas es considerablemente mayor que el alcanzado por un intercambiador tradicional de carcasa y tubos. Como consecuencia de esta característica de altas prestaciones, el área física de transmisión de calor requerida para un determinado servicio es relativamente pequeña. El área de calentamiento real necesaria

intercambiador de calor. Para la mayoría de casos prácticos, la diferencia de temperaturas media aritmética (Tamtd), puede usarse en su lugar.

Fórmula 10 Cálculo de la diferencia de temperaturas media aritmética

Dónde: Tamtd = diferencia de temperaturas media aritmética, °C TH(in) = temperatura de entrada al lado primario, °C TH(out) = temperatura de salida del lado primario, °C

Fórmula 9

Dónde:

Cáculo de superficie de intercambio de calor

Q × 1.000 A= k × Tlmtd

A

= área de transferencia de calor, m2

Q

= calor requerido, kW

k

= coeficiente de transferencia de calor, W/m2 °C

Tlmtd= NB:

diferencia de temperaturas media logarítmica, °C con intercambiadores de calor de placa el valor de ‘k’ estará entre 5.000 -10.000 W/m2 °C.

para proporcionar un determinado servicio, puede calcularse con la Fórmula 9. La diferencia de temperatura media logarítmica (Tlmtd), es la media logarítmica de las diferencias de temperaturas, entre las temperaturas de entrada y salida, del primario y del secundario del

TC(in) = temperatura de entrada al lado secundario, °C TC(out) = temperatura de salida del lado secunario, °C

Este cálculo se muestra en la Fórmula 10. Cuando se utiliza vapor como medio de calentamiento primario, éste cede su entalpía específica de evaporación a temperatura constante, por tanto, TH(in) y TH(out) tendrán el mismo valor. Se puede utilizar un cálculo simplificado para llegar a la temperatura media aritmética como se muestra en la Fórmula 11. Cuando se selecciona un intercambiador de calor de placas, la caída de presiónen el lado

Fórmula 11 Cálculo simplificado de la diferencia de temperaturas media aritmética

Tamtd = TH(in ) −

TC( out ) + TC(in ) 2

41

secundario es de mayor importancia. A menudo, cuando el vapor es el medio caliente primario, se selecciona una superficie de transferencia de calor mayor de la necesaria, con el fin de mantener la caída de presión del secundario dentro de unos límites razonables.

una aplicación particular puede predecirse, bien por cálculo, bien trazando las condiciones de funcionamiento conocidas en un gráfico y tomando lectura de los puntos de interrupción. Ambos métodos se pueden ilustrar en ejemplos.

Se puede ver en la Fórmula 9, que si el área (A) de transferencia de calor se incrementa, de la necesaria para dar el calor requerido (Q), la única variable que puede cambiar para entregar el calor requerido con esta área de transferencia de calor incrementada, es la diferencia media de temperaturas. Esta debe disminuir, y la única forma de disminuir, sin cambiar las condiciones del secundario, es disminuyendo la diferencia media de temperatura del primario.

Cálculo

Dicho de otro modo, si se quiere conseguir la entrega de calor esperada, utilizando una superficie de transferencia de calor mayor, la temperatura del vapor, y por tanto su presión, deberá disminuir. Esta sobredimensión de la superficie de transmisión en los intercambiadores de calor de placas, para proporcionar una caída de presión aceptable en el secundario, es una solución bastante común en aplicaciones de vapor. La sobredimensión suele estar entre el 100% y el 200% y puede tener un efecto considerable sobre la presión del vapor en el intercambiador, incluso bajo condiciones de plena carga. La presión a la entrada del purgador puede ser inferior a la contrapresión impuesta en la salida del purgador. Cuando esto ocurre, el condensado no se descargará y volverá a entrar al intercambiador de calor. Esto provocará problemas de control de temperatura, y puede causar también daños estructurales al intercambiador por golpe de ariete y tensiones térmicas.

Se necesita un intercambiador de calor de placas para calentar 4 kg/s de agua de 30ºC a 90ºC. Se dispone de vapor a 4 bar r y se asume inicialmente que habrá una caída de presión del 25% en la válvula de control de temperatura, entregando 3 bar r al intercambiador. El condensado se descarga a un sistema de retorno a 0 bar r. Para dar el rendimiento requerido y proporcionar una razonable caída de presión de aproximadamente 35 kPa al secundario, se ha seleccionado un intercambiador de calor con una superficie de transferencia de calor de 2,6 m2 y un coeficiente de transmisión de calor (k) de 7.450 W/ m2 ºC. Primero se calcula la carga de calor total de diseño, mediante la Fórmula 12.

Fórmula 12 Cálculo de la carga de calor (plena carga)

(

Q = M × Cp × TC( out ) − TC(in ) Q = 4 × 4.186 × (90 − 30)

)

Q = 1, 004.6 kW

CONDICIÒN DE INTERRUPCIÒN

Dónde: Q

=

carga de calor, kW

Si la contrapresión impuesta a un purgador es mayor que la presión disponible en su entrada, el intercambiador de calor se dice que está en “condición de interrupción”. El condensado no puede pasar por el purgador y vuelve atrás, produciendo una pérdida del control efectivo sobre el intercambiador.

M

=

caudal en el lado secundario, kg/s

Cp

=

calor específico, kJ/kg °C (para agua - 4,186 kJ/kg °C)

TC(in)

=

temperatura de entrada al lado secundario, ºC

TC(out)

=

temperatura de salida del lado secundario, ºC

El punto en el que esta condición sucederá en

42

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas Partiendo de la información ahora disponible, podemos calcular la temperatura media aritmética real, para dar el rendimiento requerido a plena carga, como se muestra en la Fórmula 13.

Fórmula 14 Cálculo de la temperatura real en el primario

Tamtd = TH(in ) −

TC( out ) + TC(in )

2 90 + 30 51.9 = TH(in ) − 2

Fórmula 13 Cálculo de la diferencia de temperaturas media aritmética real requerida

TH(in ) = 112°C Dónde:

A=

Q × 1, 000 U × Tamtd

1, 004.6 × 1, 000 2.6 = 7, 450 × Tamtd

Tamtd = 51.9°C Dónde:

Tamtd

= diferencia de temperaturas media aritmética, °C

TH(in)

= temperatura de entrada al lado primario, °C

TC(out)

= temperatura de salida del lado secundario, °C

TC(in)

= temperatura de entrada al lado secundario, °C

A

= carga de calor, m2

Q

= calor requerido, kW

U

= coeficiente de transferencia de calor, W/m2 °C

Existirá condición de interrupción cuando la presión a la entrada del purgador es igual, o inferior a, 0 bar r. A esta presión la temperatura del vapor será de 100ºC.

Tamtd

= diferencia de temperaturas media aritmética, °C

Esto puede suceder cuando una, o una combinación de las siguientes cosas sucede:

Como la temperatura media del secundario está fijada, la temperatura media del primario a plena carga TH(in), requerida para proporcionar esta diferencia de temperatura media aritmética global, se puede calcular mediante la Fórmula 14. En las tablas de vapor se puede ver que esta temperatura de 112ºC equivale a una presión de vapor saturado de aproximadamente 0,5 bar r. Este ejemplo muestra que con independencia de la presión de vapor disponible antes de la válvula de control de temperatura, la presión en el intercambiador de calor dependerá del servicio real requerido y del área de transmisión de calor disponible en el intercambiador. Puede observarse que en este ejemplo, a plena carga, no habrá condición de interrupción, ya que la presión a la entrada del purgador será de 0,5 bar r, proporcionando una presión diferencial de 0,5 bar en el purgador.

•

Las temperaturas de entrada y salida del secundario del intercambiador (DT del lado secundario) permanecen constantes pero se reduce el caudal.

•

El caudal permanece constante pero el DT del secundario se reduce – La temperatura de entrada se eleva o la temperatura de salida disminuye o ambas cosas.

El punto en el que alguna de estas cosas sucede se puede predecir mediante el cálculo. Bien la diferencia media logarítmica de temperaturas (lmtd) o la diferencia media aritmética de temperaturas (amtd), pueden usarse en los cálculos. El uso de lmtd es técnicamente correcto, mientras que amtd es de uso más sencillo. Los cálculos realizados en este manual emplean la amtd y proporcionan soluciones suficientemente precisas para el uso práctico del día a día. Los cálculos asumen también un valor de k constante bajo todas las condiciones; en la práctica el valor de k varía cuando las

43

velocidades y temperaturas del medio se alteran. Un cálculo para predecir la reducción de caudal que produzca una condición de interrupción, se muestra en la Fórmula 15.

Fórmula 15 Cálculo de la fracción de interrupción para condición de flujo variable

lado secundario) para que haya interrupción, se utiliza la Fórmula 16, que expresa la diferencia de temperaturas entre el vapor y la salida del secundario, a plena carga, y con la interrupción expresada como fracción.

Fórmula 16 Cálculo de la fracción de interrupción para condiciones de DT variable

TC( out TC(inin)   TC ( out) ) ++ TC TH − TH(in(in)()(intstall −  errup   ) ) 22   Fs == TC((out + TC(inin)) TC out)) TH(inin)()(plena − full ) ) −  22    90 + 30  100 −    2  Fs =  90 + 30  112 −    2  Fs = 0,.77 Dónde: Fs

= fracción de interrupción

TH(in)(interrup)

= temperatura de entrada al primario en el punto de interrupción, °C

TH(in)(plena)

= temperatura de entrada al primario a plena carga, °C

TC(out)

= temperatura de salida del lado secundario, °C

TC(in)

= temperatura de entrada al lado secundario, °C

Una vez calculado, esta fracción puede aplicarse al caudal a plena carga para predecir cuando se dará la interrupción. En nuestro ejemplo, habrá interrupción cuando el caudal baje de 3,1 kg/s (4 kg/s x 0,77). Este cálculo está, de hecho, expresando la amtd en el punto de interrupción como una fracción de amtd a plena carga. En el cálculo de la fracción que se debe aplicar, para predecir cuánto debe reducirse el DT del secundario (la temperatura aumenta en el

44

Fs Fs ==

Fs =

TH TH(in(in)(int TC((out errup out) )( stall ) )−−TC TH TH((inin)()(plena −− TC TC( out full ) ) out))

100 − 90 112 − 90

Fs = 0,.45 Dónde: Fs

= fracción de interrupción

TH(in)(interrup)

= temperatura de entrada al primario en el punto de interrupción, °C

TH(in)(plena)

= temperatura de entrada al primario a plena carga, °C

TC(out)

= temperatura de salida del lado secundario, °C

Una vez calculada, esta fracción puede aplicarse al DT del secundario a plena carga para predecir cuando se dará la interrupción. En este caso, será cuando el DT del secundario caiga a 27ºC (60ºC x 0,45) o menos. Por tanto, si la temperatura de salida se mantiene en 90ºC, se producirá la interrupción si la temperatura de entrada sube hasta 63ºC (90ºC – 27ºC).

