Apostila OPU 3 - Trocadores de Calor

Operações Unitárias da Indústria Química

Equipamentos de Troca TérmicaEquipamentos de Troca TérmicaEquipamentos de Troca TérmicaEquipamentos de Troca Térmica

Trocadores de CalorTrocadores de CalorTrocadores de CalorTrocadores de Calor

Volume 1

George de Souza Mustafa Janeiro/2009

Salvador, Bahia

Operações Unitárias

da Indústria Química

EquipaEquipaEquipaEquipamentos de Troca Térmicamentos de Troca Térmicamentos de Troca Térmicamentos de Troca Térmica


Volume 1

Operações Unitárias da Indústria Química

Equipamentos de Troca TérmicaEquipamentos de Troca TérmicaEquipamentos de Troca TérmicaEquipamentos de Troca Térmica


Volume 1

1ª Edição

George de Souza Mustafa Professor de Engenharia Química

Universidade Salvador - UNIFACS

Salvador - Bahia

2009

Reservados todos os direitos. É proibida a duplicação ou reprodução deste volume, ou partes

do mesmo, sob qualquer forma ou por quaisquer meios (eletrônico, mecânico, gravação,

fotocópia ou outros), sem a permissão expressa do autor.

PREFÁCIO

Este livro tem como principal objetivo apresentar, de forma introdutória, os principais

equipamentos utilizados na indústria química para transferência de calor.

O volume 1 deste livo é dedicado aos equipamentos de troca térmica por contato

indireto: os trocadores de calor. Os equipamentos que operam na presença de chama, fornos

e caldeiras, são tratados no volume 2. E o volume 3 estuda as torres de resfriamento,

equipamentos onde ocorrem transfências de massa e calor, concomitantemente.

No volume 1, são apresentados os princípios de funcionamento e detalhes

construtivos dos principais tipos de trocadores de calor, dando mais ênfase aos trocadores

tipo casco-e-tubos. Os métodos de cálculo para dimensionamento dos trocadores de calor

bitubular e casco-e-tubos, além dos refervedores e condensadores, também são estudados

neste volume.

SUMÁRIO Pág.