Gráfico de interrupción Afortunadamente disponemos de un método más sencillo para predecir cuando sucederá la interrupción. Se trata del gráfico de interrupción, mostrado en la Fig. 30. En un gráfico de interrupción se puede representar gráficamente el proceso en un intercambiador de calor, desde el 100% de carga hasta el 0%. Así como predecir cuá ndo ocurrirá la interrupció n, el grá fico de interrupció n puede usarse para mostrar el porcentaje de la potencia total que la bomba de condensados serí a capaz de manejar

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas Diagrama de interrupción

en una aplicació n dó nde se utilice un conjunto bomba purgador. En el Apéndice 2 hay un gráfico de interrupción a mayor escala que puede copiarse para utilizarlo.

Para establecer el caudal en el punto de interrupción (Véase Fig. 32) 1. Marque la temperatura del vapor a plena carga y la temperatura de entrada del fluido secundario en las condiciones de diseño, sobre el eje izquierdo. Observe que la temperatura de diseño del vapor debe ser como la calculada en la sección ante rior; temperatura del vapor = 112ºC, temperatura de entrada del fluido

Presión bar a (vacío)

Temperatura °C

Presión bar r

Fig. 31

secundario = 30ºC. 2. Señale la temperatura de control de salida del fluido secundario y la temperatura del vapor a la presión equivalente a la contrapresión en el eje de la derecha; temperatura de salida del fluido secundario = 90ºC; temperatura del vapor equivalente a contrapresión = 100ºC. 3. Trace una línea horizontal a la presión de salida. 4. Una la temperatura de entrada del fluido secundario con la temperatura de control. 5. Busque el punto medio de la línea 4 al 50% del eje de abscisas. Trace una línea horizontal desde este punto al eje de la derecha. Este punto es la temperatura media del fluido secundario; 60ºC.

45

200

14.5

190

11.6

180

9.0

170

7.0

160

5.2

150

3.8

140

2.6

130

1.7

Temperatura °C

120

1.0

temperatura de control

1

110 3

100

0.4

2

0

90

0.7

6

80

0.5

70

0.3

60

0.2 5

50

0.12

4

40

0.07

30 20

Presió n bar g

Uso del gráfico de interrupción para establecer el caudal en el punto de interrupción

0.05

7

1

Presió n bar a (vací o)

Fig. 32

10 0 -10 100

8 90

80

70

60

50 %

6. Una la temperatura del vapor a plena carga en el eje izquierdo, con la temperatura media del fluido secundario en el eje de la derecha. Esta línea debe acabar en la temperatura de control. 7. Donde esta línea corta la línea de contrapresión, trace una línea vertical hasta el eje de %. 8. En esta escala tome lectura del % de caudal al que ocurrirá la interrupción. En este caso es el 77%. Por lo tanto, la inte rrupción se dará si el caudal baja de los 4 kg/s x 77% = 3,1 kg/s.

46

40

30

20

10

0

Para establecer la temperatura de entrada del secundario y el porcentaje de DT al que ocurrirá la interrupción (Véase Fig. 33) 1. Marque la temperatura del vapor a plena carga y la temperatura de entrada del secundario en las condiciones de diseño, sobre el eje izquierdo. Observe que la temperatura de diseño del vapor debe ser como la calculada en la sección anterior; temperatura del vapor = 112ºC, tempera tura de entrada del fluido secundario =30ºC.

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas 2. Señale la temperatura de control de salida del fluido secundario y la temperatura del vapor a la presión equivalente a la contrapresión en el eje de la derecha; temperatura de salida del fluido secundario = 90ºC; temperatura del vapor equivalente a contrapresión = 100ºC.

temperatura del vapor a plena carga. 6. Donde esta línea corta la línea de presión de salida, trace una línea vertical hasta el eje de %. 7.

3. Trace una línea horizontal a la presión de salida. 4. Una la temperatura de entrada del secun dario con la temperatura de control.

8. Donde la línea vertical corta la escala de %, tome lectura del correspondiente %. Con este dato, calcule el DT al que ocurrirá la interrupción; 45% x 60ºC = 27ºC.

5. Una la temperatura de control con la

200

14.5

190

11.6

180

9.0

170

7.0

160

5.2

150

3.8

140

2.6

130

1.7

Temperatura °C

120

1.0

1

5

110

3

100

0.4

2

0

90

0.7

80

0.5

70

0.3

7 4

60

0.2

50

0.12

40

0.07

30 20

Presión bar r

Uso del gráfico de interrupción para establecer la temperatura de entrada al secundario en el punto de interrupción

Presión bar a (vacío)

Fig. 33

Donde esta línea vertical se corta con la línea 4, trace una línea horizontal al eje izquierdo. Tome lectura de la temperatura de entrada a la que ocurre la interrupción; 63ºC.

0.05 1

6

10 0 -10 100

8 90

80

70

60

50 %

40

30

20

10

0

47

METODOS DE CONTROL DE TEMPERATURA

Disponemos de varios métodos de control de temperatura cuando el vapor es el medio caliente primario en una aplicación de intercambio de calor, utilizando un intercambiador de calor de placas. Es vital tener en cuenta las condiciones de funcionamiento reales cuando consideremos el método de control, como veremos en esta sección. A la hora de decidir el método de control de temperatura a utilizar, es necesario tener en consideración lo siguiente: •

Presión de vapor real esperada en el intercambiador.

•

Contrapresión total ejercida sobre el lado primario (condensado) a la salida del intercambiador.

•

Si el DT del secundario es fijo o variable durante el funcionamiento normal.

•

Si el caudal del fluido secundario es cons tante o fluctuará.

•

Construcción del intercambiador de calor.

1. Control del vapor primario con válvula de dos vías + purgador, Fig. 34

del caudal secundario a plena carga, y de calentarlo hasta sus condiciones de diseño. El flujo de vapor (y por tanto su presión) se ajusta mediante una válvula de dos vías en la alimentación de vapor al intercambiador. La posición de la válvula de control se ajusta por la señal que da el controlador, de acuerdo con la información que recibe de un sensor de temperatura montado en el flujo secundario del intercambiador. Se monta un conjunto de purga a la salida del lado primario del intercambiador para evacuar el condensado. Ventajas:

Diseño simple. Fácil puesta en servicio. Adecuado para todo tipo de intercambiador de calor de placas. Desventajas:

Posible sobredimensionado del intercambiador para acomodar las restricciones de caída de presión del secundario. Si las condiciones del secundario o la contrapresión en el sistema de condensa do se alteran, puede haber interrupción. Utilizar cuando:

La presión disponible en el intercambiador siempre será mayor que la de contrapresión ejercida sobre el lado prima rio bajo condiciones de funcionamiento de diseño normales.

Con este método de control el intercambiador de calor se dimensiona para ocuparse del 100%

Fig. 34

Control de vapor primario Válvula de control Válvula de seguridad Eliminador de aire

Válvula reductora Separador

Salida del fluido secundario

Vapor optional by-pass Protector de sobretemperatura Condensado

48

Conjunto de purga

Intercambiador de calor de placas

Entrada del fluido secundario

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas 2. Control del vapor primario con válvula de dos vías + circuito cerrado de bomba o combinación de bomba/purgador, Fig. 35 De nuevo, con este método de control, el intercambiador de calor se dimensiona para ocuparse del 100% del flujo secundario a plena carga, y para calentarlo hasta su temperatura de diseño. El flujo de vapor al intercambiador de calor se ajusta mediante una válvula de dos vías en la alimentación de vapor al intercambiador. La posición de la válvula de control es ajustada por la señal de un controlador de acuerdo con la información que recibe de un sensor de temperatura montado en la salida del secundario del intercambiador.

Ventajas: Permite un mejor ajuste del área real de transferencia de calor con los requisitos de diseño, resultando un intercambiador de calor de placas de menor tamaño.Se puede superar la necesidad de utilizar una bomba o una combinación de bomba/purgador. Es apropiado para todo tipo de intercambiadores de calor de placas. Desventajas: La reducción de los requerimientos de carga de calor o el incremento de la contrapresión pueden causar la condición de interrupción, pero es menos probable que con control primario solamente. La válvula del by-pass debe ajustarse correctamente.

La salida del lado primario del intercambiador se monta bien con un circuito cerrado de bomba, o bien con una unidad bomba / purgador (bomba y purgador montados en serie). El circuito cerrado iguala las presiones entre el cuerpo de bomba y la salida del intercambiador, permitiendo la purga del condensado del intercambiador hacia el cuerpo de bomba. Con una combinación de bomba / purgador, si la presión a la salida del condensado del intercambiador es superior a la contrapresión, el purgador funcionará con normalidad, permitiendo al condensado fluir del intercambiador hacia el sistema de retorno. Cuando este es el caso, el condensado fluye a través de la bomba y el purgador, sin que actúe la bomba. Si la presión a la salida del condensado cae por debajo de la Fig. 35

contrapresión, el condensado no es capaz de fluir a través del purgador y se acumula en el cuerpo de la bomba. Esto hace que actúe la bomba e impulse el condensado a través del purgador.

Utilizar cuando: Un caudal secundario reducido y una temperatura superior del secundario en el intercambiador de calor de placas reduz can el grado de sobredimensionado, propiciando una presión superior de vapor en el intercambiador, y por tanto superan do la necesidad de utilizar una bomba o una combinación de bomba / purgador.

Control de vapor primario con purga activa.

Válvula de control

Válvula reductora

Válvula de seguridad

Salida del fluido secundario

Separador Vapor

Protector de sobretemperatura Condensado Bomba purgador automá tica

Etrada del Intercambiador fluido secundario de calor de placas

49

3. Control del vapor en el primario con válvula de dos vías + control del secundario con válvula de tres vías + purgador, Fig. 36 Este método de control permite también un mayor acercamiento del área de transferencia de calor, en el intercambiador, a lo requerido para un determinado servicio. En lugar de disponer en el secundario un bypass de volumen fijo, como se describió en el método previo, se instala una válvula mezcladora de tres vías en el circuito secundario. La válvula mezcladora, mezcla el flujo de retorno con el agua calentada en el intercambiador, para dar la temperatura final del flujo. Con un by-pass fijo, el caudal secundario del intercambiador es constante. Un cambio en las condiciones de carga del secundario resultará en un cambio en la temperatura del fluido secundario en el intercambiador. Con este método, de válvula mezcladora de tres vías en el secundario mas válvula de dos vías en el primario, la temperatura del fluido secundario del intercambiador es constante. Un cambio en las condiciones de carga del secundario dará como resultado un cambio en el caudal secundario que pasa por el intercambiador.

Ventajas: Permite un mayor acercamiento del área real de transferencia de calor a los requisitos de diseño, dando como resultado un intercambiador de calor de placas de

Fig. 36

menor tamaño. Temperatura de vapor mínima, y por lo tanto equivalente presión, en el intercambiador, será igual a la temperatura de salida de secundario fija.

Desventajas: Coste de la válvula de tres vías del secundario; aunque puede ser inferior al coste de la combinación bomba/purgador.La máxima temperatura de salida en el lado secundario puede estar limitada por las características del fluido y / o por la presión del sistema. Utilizando cuando: La provisión de una temperatura del secundario fija, mas alta, permita el uso de vapor a una mayor presión para superar el problema de interrupción. Se produzca una combinación en el se cundario de gran caudal y pequeño au mento de temperatura. 4. Control de condensado en el primario con válvula de dos vías + derivación secundaria (donde sea necesario) Fig. 38 Con este método de control, la válvula de control, que está instalada a la salida del primario, controla el nivel de condensado en el intercambiador. Al cerrarse la válvula, el condensado retrocede y recubre la superficie del intercambiador, reduciendo la efectividad del mismo. Al abrirse la válvula, el nivel de condensado en el intercam-

Control secundario con vá lvula de tres ví as

Válvula de control

Separador

Protector de sobretemperatura

Válvula reductora

Válvula de seguridad

Salida del fluido secundario

Eliminador de aire

Vapor

Condensado

50

Conjunto de purga

Intercambiador de calor de placas

Entrada del fluido secundario

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas Fig. 37

Control del condensado

Válvula reductora

Válvula de seguridad

Separador

Eliminador de aire

Vapor

Salida del fluido secundario

Protector de sobre temperatura Válvula de control Intercambiador de calor de placas

Condensado

biador bajará, descubriendo la superficie de intercambio de calor, aumentando su efectividad. El intercambiador se dimensionará normalmente de manera que el condensado cubra un 25-50% de su superficie de intercambio, durante el funcionamiento normal a plena carga. Debido a que el intercambiador estará expuesto alternativamente a vapor y condensado durante su normal funcionamiento, deberá ser resistente tanto a la corrosión como a las tensiones térmicas. Esto limita la elección a un intercambiador de calor de placas con juntas o soldado.

Ventajas: Se dispone de mayor presión de vapor en el purgador, que hace improbable la interrupción. Posibilidad de reducir el tamaño de la válvula de control. No es necesario un sistema de recuperación de revaporizado o subenfriador separado, si el condensado se ha enfriado suficientemente. Desventajas Respuesta pobre / lenta a las variaciones de carga del secundario. No se pueden utilizar intercambiadores de calor de placas termosoldadas.Posibilidad de que pase revaporizado y flujo bifase por la válvula de control. Si se utiliza una válvula by-pass, debe ser correctamente ajustada.

Entrada del fluido secundario

Utilizar cuando La carga del secundario es siempre estable y relativamente grande. Un ejemplo de este tipo de carga es el calentamiento de mosto en un proceso de fermentación.La presión de vapor disponible antes del intercambiador es mayor que la contrapresión ejercida sobre la salida del primario bajo condiciones normales de funcionamiento.Requiere condensado subenfriado por ejemplo cuando la formació n de revaporizado presente problemas.

CONTROL DE TEMPERATURA AUTOMÁTICO Los métodos de control desarrollados en la sección previa, requieren el uso de una válvula de control de dos vías, montada bien en la entrada de vapor al intercambiador, o bien a la salida de condensado del intercambiador. •

Cuando se monta en la entrada de vapor, la función de esta válvula, es la de contro lar la cantidad y la presión del vapor que entra al intercambiador de calor.

•

Cuando se monta en la salida de condensado, su función es la de controlar el nivel de condensado en el intercambiador.

El primero será, de lejos, la necesidad más comú n cuando se trate del control de temperatura

51

que contiene de la temperatura deseada. Al comparar estos valores, mandará ins trucciones al actuador de la válvula en forma de señal de salida.

automático en un intercambiador de calor de placas.

Requerimientos de control •

Un sistema de control automático correctamente seleccionado, dimensionado y aplicado, debería ser capaz de proporcionar un preciso, predecible y estable control, bajo condiciones de funcionamiento normal. Si es necesario, debería ser también capaz de ser integrado dentro de un control de proceso distribuido existente en planta, o un sistema de adquisición de datos.

Cada uno de los elementos de un sistema de control debe seleccionarse cuidadosamente para asegurarse que se complementen los unos con los otros, a la vez que el sistema como conjunto debe diseñarse de manera que proporcione un comportamiento óptimo.

Elementos del sistema de control Un sistema básico de control de temperatura adecuado para controlar la temperatura de salida del secundario, en un intercambiador de calor de placas calentado con vapor, consistirá en los elementos ilustrados en la Fig. 39 •

Sensor - se encarga de medir la tempera tura real del flujo secundario y proporciona esta información al controlador.

•

Controlador - éste compara la información que recibe del sensor, con la información

Fig.38

Válvula y Actuador – el actuador abrirá y cerrará la válvula de vapor, de acuerdo con la señal que recibe del controlador.

Queda fuera del alcance de esta publicación proporcionar toda la información necesaria para entender el proceso de selección y aplicación de los componentes que proporcionen un control de temperatura automático a un intercambiador de calor de placas calentado con vapor. Spirax Sarco tiene disponible una detallada información y asistencia sobre este tema.

Elementos de una sistema simple de regulación automática de temperatura de lazo Controlador

Temperatura deseada

Señal de salida

Señal de entrada

Sensor

Actuador

Medición de temperatura

Vapor

Válvula Intercambiador de calor de placas

52

Fluido secundario

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas La válvula de control

Fig.40

Vista del obturador

Todas las vá lvulas de control tienen una "caracterí stica de caudal", que define la relació n entre la carrera de la vá lvula y el caudal con una presió n diferencial constante.En otras palabras, es la relació n entre la cantidad que abre la vá lvula y la cantidad de fluido que este grado de apertura permite pasar. Las vá lvulas de globo pueden ser montadas con obturadores de diferentes formas, cada uno con sus propias caracterí sticas. Las dos formas disponibles normalmente son apertura lineal y equipocentual (logarí tmica). Las vá lvulas lineales tienen el obturador de tal manera que el caudal es directamente proporcional a la carrera total de la vá lvula. Al 25% de carrera, 25% Debe recordarse que la presió n de vapor en un de apertura, 25% de caudal total. Al 50% y 50%, intercambio de calor no es constante. Segú n cambia 50% de caudal total, y así sucesivamente. la pé rdida de carga en la vá lvula, cambia la relació n Las vá lvulas equiporcentuales tienen el obturador entre caudal y apertura. La relació n entre la carrera de la vá lvula y el rendimiento del intercambiador se de tal manera que cada incremento de la carrera llama caracterí stica del sistema. de la vá lvula incrementa el caudal en un porcentaje constante del caudal anterior. Por ejemplo,si el caudal es el 4% con una carrera de vá lvula del 20%, y se supone que un incremento del 30% de carrera implica un 50% de aumento hasta un 6% del caudal total, un aumento de un 2% en relació n con el anterior. Un incremento má s hasta el 40% de carrera implica un aumento de caudal de 3%. La figura 39 muestra las caracterí sticas de caudal lineal y equiporcentual.

Fig.39

Caudal %

Curvas características de caudal

1 2

Para sistemas de vapor, la pé rdida de carga a travé s de la vá lvula es un factor importante para determinar la característica del sistema. El ratio de pé rdida de carga se define como la pé rdida de carga a travé s de la vá lvula de control (∆p) dividida por la presió n absoluta aguas arriba de la vá lvula de control p1. ∆p Ratio de pé rdida de carga = p 1

Cuando el ratio de pé rdida de carga alcanza un valor aproximado de 0,46 el vapor fluye a velocidad só nica entre el asiento y el obturador. En este caso, se le conoce como presió n crí tica a la presió n de aguas abajo del asiento de la vá lvula. La fig.41 muestra una caracterí stica del sistema tí pica para vá lvulas lineales y equiporcentuales dimensionadas para unos ratios pequeños de pé rdida de carga de 0,1 - 0,2

Apertura de la vá lvula % 1 = Vá lvula lineal 2 = Vá lvula equiporcentual

53

Fig.41

Características típicas del sistema con válvulas dimensionadas para pequeñas pérdidas de carga.

Tambié n se elegirá una vá lvula equiporcentual en aplicaciones para las cuales la temperatura se controla con cargas pequeñ as p.ej. tanques de almacenamiento.