1 - INTRODUÇÃO 1

2 - DEFINIÇÃO 4

3 - CLASSIFICAÇÃO DOS TROCADORES DE CALOR 5

4 - TROCADOR TUBO DUPLO OU BITUBULAR 7

5 - RESFRIADOR A AR (AIR COOLER) 8

6 - TROCADOR DE PLACAS 12

7 - PRÉ-AQUECEDOR DE AR TIPO LJUNGSTROM 16

8 - TROCADOR DE PLACAS ESPIRAIS 18

9 - TROCADOR DE TUBOS ESPIRAIS 19

10 - AQUECEDOR DE TANQUE 19

11 - TROCADOR BAIONETA 20

12 - TROCADOR PLATE-FIN 21

13 - TROCADOR DE SUPERFÍCIE RASPADA 24

14 - TROCADOR TIPO PAINÉIS 25

15 - TROCADOR DE TEFLON 26

16 - TROCADOR DE GRAFITE 26

17 - TROCADOR DE VIDRO 27

18 - AQUECEDOR ELÉTRICO 28

19 - VASOS AGITADOS 28

20 - SERPENTINAS 29

21 - TROCADOR DE CASCATA 29

22 - TROCADOR DE LAMELLA 29

23 - TROCADOR DE CALOR CASCO-E-TUBOS 30

17.1 - Definição 30

17.2 - Nomenclatura dos componentes 27

17.3 - Tipos de trocadores de calor casco-e-tubos 28

17.4 - Feixe de tubos 29

17.5 - Arranjo das passagens do fluido pelo lado dos tubos 34

17.6 - Arranjo dos tubos no espelho 36

17.7 - Quebra-jato 37

Equipamentos de Troca Térmica Trocadores de Calor

ii

17.8 - Tiras de selagem 38

17.9 - Codificação TEMA 38

17.10 -Materiais 44

17.11 –Aspectos operacionais 45

17.12 –Manutenção 48

18 - PROCESSOS DE TRANSFERÊNCIA DE CALOR 53

18.1 – Condução 53

18.2 – Convecção 55

18.3 – Radiação 56

19 - COEFICIENTE GLOBAL DE TROCA TÉRMICA 59

20 - DIFERENÇA DE TEMPERATURA 61

21 - TEMPERATURAS CALÓRICAS E DA PAREDE DO TUBO 63

21.1 – Temperatura calórica 63

21.2 – Temperatura da parede do tubo 64

22 - PERDA DE CARGA 65

23 - PROJETO DE TROCADOR BITUBULAR 67

24 - PROJETO DE TROCADOR DE CALOR CASCO-E-TUBOS 73

25 - REFERVEDORES 93

26 - CONDENSADOR 104

27 - REFERÊNCIAS BIBLIOGRÁFICAS 111

ANEXOS 112

ANEXO 1 – Quadros e Figuras do Kern 113

ANEXO 2 – Capítulo 14 do Timmerhaus: “Alternative Approaches to Heat Exchanger Performance”

168

ANEXO 3 – Capítulo 14 do Timmerhaus: “Films Coefficients and Overall Coefficients for Various Heat-Transfer Situations”

174

ANEXO 4 – Capítulo 14 do Timmerhaus: “Kern Method, Bell-Delaware Method and Wills-Johnston Method”

178


1

1. INTRODUÇÃO

No projeto de processos químicos, cada etapa a ser utilizada, seja reações químicas ou modificações físicas, deve ser analisada individualmente. Estas etapas, na produção de qualquer produto químico, podem ser esquematizadas conforme o diagrama de bloco abaixo.

Reação Química

Separação

Ajustes das Condições Operacionais para a

Reação Química

Armazenamento de Matéria(s)-Prima(s)

Ajustes das Condições Operacionais para o

Armazenamento

Ajustes das Condições Operacionais para a

Separação

Armazenamento de Produto(s)


2

Antes de entrar(em) no reator, a(s) matéria(s)-prima(s) passa(m) através de vários equipamentos, onde a pressão, temperatura, composição e estado físico são ajustados para que sejam alcançadas as condições ótimas em que ocorrem as reações químicas. Estes ajustes são necessários porque as condições operacionais do armazenamento e da reação química são diferentes.

Após os ajustes, os reagentes contidos na(s) matéria(s)-prima(s) são transformados em produto(s) na etapa seguinte, ou seja, na etapa da reação química.

Os efluentes do reator são, em geral, uma mistura de produtos, contaminantes e reagentes não reagidos que devem ser separados em equipamentos apropriados para se obter o(s) produto(s) na pureza adequada para ser(em) colocado(s) no mercado - os reagentes não reagidos separados do(s) produto(s) são reciclados para o início do processo. Entretanto, antes de sofrer a separação, a mistura reacional proveniente do reator deve passar também através de vários equipamentos, onde a pressão, a temperatura, a composição e estado físico são ajustados para que sejam alcançadas as condições ideais em que ocorre a separação.

Como também as condições do armazenamento do(s) produto(s) são geralmente diferentes das condições da etapa de separação, antes do(s) produto(s) ser(em) enviado(s) para a área de tancagem, devem ser ajustada a pressão e temperatura ideais para o seu armazenamento seguro.

Em geral, em todos os equipamentos utilizados antes e após o reator ocorrem apenas mudanças físicas no material, independentemente do material que está sendo processado, tais como: elevação ou redução da pressão, aquecimento, resfriamento ou refrigeração, mistura, separação etc. Na Tabela 1, são apresentados os principais equipamentos industriais e suas aplicações nos processos químicos.

Tabela 1.1 - Equipamentos industriais e suas aplicações.

Aplicações Equipamentos Bombas (líquidos) Aumento de pressão Compressores (gases) Válvulas Orifícios de restrição (OR)

Redução de pressão até a pressão atmosférica

Bocais Ejetores Redução de pressão abaixo da pressão atmosférica Bombas de vácuo Trocadores de calor Fornos

Aumento da temperatura

Caldeiras (geração de vapor)


3

Tabela 1.1 - Equipamentos industriais e suas aplicações (continuação).