Fig.42

Caudal %

1

Vá lvula con actuador neumá tico y posicionador

2 Actuador neumá tico

Apertura de la vá lvula % 1 = Vá lvula lineal 2 = Vá lvula equiporcentual posicionadpr

Condiciones crí ticas de caudal Cuando la presió n aguas abajo es inferior a la presió n crí tica, debido a que trabaja con nua carga parcial o un intercambiador con una superfí cie mayor a la requerida, la presió n y densidad del vapor son constantes, reultando una pé rdida de carga constante a travé s de la vá lvula. Por lo tanto, la caracterí stica del sistema será la misma que la de la vá lvula de control. Entonces, al dimensionar la vá lvula para la pé rdida de carga crí ítica se conseguirá la caracterçistica del sismeta deseada con una vá lvula lineal o equiporcentual. Como pauta, se puede recomendar una pé rdida de carga de 0,4 aproximadamete para coseguir la mejor caracterí stica

Selecció n de la caracterí stica de la vá lvula de control Una caracterí stica lineal, por lo tanto una vá lvula lineal, es la mejor elecció n en aplicaciones que requieran un buen control de temperatura en todo rango de carga, siempre y cuando en el secundario sea constante. Una aplicació n tí pica puede ser la caleacció n de un edificio donde una vá lvula lineal serí a la adecuada. Para aplicaciones donde la carga de calor va cambiando el caudal en el secundario, una vá lvula con caracterí stica equiporcentual serí a la mejor opció n.

54

vá lvula

Banda proporcional del controlador El má s bá sico de los modos de control continuos es el modo proporcional, al que se refiere simplemente con la letra P. Con este tipo de control la vá lvula se mueve de una manera corregida, proporcional a la desviació n de la temperatura.

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas Por ejemplo, una aplicació n de agua caliente La señ al de correcció n S del controlador proporcional mediante un controlador con acció n proporcional. se puede expresar como: El valor de ajuste es 60º C y la banda proporcional e( τ ) Xp, está ajustada a 20º C. Cuando la temperatura S= = Kp • e( τ) cae por debajo del valor de ajuste, el controlador Pb mandará una señ al a la vá lvula de control para que se abra má s. La vàá lvula abrirá hasta que la donde e( τ ) es la desviación en un momento dado entrada de calor cambia por una cantidad proporcional a la bajada de temperatura.

Acció n Integral

A una desviació n sostenida de este tipo se le llama 'offset' La funció n de la acció n integral es eliminar la y es inherente en todos los controladores proporcionales. desviació n y el tiempo. La señ al correctora S para la acció n integral se expresa como:

Fig.43

Control proporcional

Posició n de la vá lvula%

100% t

S=

1 e( τ) • d( τ) Ti t∫o

Donde e( τ ) es la desviación en un tiempo dado y 50°C

60°C Valor de ajuste Xp = 20°C

70°C

Ti es el párámetro ajustable, tiempo integral dado en unidades de tiempo.

Si este pará metro es demasiado corto, la señ al será larga y tendrá lugar una acció n rá pida y se generará inestabilidad.Si el tiempo integral es demasiado largo la señ al correctora será muy corta y no habrá acció n integral.

Con una banda P má s estrecha producirí a una curva má s inclinada. Esto significa que el movimiento amplio de la vá lvula se conseguirá con un pequeñ o cambio de temperatura. Una banda P de cero producirí a una acció n de control On/Off (todo/nada). Una banda demasiado estrecha producirá un control inestable. Acció n derivativa La banda P (Pb) se describe a menudo como un porcentaje de la amplitud del controlador, la diferencia entre los puntos de ajuste má ximo y mí nimo. Por ejemplo, un controlador con una banda proporcional de 20º C y una amplitud de 200°C; el porcentaje de la banda proporcional es del 10%. En algunos controladores se utiliza la inversa a P, que se llama Kp, y se describe Kp con respecto a P de la siguiente forma:

Kp =

100% Pb%

En este ejemplo, la ganancia Kp es 10

La acció n derivativa detecta la velocidad de los cambios en la desviació n y proporciona una señ al correctora proporcional a la velocidad de los cambios en la desviació n. La señ al correctora S de una acció n derivativa se expresa como: S = TD •

de( τ) dt

de( τ ) es la velocidad de cambios de la desviación en un momento dt dado y TD es el parámetro ajustable, tiempo derivativo, dado donde

en unidades de tiempo.

55

Así que cuando la desviació n aumenta rá pidamente la acció n D proporciona una señ al correctora larga, y cuando la desviació n es constante no proporciona señ al.

Fig.44

Controlador PID

La acció n derivativa se usa en procesos donde se producen grandes cambio en la carga, ya que acelera el movimiento de la vá lvula

Selecció n de los ajustes para los pará metros PID Cada controlador debe estar ajustado individualmente a las caracterí sticas de cada sistema. Hay varias formas diferentes para obtener un controlador rá pido y estable. Un mé todo ú til que es muy efectivo estableciendo los ajustes del controlador como amplificador, es el mé todo de respuesta de frecuencia Ziegler-Nicholls. Se trata de utilizar el controlador como amplificador para alcanzar el punto de inestabilidad. En este punto punto de inestabilidad, se obtiene la caracterí stica del todo el sistema trabaja de tal manera que la sistema para las condiciones reales de trabajo, incluyendo temperatura fluctú a alrededor del punto de consigna con una amplitud constante, ver Fig.45. el intercambiador de calor, vá lvula de control, actuador Un pequeñ o incremento en la ganancia o una banda tuberí as, sensor de temperatura, etc. proporcional reducida, hará que el sistema se vuelva Los ajustes del controlador se pueden determinar inestable y la vá lvula de control comenzará a oscilar. por el mé todo Ziegler-Nicholls con la lectura del Por otra parte, un aumento en la banda proporcional hará que el proceso sea má s estable y se irá reduciendo sucesivamente la amplitud. En el

Fig.45

periodo de tiempo, T n , de los ciclos de temperatura y el ajuste de la banda proporcional real en el punto de inestabilidad.

Inestabilidad causada por un incremento en la ganancia sin acció n IoD

Temperatura

Punto de consigna

Tn Tiempo

56

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas El procedimiento es el siguiente: 1. Retirar la acció n integral en el controlador incrementando al má ximo el tiempo T 1 2. Retirar la acció n derivativa del controlador ajustando el tiempo de dervació n TD a 0. 3. Esperar a que el proceso se estabilice. 4. Reducir la banda proporcional (incrementar la ganancia) hasta el punto de inestabilidad. 5. Medir el tiempo del periodo T n y registre el punto real Pb en el controlador. 6. Utilizando este punto de ajuste como punto de comienzo, calcule los ajustes correspondientes utilizando la Tabla 5.

Table 5

En casi todas las situaciones de ingenierí a, el ingeniero incluirá un margen de seguridad en el diseñ o del sistema. En las aplicaciones de intercambiadores de calor con vapor, el margen de seguridad se consigue aumentando la superfí cie de intercambio o con el sobredimensionado de las vá lvulas de control, pero haciendo esto puede resultar difí cil, incluso imposible conseguis la funcionalidad del diseñ o. Este es realmente el caso para una funció n de control en la que una vá lvula sobredimensionada puede causar oscilaciones de temperatura, excasos de temperatura... Para evitar estos problemas, es muy importante que el diseñ o del sistema completo se muy preciso. ¿ Có mo puede introducir un ingeniero un margen de seguridad en su diseñ o? La respuesta es bastante sencilla...

Cálculo de Ziegler- Nicholls Banda proporcional

Tiempo integral

Tiempo derivativo

Tn / 8

Control P+I+D

Pb * 1.7

Tn / 2

Control P+I

Pb * 2.2

Tn / 1.2

Control P

Pb * 2

Estos ajustes del controlador se pueden modificar para incrementar la respuesta o la estabilidad. changing the setting of the PID parameters on stability and the response of the control is shown in Table 6.

Table 6

Como obtener el control correcto para todo el sistema

Impacto de de cambio de los ajustes PID Estabilidad

Respuesta

Aumento Pb

Aumenta

Má s lenta

Aumento Ti

Aumenta

Má s lenta

Aumento TD

Aumenta

Má s lenta

Instalar una vá lvula reductora de presió n Cuando se instala una vá lvula reductora de presió n aguas arriba de la vá lvula de control, obtendremos dos ventajas. Primero, se puede cambiar la capacidad de la vá lvula de control de temperatura simplemente modificando la presión de aguas arriba. Tambié n aumentará o disminuirá la capacidad del intercambiador de calor debido al cambio de temperatura creado por los cambios de presió n. Segundo, al seleccionar una presió n especí fica del vapor de aguas arriba de la vá lvula de control, nunca se sobredimensionará , por lo tanto, utilizará toda la carrera de la vá lvula. Basá ndonos en esto, se entiende que se necesita una vá lvula reductora de presió n para obtener un control ó ptimo.

57

58

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas

5. EL INTERCAMBIADOR DE CALOR DE PLACAS General El intercambiador de calor de placas consiste en un paquete de placas de metal especialmente corrugadas y provistas de orificios de paso para los dos fluidos. La colocación de las placas es tal que cada una con la siguiente forma un canal. La con-figuración es de tal manera que cada fluido circula por canales alter-nos. La transferencia de calor efectiva se produce entre dos canales adyacentes. La corruga-ción de las placas provoca turbulencia en el fluido a la vez que soporta la presión diferencial. Este flujo turbulento aumenta la eficiencia en la transferencia de calor, haciendo que los intercambiadores de calor de placas sean muy compactos en comparación con los tradicionales intercambiadores de carcasa y tubos. Dependiendo del método usado en el sellado de las placas, los grupos en los que se puede dividir los intercambiadores de placas son los tres siguientes: •

Intercambiadores de placas con juntas-(o Intercambiadores de calor de placas y bastidor)

•

Intercambiadores de placas termosoldados.

•

Intercambiadores de placas enteramente soldados.

Fig. 46 Bar (r)

Límites de funcionamiento de los intercambiadores de calor de placas

50 40

Intercambiadores de Placas Enteramente Soldados 30

Intercambiadores de Placas Termosoldados

20

Intercambiadores de Calor de Placas con Juntas

10 0 -50

0

100

200

300

Fig. 47

Principio de flujo en un intercambiador de calor de placas

Vapo r

Con den

sad

o

Los intercambiadores de placas con juntas fueron inventados alrededor 1930. En esa época se usaron por primera vez en la industria de la alimentación, dónde se requería un intercambiador de calor de fácil limpieza para mantener las exigencias higiénicas de este sector. El primer intercambiador de placas de calentamiento por vapor se desarrolló cerca de 1940, usándose como pasteurizador de leche. A lo largo de muchos años, el concepto de intercambiador de calor de placas ha sido confirmado como un éxito y se han ido desarrollando nuevos productos innovadores. A finales de los 70, se desarrollaron los intercambiadores termosoldados, los cuales usan las técnicas de soldadura al vacío para unir las placas. El siguiente paso en el proceso de desarrollo fue dado en 1994, cuando se introdujeron los intercambiadores de placas enteramente soldados. Aquí, las placas son soldadas por láser, formando una construcción sumamente firme. Actualmente, los intercambiadores de calor de placas son utilizados en multitud de servicios en procesos químicos, HVAC, alimentación, aplicaciones en marina y refrigeración.

Temp. (°C)

59

INTERCAMBIADORES DE CALOR DE PLACAS CON JUNTAS En los intercambiadores de calor de placas con juntas (intercambiador de calor de bastidor y placas), el conjunto de placas incorpora juntas elastómeras que sellan los canales al mismo tiempo que dirigen los distintos fluidos por canales alternos. El paquete de placas se ensambla entre la placa bastidor y la placa de presión, son comprimidas mediante los pernos de apriete. El paquete de placas así como la placa de presión, están suspendidas de la barra guía superior y apoyadas en la barra guía inferior, las cuales a su vez están fijadas a la columna soporte. El diseño de las placas de estos intercambiadores de calor permite una fácil limpieza y la modificación de la capacidad del mismo añadiendo o quitando placas.

Fig. 48

Intercambiador de calor de placas con juntas

Fig. 49

Junta clip-on ( de mordazas)

Fig. 50

Junta pegada

Juntas El tipo de juntas más usadas son las juntas Clip-on en las cuales no se utiliza pegamento. Las juntas sin pegamento son fáciles de reemplazar y tienen una vida media mayor que las juntas pegadas. Estas últimas son necesarias cuando los servicios requieren una limpieza de las placas muy frecuente. El pegamento permite que la junta permanezca en la misma posición independientemente de las veces que la unidad sea abierta, lo cual reduce el riesgo de fugas. Además, las juntas no se moverán durante la limpieza de las placas, tanto si se utilizan toberas de alta presión, como si se hace una limpieza manual. El material más común de junta en calentadores de vapor es EPDM, y es normalmente preferible cuándo el medio a calentar es agua o cualquier otro fluido acuoso. La limitación de temperatura del vapor con juntas EPDM es de 160ºC. La goma de Nitrilo es usada en el calentamiento de aceites minerales y otros productos derivados del petróleo. La temperatura máxima de este tipo de juntas es 140ºC.

60

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas Para los servicios dónde son calentados ácidos y otros fluidos agresivos, o dónde la temperatura es superior a 160ºC, es preferible Viton como material de junta.

Placas canal

Fig. 51

Placa canal con corrugación en forma de raspa de pescado

Fig. 52

El PHE con juntas es muy resistente a la fatiga debido a la elasticidad del paquete de placas

Existen varios tipos de placas canal disponibles, con diferentes diseños de corrugación, apropiados para un gran número de fluidos y un amplio abanico de servicios térmicos. El material más comúnmente utilizado es Acero Inoxidable, AISI 316. Las placas de titanio son utilizadas en medios que contienen cloruros, por ejemplo agua de mar. Además están disponibles materiales exóticos como Hastelloy (aleación de níquel-hierro- molibdeno), Incoloy y grafito para servicios en procesos químicos. El espesor de las placas utilizadas está normalmente en un margen de 0,4 – 0,7 mm.

Intercambiadores de calor de placas con juntas, utilizados como calentadores de vapor Debido a su flexibilidad, los intercambiadores de placas con juntas son utilizados en un gran número de aplicaciones tanto en HVAC como en otras industrias. Normalmente el comportamiento térmico de la junta es lo que condiciona su uso. Su diseño mecánico elástico hace que sean resistentes a la pulsación de presión y fatiga térmica. Cualquiera de los métodos de control descritos en este libro puede ser aplicado.

INTERCAMBIADORES DE CALOR TERMOSOLDADOS Los intercambiadores de calor termosoldados son una variación de los tradicionales intercambiadores con juntas.

Límites de funcionamiento estandar Rango de Capacidades: Presión de Diseño: Temperatura de de Diseño:

100-70.000 kW 25 bar 180 °C

61

Esta modificación del intercambiador convencional con juntas responde a la necesidad de un intercambiador de placas compacto, idóneo para servicios a altas presiones y temperaturas. Como los intercambiadores de calor de placas con juntas, los termosoldados están construidos con una serie de placas de metal corrugadas, pero sin juntas, ni pernos, ni bastidor, etc. El intercambiador de placas termosoldado consiste simplemente en una serie de placas de Fig. 53

Principio de flujo en un intercambiador de calor de placas termosoldado

acero inoxidable y dos placas finales. Todas las placas están soldadas en un horno al vacío para formar un intercambiador extremadamente compacto y resistente a presión / temperatura con características de transferencia de calor superiores. El material de soldadura generalmente utilizado es el cobre. Este se sustituye por níquel en los casos en los que el líquido utilizado contiene amoniaco, ya que éste podría disolver el cobre, o, en aplicaciones en las que la presencia de iones de cobre es indeseable. A diferencia de los intercambiadores de calor de placas con juntas, los termosoldados no se pueden desmontar. La alta turbulencia que se Fig. 54

Sección transversal de la disposición de placas de un intercambiador de calor termosoldado

produce en la pequeña superficie hace que se retarde el ensuciamiento. Si es necesaria la limpieza del aparato, se puede invertir el flujo en la unidad, o realizar una limpieza química, evitando el depósito de residuos y el atasco.

Intercambiadores de placas termosoldados como calentadores de vapor El diseño robusto los hace apropiados para aplicaciones a presiones y temperaturas más altas, pero eso también crea una desventaja, como hay más puntos de contacto entre las placas es más propenso a la fatiga térmica. Esto significa el tener una especial atención en las aplicaciones en las que sea usado y en el método de control que se aplica. Generalmente, es recomendable evitar los servicios en los que los intercambiadores de placas termosoldados son expuestos a cambios grandes, repentinos y frecuentes en la temperatura y carga. Un ejemplo de tales servicios es el calentamiento instantáneo de agua de grifo con vapor. Una aplicación idónea para intercambiadores de calor termosoldados es el acondicionamiento de interiores, utilizando un método de control apropiado y siempre que los componentes del sistema de control estén correctamente dimensionados. El método más utilizado es el control del vapor primario con válvulas de dos vías y sistema activo de purgado, porque este sistema minimiza el riesgo del ciclo térmico, siempre y cuando el intercambiador y los elementos de control se acoplen correctamente. Cualquier tipo de control on / off podría casi inevitablemente conducir al estrés térmico y no deben ser aplicados. Los intercambiadores de placas termosoldadas son una alternativa de precio muy competitivo ante otros tipos de intercambiadores. El mayor campo de utilización de este tipo de intercambiadores es en el acondicionamiento de interiores y aplicaciones industriales simples.

Límites de funcionamiento estandar Rango de Capacidades: Presión de Diseño: Temperatura de de Diseño:

62

10-5 000 kW 30 bar 225 °C, Cu-brazed 400 °C, Ni-brazed

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas INTERCAMBIADORES DE CALOR ENTERAMENTE SOLDADOS (LÁSER) Los intercambiadores de calor de placas enteramente soldados se asemejan mucho a los intercambiadores de placas con juntas. La única, pero esencial diferencia, es que las juntas han sido reemplazadas por soldaduras láser. Este cambio incrementa considerablemente los límites de funcionamiento. El material estándar de las placas es acero inoxidable, AISI 316. Otros materiales, como el titanio, níquel y varios Hastelloys, están disponibles para ser aplicados en medios agresivos. Fig. 55

Cualquier método de control establecido puede ser aplicado con buenos resultados, pero el más frecuentemente usado es vapor primario con válvula de 2 vías, con o sin purgado activo de condensado. Los intercambiadores de placas soldados son también usados en aplicaciones de condensaFig. 56

El intercambiador de calor de placas enteramente soldado, el AlfaRex

Paquete de Placas con soldadura láser

Resistencia a la fatiga térmica Para lograr un diseño resistente a la fatiga térmica, hay que prestar atención a la forma en que están soldadas las placas. Una técnica de soldadura apropiada garantiza que el paquete de placas pueda contraerse y expandirse por las fluctuaciones de temperatura sin romperse. El intercambiador de placas enteramente soldado tiene una construcción menos rígida que los intercambiadores de placas termosoldados, porque el único punto de contacto entre las placas canal es a lo largo de la soldadura. Esto provoca que los intercambiadores de placas con soldadura láser sean muy resistentes ante pulsaciones de presión y ciclos térmicos.

ción y evaporación en procesos industriales.

Intercambiadores de placas semisoldados Este es un híbrido entre los intercambiadores de calor de placas con juntas y los intercambiadores de calor con placas enteramente soldadas. En este intercambiador se intercalan un canal con junta a uno con soldadura. Fig. 57

Paquete de placas semisoldadas

Calentador de vapor para servicios pesados La mayor aplicación de los intercambiadores de calor soldados es en procesos de la industria pesada, su alta temperatura y la presión de operación límite los hace apropiados para muchas aplicaciones.

63

Compabloc – Intercambiador enteramente soldado y con paquete de placas accesible

Fig. 58

Intercambiador de calor Compabloc

El Compabloc es el ú nico entre los intercambiadores de calor de placas con un diseñ o completamente soldado y con un acceso fá cil al paquete de placas para su mantenimiento. El Compabloc consiste en un paquete de placas rodeado por paneles desmontables unidos por pernos. La relativa pequeñ a longitud de la placa, gran espacio entre placa y placa y el variable tamaño de las conexiones, lo convierten en el intercambiador de calor ideal para vapor. El material de la placa standard es AISI 316L. Otros materiales disponibles son Titanio, Hastelloys, ní quel, incluso tá ntalo.

Intercambiadores de vapor para aplicaciones industriales El Compabloc es usado principalmente en la industria de proceso dó nde sus altos lí mites de temperatura y presió n de operació n lo convierten en idó neo para muchas aplicaciones. La robusta construcció n del paquete completamente soldado del Compabloc lo convierte en má s rí gido y má s propenso ante la fatiga que otros intercambiadores de calor por placas. No usar en servicios cí clicos ni en calentamientos batch.