Aplicações Equipamentos Trocadores de calor Torres de quench

Redução de temperatura até a temperatura ambiente

Torres de resfriamento (água) Redução de temperatura abaixo da temperatura ambiente Sistemas de refrigeração

Turbinas Acionamento primário de equipamentos rotativos Motores Vasos de pressão (acumuladores) Tanques atmosféricos Tanques pressurizados Esferas

Armazenamento

Bacias Reação química Reatores

Misturadores em linha Homogeneização da composição de mistura Vasos ou tanques com agitador Colunas de destilação Colunas de absorção Colunas de adsorção Colunas de extração Permeadores com membrana Vasos de “flash” Evaporadores

Separação de misturas homogêneas

Cristalizadores Decantadores Filtros Peneiras Centrífugadores Precipitadores eletrostáticos

Separação de misturas heterogêneas

Clicones Redução da granulometria Moinhos

Nos próximos capítulos, serão apresentados os conceitos, tipos, princípios de funcionamento, detalhes construtivos e cálculos utilizados para o projeto dos trocadores de calor.


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2. DEFINIÇÃO

Os trocadores de calor são equipamentos utilzados nos processos industriais onde dois fluidos com temperaturas diferentes trocam calor através de uma interface normalmente metálica, na ausência de chama, visando atender às necessidades do processo ou economizar a energia que seria perdida para o ambiente.

No processo de troca térmica pode haver ou não mudança de fase (condensação ou evaporação) dos fluidos envolvidos.

Na Figura 2.1, apresenta uma foto que mostra uma bateria de trocadores de calor do tipo caso-e-tubos.

Figura 2.1 – Bateria de trocadores de calor do tipo casco-e-tubos.


5

3. CLASSIFICAÇÃO DOS TROCADORES DE CALOR

Na escolha do tipo do trocador de calor entram fatores como: características dos fluidos, custo, facilidade de manutenção etc.. Apenas alguns dos tipos apresentados neste capítulo são amplamente apresentados. Os trocadores de calor tipo casco-e-tubos são o principal tipo de trocador encontrado nos processos industriais e, por isso, serão tratados com mais detalhes.

Os trocadores de calor podem ser identificados pelos tipos construtivos ou pela função. Os principais trocadores de calor de acordo com os tipos construtivos são:

• Trocador casco-e-tubos;

• Trocador tubo duplo ou bitubular;

• Resfriador a ar (air cooler)

• Trocador de placas;

• Pré-aquecedor de ar tipo Ljungstrom;

• Trocador de placas espirais;

• Trocador de tubos espirais;

• Aquecedor de tanque;

• Trocador baioneta;

• Trocador plate-fin;

• Trocador de superfície raspada;

• Trocador tipo painéis;

• Trocador de teflon;

• Trocador de grafite;

• Trocador de vidro;

• Aquecedor elétrico;

• Vasos agitados;

• Serpentinas;

• Trocador de cascata; e

• Trocador de Lamella.

Na Tabela 1, são apresentados os trocadores de calor de acordo com a sua função.


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Tabela 3.1 - Classificação dos trocadores de calor quanto a função.

Equipamento Função

Aquecedor ou preaquecedor

(heater, preheater)

Aquece um fluido de processo, recebendo calor de vapor d´água, fluido térmico ou outro fluido quente disponível. Pode haver ou não condensação do fluido quente.

Condensador (condenser)

Condensa vapores de topo de coluna de destilação, na presença ou não de um gás não condensável, ou vapor d´água exausto de turbinas, cedendo calor para água ou ar.

Gerador de vapor (steam generator)

Gera vapor d´água, recebendo calor de outro fluido quente disponível no processo.

Quando o meio de aquecimento é um gás ou um líquido quente produzido em uma reação química, o gerador de vapor recebe o nome de caldeira recuperadora.

Permutador ou intercambiador (exchanger)

Troca calor entre dois fluidos de processo. Aproveita a energia de um fluido que precisa ser resfriado e a transfere para outro que necessita ser aquecido, reduzindo perdas e melhorando o rendimento energético do processo.

Refervedor (reboiler) Ligado ao fundo de uma torre de fracionamento, fornece o calor necessário à destilação. O meio de aquecimento empregado pode ser o vapor d’água, fluido térmico ou outro fluido quente disponível.

Refrigerador Refrigera um fluido a uma temperatura mais baixa do que a atingível com o uso exclusivo da água.

Resfriador (cooler) Resfria fluidos de processo, cedendo calor para água ou ar.