Requisitos de control

Fig. 59

El mé todo má s usado para el Compabloc es el control de vapor primario o control de condensados. Para el sistema de control primario es importante que los componentes de control sean los má s adecuados. Cualquier tipo de Todo/Nada provocaría una fatiga térmica.

Límites de funcionamiento estandar Rango de Capacidades: Presión de Diseño: Temperatura de de Diseño:

64

20 - 100 000 kW 32 bar 350 °C

Principio de flujo en un intercambiador de calor Compabloc

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas COMPARACIÓN ENTRE EL INTERCAMBIADOR DE CALOR DE PLACAS Y EL INTERCAMBIADOR DE CARCASA Y TUBOS

Fig. 60

Comportamiento térmico El flujo turbulento producido en un intercambiador de placas contribuye a que aumente la eficiencia en la transferencia de calor, esto implica un mayor valor k. Comparado con el intercambiador de carcasa y tubos, es, típicamente del orden de 3-5 veces superior. La alta eficiencia térmica tiene un precio, y éste es la caída de presión en el lado del fluido calentado. En comparación con el intercambiador de carcasa y tubos, el intercambiador de calor de placas requiere normalmente una caída de presión ligeramente mayor para permitir un diseño eficiente.

Comparación de tamaño entre intercambiador de calor de tubos, intercambiador de calor de placas con juntas e intercambiador de placas termosoldado en el mismo servicio

Por causa de la eficiencia en la transferencia de calor en un intercambiador de placas es posible subenfriar condensados. Esto puede ser logrado introduciendo un control de nivel de condensado y utilizar la parte inferior de las placas como subenfriador. Es muy difícil hacer una disposición económica similar con un intercambiador de carcasa y tubos. En estos casos es necesario un subenfriador por separado.

Fig. 61

En un intercambiador de calor de placas es possible una aproximación muy cercana de la temperatura

En el intercambiador de placas el modo de fluir de los flujos es en general contracorriente. Esto, conjuntamente con el alto coeficiente de transferencia de calor, hace posible el diseñar el intercambiador de placas con una aproximación de temperaturas muy exacta, lo cual significa que el medio calentado puede estar muy próximo a la temperatura de saturación de vapor. Este hecho es particularmente importante cuando el medio caliente utilizado es vapor a baja presión o vapor en vacío.

65

Tamaño y peso El diseño compacto del intercambiador de placas dispone de una serie de beneficios en términos de peso, espacio en planta requerido y volumen necesario. La combinación de bajo peso y pequeño tamaño reduce los costes de instalación. Además, unas dimensiones reducidas de volumen aseguran una baja relación presión frente al volumen, que para un intercambiador pequeño, puede hacer que los certificados de recipientes a presión y las inspecciones regulares de las autoridades a los mismos no sean necesarios.

Diseño mecánico El intercambiador de carcasa y tubos puede ser diseñado para una amplia gama de temperaturas y presiones. Los límites de operación actuales para los intercambiadores de calor de placas soldados son 350ºC y 40 barg, los cuales son suficientes para la mayoría de las aplicaciones. Los materiales exóticos de construcción tales como Titanio y Hastelloy, son alternativas estandarizadas para las placas de este tipo de intercambiadores de calor. Cuando usamos intercambiadores de carcasa y tubos esta solución puede resultar muy cara, desde el punto de vista de la necesidad de más cantidad de material. Los tubos de los que se compone un intercambiador de carcasa y tubos son sensibles a las vibraciones, además de ser los intercambiadores de placas más resistentes ante estas lo son ante otros tipos de fatigas por presiones. Las conexiones de entrada y salida están generalmente localizadas en el bastidor de un intercambiador de calor de placas. Esto simplifica el circuito de tuberías necesarias en comparación con el intercambiador de carcasa y tubos. La corrugación de las placas crea un flujo turbulento muy elevado, que retrasa el ensuciamiento de la superficie del intercambiador de calor. En uno de carcasa y tubos el flujo es menos turbulento, por lo que el riesgo al ensuciamiento es mayor y tienen que ser limpiados más a menudo. La orientación vertical de las placas provoca que la purga de condensado sea más sencilla en el intercambiador de calor de placas que en el de carcasa y tubos, dónde los tubos usualmente están colocados de forma horizontal.

66

Fig. 62

Comparación entre un intercambiador de placas con juntas, y uno de carcasas y tubos Placas con juntas Carcasa y tubos

Relación de peso

1

6

Relación de espacio

1

7

Volumen ocupado

1

10

Fig. 63

La turbulencia del fluido retarda el ensuciamiento

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas Fig. 64

La combinació n del bajo caudal contenido, alta eficiencia té rmica y el pequeñ o peso, hace que los intercambiadores de calor por placas sean idó neos en aplicaciones donde se necesita un rá pido tiempo de respuesta. La producció n de agua caliente, es un claro ejemploen el que un intercambiador de placas es superior al de carcasa y tubos. El grá fico de la fig.61 muestra el cambio de la temperatura de salida cuando la potencia se cambia desde valores altos a bajos de operació n. Comparado con un intercambiador de placas, el de carcasa y tubos muestra una respuesta má s lenta a los cambios de carga debido al incremento de peso, volumen de fluido contenido y el menor coeficiente de transmisió n de calor.

Funcionamiento en condiciones de interrupció n

Fluctuaciones tí picas al modificar la carga para el PHE y el S&T

Temperatura

Precisió n en el control de temperatura

Fig. 65

PHE

S&T

Consigne

Tiempo

Área pequeña de contacto entre vapor y condensado

Si se produce interrupció n significa que la presió n de condensació n es menor que la previsió n de la lí nea de condensados (pag 42). Bajo estas circunstancias el condensado entrará de nuevo en el intercambiador. Esto es probable que pase en muchas aplicaciones de calentamiento de agua, cuando el intercambiador está trabajando a carga parcial. En un intercambiador de calor de carcasa y tubos el á rea de contacto entre vapor y el condensado frí o es relativamente grande, mientras que en uno de placas es bastante pequeñ a. En el intercambiador de carcasa y tubos esto puede generar un problema cuando se cambia la carga. El vapor se mezcla con el condensado frí o y produce ruido, golpe de

Fig. 66

Gran á rea de contacto entre vapor y condensado

ariete y un control de temperatura pobre. En un intercambiador de calor de placas bien dimensionado, las implosiones, los problemas de ruidos y el pobre control de temperatura no tendrá n lugar.

67

UTILIZACIÓN DE VAPOR COMO MEDIO CALIENTE EN INTERCAMBIADORES DE CALOR DE PLACAS La mayor ventaja de los intercambiadores de calor de placas es su destacado rendimiento térmico, pero existen otros factores que también influyen en el tamaño de los intercambiadores de calor de placas.

Ensuciamiento Todos los intercambiadores de calor está n expuestos al ensuciamiento cuando está n en funcionamiento. Esto es debido a que los fluidos está n habitualmente sucios y/o inestables y producen un rá pido crecimiento de depó sitos. Estos ensuciamientos son una combinació n de diferentes tipos.

Depó sitos

La cantidad de ensuciamiento en la pared depende de como trabaja la unidad. Una constante transferencia de calor, en teorí a puede producir depó sitos sin lí mites. El grosor y la conductividad té rmica son factores que determinan la resistencia al ensuciamiento de los intercambiadores. El factor de ensuciamiento (R f 10-4M2K/W) ha sido usado como medida de capacidad de funcionamiento del intercambiador bajo condiciones de ensuciamiento y es una forma comú n de expresar un margen del intercambiador de calor de carcasa y tubos. Sí n embargo, debido al mayor valor de k en el PHE, si se utiliza el mismo factor R f especificado para un intercambiador tubular para el diseñ o de un intercambiador de calor por placas Fig. 68 estará sobredimensionado. Se utiliza un 10-20% de Rf.

¿Có mo prevenir los depó sitos Hay tres factores a considerar cuando diseñ amos los intercambiadores de calor para vapor: - La temperatura de condensado tiene que ser relativamente baja, sobre unos 120º C. Cuando se espera grandes depó sitos incluso se debe considerar una temperatura má s baja. Esto puede minimizar la generació n de revaporizado (pg.30) - El método preferido de control es el de Control de Vapor en la entrada con drenaje activo de condensado, ya que este mé todo minimiza la temperatura de condensacion (pg.49). -

Usar intercambiadores de calor con juntas, ya que se pueden abrir para su limpieza.

68

Correlació n entre temperatura y acomulació n de incrustaciones

Tasa relativa de depó sitos

Los depó sitos son una forma de ensuciamiento. Es un fenó meno que ocurre en el lado frí o de las aplicaciones con vapor. El gran riesgo es que se acomulen depó sitos de CaCO3 y esto está í ntimamente relacionado con la calidad del agua. La alta temperatura en la pared de las placas del intercambiador provoca que se aceleren los depó sitos (Fig.67)

Fig. 67

Temperatura de superfí cie

Placa sin y con incrustaciones

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas Dimensionado econó mico con temperatura de condensació n relativamente baja Debido a la alta eficiencia té rmica del intercambiador de calor de placas y el bajo coste de poder aumentar la superfí cie de transferencia de calor para un determinado bastidor, se recomienda dimensionar el intercambiador de calor de placas para una temperatura de condensació n relativamente baja. Especialmente si hay riesgo de acomulació n de incrustaciones y/o que se genere revaporizado que no se pueda recuperar.

Fig. 69

Condensació n a 150°C / 120°C

Condensació n a 150°C Carga: 1 MW, 60 - 80°C TS6-M con 20 placas

Disposición en by-pass

Fig. 70

Disposició n con bypass en el secundario

Fig. 71

Entrada extra de vapor

Cuando el fluido del lado del secundario es calentado tan sólo unos grados, si por ejemplo el caudal es comparativamente grande, es generalmente la caída de presión permitida la que define las dimensiones del intercambiador de calor. Esto significa que necesitan ser añadidas una serie de placas extras para diseñar el equipo con los requerimientos de caída de presión. Esto nos lleva a desarrollar un intercambiador de placas sobredimensionado térmicamente. Este sobredimensionamiento no sólo incrementa el precio, sino que también dificulta el control a realizar sobre el intercambiador. En muchos casos el problema puede ser solucionado introduciendo un by-pass en el lado secundario. Esto permite optimizar el caudal que atraviesa el intercambiador, reduciendo el área de transferencia de calor, lo cual puede reducir los costes considerablemente. La temperatura del fluido calentado será superior, con lo cual mejora la estabilidad del control de temperaturas.

Entrada extra de vapor

Condensació n a 120°C Carga: 1 MW, 60 - 80°C TS6-M con 28 placas

En servicios dónde se requiera de un gran número de placas para alcanzar las prestaciones térmicas, puede ser necesaria una conexión de entrada de vapor adicional para hacerse cargo de un caudal de vapor comparativamente grande. Esta es una opción muy usada cuando la presión de vapor requerida es baja, o su temperatura está cerca de la temperatura de salida del fluido calentado. Si añadimos una conexión extra, evitamos la opción de una unidad de mayor tamaño con conexiones mayores. Consecuentemente, el sobredimensionado, y el incremento de coste que implica, es eludido.

69

Reducción de la presión de vapor Cuando la temperatura de saturación del vapor es más alta que la temperatura de salida del medio calentado, el sobredimensionamiento térmico indeseado puede evitarse reduciendo la presión de entrada de vapor con una válvula reductora de presión.

Fig. 72

Válvula de reducción

Fig. 73

Condensación en el parte superior de la placa y subenfriamiento del condensado en la parte inferior de la misma

También se necesita la reducción de la presión de vapor cuando el medio de calentamiento utilizado es vapor saturado a alta presión, y el tipo idóneo de intercambiador de calor es un intercambiador de placas con juntas. Con la reducción de la presión de vapor conseguimos que la temperatura de vapor disminuya y el diseño del intercambiador esté en los límites de temperatura de diseño de las juntas. Por ejemplo, un vapor saturado 98% seco, a 16 bar r, y 204ºC, se reduce a 3 bar, siendo la temperatura resultante de 150ºC.

Nota: La presión del vapor saturado dará como consecuéncia un pequeño aumento de la temperatura.

Calentamiento y subenfriamiento de condensado en una unidad A causa del alto rendimiento térmico de los intercambiadores de calor de placas, a veces es posible calentar un fluido secundario y subenfriar el condensado resultante en una misma unidad. Esto solo se puede utilizar si se aplica el criterio de control de condensado primario con válvula de control de dos vías. Otra condición, es que la temperatura de entrada del fluido a calentar sea menor en 10ºC como mínimo a la temperatura deseada de salida del condensado. La gran ventaja de calentar y subenfriar en una unidad, es que no son necesarias las inversiones en tanques de revaporizado y subenfriadores separados.

70

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas CÁLCULOS DE DISEÑO DE INTERCAMBIADORES DE CALOR DE PLACAS Los intercambiadores de calor de placas son fácilmente seleccionados y diseñados usando un software desarrollado por los fabricantes de los mismos. En estas páginas se muestran dos pantallas del software de diseño de Alfa Laval. Usando este programa de diseño, es posible optimizar el diseño del calentador de vapor en cualquier servicio. Puede manejar vapor húmedo, saturado y recalentado, así como casi cualquier fluido en el lado secundario. Las velocidades de los fluidos en las conexiones y los canales así como la temperatura de salida del condensado son calculadas. El diseño del calentador de vapor puede ser elegido para poder ajustarse a todo tipo de métodos de control. También puede ser hallado el punto de interrupción de flujo. Para conseguir un buen diseño con vapor como fluido caliente debería tenerse presente la siguiente información.

Servicio

Suciedad Es importante conocer si el fluido a calentar contiene fibras y otras sustancias sucias, o, si el fluido en sí es sucio.

Datos de diseño mecánico Presión y temperatura de diseño, código de recipientes a presión, tipos de conexiones; bridas, conductos, etc.

Tipo de aplicación del calentador de vapor El uso que se le va a dar debería ser conocido por el diseñador del mismo con el fin de poder influir en la selección del tipo de intercambiador de calor y su diseño.

Método de control El método de control tiene gran peso e influencia en el diseño y el tipo de intercambiador.

Temperatura deseada de salida del condensado

La carga de calor, temperatura de entrada y salida del fluido a calentar (o una de las temperaturas y el caudal), la caída de presión permitida en el lado secundario, el estado (presión y temperatura) y del vapor disponible. En general no se considera la caída de presión del vapor.

Esto influye en el diseño del intercambiador de calor, particularmente cuando se utiliza el control de condensado primario con válvula de 2 vías.

Fig. 74

Fig. 75

Datos del diseño térmico

Cuando los datos anteriores son conocidos puede completarse el diseño del intercambiador. Además de la selección del intercambiador, el programa permite imprimir datos relevantes, planos del intercambiador, precios etc.

Configuración mécanica

71

72

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas Apéndice I. Tablas de vapor Entalpía específica Presión kPa bar absoluta 0.30 0.50 0.75 0.95

30.0 50.0 75.0 95.0

Temperatura

Volumen especifico Vg

°C

Agua (hf) kJ/kg

Evaporacion (hfg) kJ/kg

Vapor (hg) kJ/kg

69.10 81.33 91.78 98.20

289.23 340.49 384.39 411.43

2336.1 2305.4 2278.6 2261.8

2625.3 2645.9 2663.0 2673.2

5.229 3.240 2.217 1.777

100.00 102.66 105.10 107.39 109.55 111.61 113.56 115.40 117.14 118.80 120.42 121.96 123.46 124.90 126.28 127.62 128.89 130.13 131.37 132.54 133.69 135.88 138.01 140.00 141.92 143.75 145.46 147.20 148.84 150.44 151.96 155.55 158.92

419.04 430.2 440.8 450.4 459.7 468.3 476.4 484.1 491.6 498.9 505.6 512.2 518.7 524.6 530.5 536.1 541.6 547.1 552.3 557.3 562.2 571.7 580.7 589.2 597.4 605.3 612.9 620.0 627.1 634.0 640.7 656.3 670.9

2257.0 2250.2 2243.4 2237.2 2231.3 2225.6 2220.4 2215.4 2210.5 2205.6 2201.1 2197.0 2192.8 2188.7 2184.8 2181.0 2177.3 2173.7 2170.1 2166.7 2163.3 2156.9 2150.7 2144.7 2139.0 2133.4 2128.1 2122.9 2117.8 2112.9 2108.1 2096.7 2086.0

2676.0 2680.2 2684.2 2687.6 2691.0 2693.9 2696.8 2699.5 2702.1 2704.5 2706.7 2709.2 2711.5 2713.3 2715.3 2717.1 2718.9 2720.8 2722.4 2724.0 2725.5 2728.6 2731.4 2733.9 2736.4 2738.7 2741.0 2742.9 2744.9 2746.9 2748.8 2753.0 2756.9

1.673 1.533 1.414 1.312 1.225 1.149 1.083 1.024 0.971 0.923 0.881 0.841 0.806 0.773 0.743 0.714 0.689 0.665 0.643 0.622 0.603 0.568 0.536 0.509 0.483 0.461 0.440 0.422 0.405 0.389 0.374 0.342 0.315

m≈/kg

manométrica 0 0.10 0.20 0.30 0.40 0.50 0.60 0.70 0.80 0.90 1.00 1.10 1.20 1.30 1.40 1.50 1.60 1.70 1.80 1.90 2.00 2.20 2.40 2.60 2.80 3.00 3.20 3.40 3.60 3.80 4.00 4.50 5.00

0 10.0 20.0 30.0 40.0 50.0 60.0 70.0 80.0 90.0 100.0 110.0 120.0 130.0 140.0 150.0 160.0 170.0 180.0 190.0 200.0 220.0 240.0 260.0 280.0 300.0 320.0 340.0 360.0 380.0 400.0 450.0 500.0

73

Apéndice I. Tablas de vapor (continuación) Entalpía específica Presión

74

Temperatura

bar

kPa

5.50 6.00 6.50 7.00 7.50 8.00 8.50 9.00 9.50 10.00 10.50 11.00 11.50 12.00 12.50 13.00 13.50 14.00 14.50 15.00 15.50 16.00 17.00 18.00 19.00 20.00 21.00 22.00 23.00 24.00 25.00 26.00 27.00 28.00 29.00 30.00 31.00 32.00 33.00

550.0 600.0 650.0 700.0 750.0 800.0 850.0 900.0 950.0 1000.0 1050.0 1100.0 1150.0 1200.0 1250.0 1300.0 1350.0 1400.0 1450.0 1500.0 1550.0 1600.0 1700.0 1800.0 1900.0 2000.0 2100.0 2200.0 2300.0 2400.0 2500.0 2600.0 2700.0 2800.0 2900.0 3000.0 3100.0 3200.0 3300.0

°C 162.08 165.04 167.83 170.50 173.02 175.43 177.75 179.97 182.10 184.13 186.05 188.02 189.82 191.68 193.43 195.10 196.62 198.35 199.92 201.45 202.92 204.38 207.17 209.90 212.47 214.96 217.35 219.65 221.85 224.02 226.12 228.15 230.14 232.05 233.93 235.78 237.55 239.28 240.97

Agua (hf) kJ/kg

Evaporacion (hfg) kJ/kg

Vapor (hg) kJ/kg

684.6 697.5 709.7 721.4 732.5 743.1 753.3 763.0 772.5 781.6 790.1 798.8 807.1 815.1 822.9 830.4 837.9 845.1 852.1 859.0 865.7 872.3 885.0 897.2 909.0 920.3 931.3 941.9 952.2 962.2 972.1 981.6 990.7 999.7 1008.6 1017.0 1025.6 1033.9 1041.9

2075.7 2066.0 2056.8 2047.7 2039.2 2030.9 2022.9 2015.1 2007.5 2000.1 1993.0 1986.0 1979.1 1972.5 1965.4 1959.6 1953.2 1947.1 1941.0 1935.0 1928.8 1923.4 1912.1 1901.3 1890.5 1880.2 1870.1 1860.1 1850.4 1840.9 1831.4 1822.2 1813.3 1804.4 1795.6 1787.0 1778.5 1770.0 1761.8

2760.3 2763.5 2766.5 2769.1 2771.7 2774.0 2776.2 2778.1 2780.0 2781.7 2783.3 2784.8 2786.3 2787.6 2788.8 2790.0 2791.1 2792.2 2793.1 2794.0 2794.9 2795.7 2797.1 2798.5 2799.5 2800.5 2801.4 2802.0 2802.6 2803.1 2803.5 2803.8 2804.0 2804.1 2804.2 2804.1 2804.1 2803.9 2803.7

Volumen especifico Vg m≈/kg 0.292 0.272 0.255 0.240 0.227 0.215 0.204 0.194 0.185 0.177 0.171 0.163 0.157 0.151 0.146 0.141 0.136 0.132 0.128 0.124 0.119 0.117 0.110 0.105 0.100 0.0949 0.0906 0.0868 0.0832 0.0797 0.0768 0.0740 0.0714 0.0689 0.0666 0.0645 0.0625 0.0605 0.0587

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas Apéndice I. Tablas de vapor (continuación) Entalpía específica Presión

Temperatura

bar

kPa

34.00 35.00 36.00 37.00 38.00 39.00 40.00 41.00 42.00 43.00 44.00 45.00 46.00 47.00 48.00 49.00 50.00 51.00 52.00 53.00 54.00 55.00 56.00 57.00 58.00 59.00 60.00 61.00 62.00 63.00 64.00 65.00 66.00 67.00 68.00 69.00 70.00 71.00 72.00

3400.0 3500.0 3600.0 3700.0 3800.0 3900.0 4000.0 4100.0 4200.0 4300.0 4400.0 4500.0 4600.0 4700.0 4800.0 4900.0 5000.0 5100.0 5200.0 5300.0 5400.0 5500.0 5600.0 5700.0 5800.0 5900.0 6000.0 6100.0 6200.0 6300.0 6400.0 6500.0 6600.0 6700.0 6800.0 6900.0 7000.0 7100.0 7200.0

°C 242.63 244.26 245.86 247.42 248.95 250.42 251.94 253.34 254.74 256.12 257.50 258.82 260.13 261.43 262.73 264.00 265.26 266.45 267.67 268.84 270.02 271.20 272.33 273.45 274.55 275.65 276.73 277.80 278.85 279.89 280.92 281.95 282.95 283.95 284.93 285.90 286.85 287.80 288.75

Agua (hf) kJ/kg

Evaporacion (hfg) kJ/kg

Vapor (hg) kJ/kg

1049.7 1057.7 1065.7 1072.9 1080.3 1087.4 1094.6 1101.6 1108.6 1115.4 1122.1 1228.7 1135.3 1142.2 1148.1 1154.5 1160.8 1166.6 1172.6 1178.7 1184.6 1190.5 1196.3 1202.1 1207.8 1213.4 1218.9 1224.5 1230.0 1235.4 1240.8 1246.1 1251.4 1256.7 1261.9 1267.0 1272.1 1277.3 1282.3

1753.8 1745.5 1737.2 1729.5 1721.6 1714.1 1706.3 1698.3 1691.2 1683.7 1676.2 1668.9 1666.6 1654.4 1647.1 1639.9 1632.8 1626.9 1619.0 1612.0 1605.1 1598.2 1591.3 1584.5 1577.7 1571.0 1564.4 1557.6 1550.9 1544.3 1537.3 1531.2 1524.7 1518.1 1511.6 1501.1 1498.7 1492.2 1485.8

2803.5 2803.2 2802.9 2802.4 2801.9 2801.5 2800.9 2799.9 2799.8 2799.1 2798.3 2797.6 2796.9 2796.6 2795.2 2794.4 2793.6 2792.6 2791.6 2790.7 2789.7 2788.7 2787.6 2786.6 2785.5 2784.4 2783.3 2782.1 2780.9 2779.7 2778.5 2777.3 2776.1 2774.8 2773.5 2772.1 2770.8 2769.5 2768.1

Volumen especifico Vg m≈/kg 0.0571 0.0554 0.0539 0.0524 0.0510 0.0498 0.0485 0.0473 0.0461 0.0451 0.0441 0.0431 0.0421 0.0412 0.0403 0.0394 0.0386 0.0378 0.0371 0.0364 0.0357 0.0350 0.0343 0.0337 0.0331 0.0325 0.0319 0.0314 0.0308 0.0303 0.0298 0.0293 0.0288 0.0283 0.0278 0.0274 0.0270 0.0266 0.0262

75

Apéndice I. Tablas de vapor (continuación) Entalpía específica Presión

Temperatura

bar

kPa

73,00 74,00 75,00 76,00 77,00 78,00 79,00 80,00 81,00 82,00 83,00 84,00 85,00 86,00 87,00 88,00 89,00 90,00 92,00 94,00 96,00 98,00 100,00 102,00 104,00 106,00 108,00 110,00 112,00 114,00 116,00 118,00 120,00

7300,0 7400,0 7500,0 7600,0 7700,0 7800,0 7900,0 8000,0 8100,0 8200,0 8300,0 8400,0 8500,0 8600,0 8700,0 8800,0 8900,0 9000,0 9200,0 9400,0 9600,0 9800,0 10000,0 10200,0 10400,0 10600,0 10800,0 11000,0 11200,0 11400,0 11600,0 11800,0 12000,0

76

°C 289,69 290,60 291,51 292,41 293,91 294,20 295,10 295,96 296,81 297,66 298,50 299,35 300,20 301,00 301,81 302,61 303,41 304,20 305,77 307,24 308,83 310,32 311,79 313,24 314,67 316,08 317,46 318,83 320,17 321,50 322,81 324,10 325,38

Agua (hf) kJ/kg

Evaporacion (hfg) kJ/kg

Vapor (hg) kJ/kg

1287,3 1292,3 1297,2 1302,3 1307,0 1311,9 1316,7 1321,5 1326,2 1330,9 1335,7 1340,3 1345,0 1349,6 1354,2 1358,8 1363,3 1367,8 1376,8 1385,7 1394,5 1403,2 1411,9 1420,5 1429,0 1437,5 1445,9 1454,3 1462,6 1470,8 1479,0 1487,2 1495,4

1479,4 1473,0 1466,6 1460,2 1453,9 1447,6 1441,3 1435,0 1428,7 1422,5 1416,2 1410,0 1403,8 1397,6 1391,3 1385,2 1379,0 1372,7 1360,3 1348,0 1335,7 1323,3 1310,9 1298,7 1286,3 1274,0 1261,7 1249,3 1237,0 1224,6 1212,2 1199,8 1187,3

2766,7 2765,3 2763,8 2762,5 2760,9 2759,5 2758,0 2756,5 2754,9 2753,4 2751,9 2750,3 2748,8 2747,2 2745,5 2744,0 2742,3 2740,5 2737,1 2733,7 2730,2 2726,5 2722,8 2719,2 2715,3 2711,5 2707,6 2703,6 2699,6 2695,4 2691,2 2687,0 2682,7

Volumen especifico Vg m≈/kg 0,0258 0,0254 0,0250 0,0246 0,0242 0,0239 0,0236 0,0233 0,0229 0,0226 0,0223 0,0220 0,0217 0,0214 0,0211 0,0208 0,0205 0,0202 0,0197 0,0192 0,0187 0,0183 0,0178 0,0174 0,0170 0,0166 0,0162 0,0158 0,0154 0,0150 0,0147 0,0144 0,0141

El Vapor y los Intercambiadores de Calor de Placas Apéndice II. Dimensionado línea de condensado

100,000

500

400

350

300

250

200 150 100

50,000

20,000

65

10,000

50

5,000

40 32

2,000

25

1,000

20

500

15 10

200 100

6

50

Tamaño en mm de línea de condensado

Condensado kg/h

80

20

Presión sistema de vapor bar r

50 30 20 15 10 5 2 1 0.5 0

30 20 10 5 4 3 2 1 0.5 0

Presión sistema de condensado bar r

Temperatura vapor °C

10

77

14.5

190

11.6

180

9.0

170

7.0

160

5.2

150

3.8

140

2.6

130

1.7

120

1.0

110

0.4

100

0

90

0.7

80

0.5

70

0.3

60

0.2

50

0.12

40

0.07

30

0.05

20 10 0 -10 100

78

90

80

70

60

50 %

40

30

20

10

0

Presión bar r

200

Presión bar a (vacío)

Temperatura °C

Apéndice III. Gráfico de interrupción de flujo

79

Los líderes mundiales en controles de instalaciones de vapor e intercambiadores de calor de placas

Spirax Sarco en síntesis

Alfa Laval en síntesis

Spirax Sarco suministra conocimientos, servicios y productos a escala mundial para el control y uso eficiente del vapor y otros fluidos industriales.

Alfa Laval se ha convertido en líder mundial en tecnología de intercambio de calor, introduciendo los intercambiadores de calor de placas en la década de los 30. Hoy en día, se ofrecen los intercambiadores de calor de placas más avanzados y de mas alto comportamiento gracias al perfeccionamiento continuo del diseño con nuevas mejoras tecnológicas patentadas.

Fundada hace 90 años, la compañía se ha edificado una reputación inigualable por su conocimiento del uso del vapor en todo tipo de industrias. Comparte el conocimiento con sus clientes y socios en 31 centros Spirax Sarco de entrenamiento en todo el mundo. Spirax Sarco emplea a 3.900 personas y tiene Compañías colaterales y oficinas de ventas en 40 países. Distribuidores acreditados operan en 50 países más, asegurando soporte local a los usuarios de vapor en todo el mundo.

Alfa Laval emplea a unas 15.000 personas y es miembro de Tetra Laval, una organización internacional cuyo núcleo empresarial se encuentra en la industria, agricultura, alimentación y embalaje. Tetra Laval emplea a 40.000 personas en más de 150 países a lo largo y ancho del mundo. La representación especializada de Alfa Laval en unos 140 países proporciona una presencia local para los clientes en multitud de mercados.

Spirax-Sarco Limited, Charlton House, Cheltenham, Gloucestershire, GL53 8ER UK. Tel: +44 (0)1242 521361 Fax: +44 (0)1242 573342 E-mail: [email protected] Internet: www.spiraxsarco.com

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GP-GCM-12

CM Issue 2

PM68163

Traducción: Salvador Aguirre de Cárcer Eng 2/0005