Superaquecedor Aquece o vapor além da temperatura de saturação.

Vaporizador Aquecedor que vaporiza parte de um líquido.


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4. TROCADOR TUBO DUPLO OU BITUBULAR

São equipamentos muito simples e consiste na montagem de dois tubos concêntricos. Um fluido passa pelo tubo interno e o outro pelo anel formado entre os dois tubos. Geralmente o tubo interno é aletado e são montados sequências de trechos retos em série, unidos por curva em U. Os tubos aletados empregados nesses trocadores de calor são, na sua maioria, do tipo aleta longitudinal externa.

Figura 4.1 – Trocador bitubular.

A configuração simplificada desses equipamentos lhes proporcionam algumas características particulares:

• Devido ao diâmetro reduzido de ambos os tubos, eles são adequados para utilização a pressões elevadas, pois não exigem grandes espessuras;

• São adquiridos na forma de módulos, que são montados em série ou paralelo, podendo-se ajustar a área de troca com relativa facilidade;

• É sempre possível fazer com que os fluidos circulem em contracorrente, obtendo-se o máximo rendimento térmico;


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• São utilizados para sistemas de pequenas cargas térmicas (pequena área de troca) e para sistemas de baixas vazões;

• Permite qualquer diferencial de temperatura;

• O feixe tubular é removível com facilidade;

• Fácil limpeza mecânica interna dos tubos; e

• Podem ser construídos com muitos cascos em série, permitindo uma grande diferença entre as temperaturas de entrada e saída.

Esses equipamentos são economicamente competitivos quando a carga térmica envolvida é pequena.

Figura 4.2 – Trocador bitubular.

5. RESFRIADOR A AR (AIR-COOLER)

Consistem em serpentinas de tubos com aletas transversais e coletores nas duas extremidades dos tubos. O ar de resfriamento é suprido por um ou mais ventiladores, soprado (forçado) ou sugado (induzido) na ascendente, passando pelo feixe montado na horizontal. O conjunto é instalado em uma estrutura ou sobre o “pipe-rack”. Ver a Figura 5.1.

Os resfriadores a ar são utilizados quando não há disponibilidade de água para rejeição de calor, quando a qualidade desta não é boa ou quando haverá problemas com o


9

despejo da água utilizada. Deve-se levar em consideração que a utilização de "air-coolers" implica na não utilização de torres de resfriamento, bombas, tratamento d'água, tubulações, etc.

Ao contrário da água, o ar não é corrosivo, não produz incrustações e não oferece problemas de disponibilidade. Entretanto, devido a suas baixas condutividade térmica e densidade, o ar produzirá um baixo coeficiente de película e alta perda de carga, sendo então necessárias grandes áreas de troca e de escoamento.

Figura 5.1 – Air-cooler.

Os tubos do feixe são sempre aletados, em geral aletas transversais altas, para compensar os baixos coeficientes de película resultantes da operação com ar. Ainda assim, esses equipamentos exigem uma vazão de ar e uma área de troca muito grandes, o que resulta em dimensões externas também muito grandes.

Os tubos, com aletas transversais, são dispostos em arranjo triangular, com passo tal que permita um espaçamento de 1/4" entre as bordas das aletas; usualmente circulares e com diâmetro na base das aleitas de 1”, os tubos podem ser dispostos de modo a formar arranjos multi-passe com 1 e 4 passes e 3 a 12 fileiras de tubos.

O ventilador pode ser arranjado para tiragem forçada ou induzida, sendo o primeiro modo mais comum, por simplificar a manutenção do ventilador e do motor, permitir maior eficiência ao ventilador e distribuição de ar mais uniforme, apesar de oferecer perigo aos operadores e permitir uma maior recirculação de ar. Outra vantagem da tiragem forçada é evitar que o motor e o ventilador fiquem em contato com o ar quente (menor potência, menos desgastes etc.). Ver as Figuras 5.2 e 5.3.

Alguns arranjos específicos são também utilizados, com os feixes tubulares em forma de V invertido, e condensadores de topo de coluna.

A diferença média de temperatura é calculada corrigindo-se a MLTD para escoamento contra-corrente com um fator multiplicativo obtido em gráficos semelhantes aos de trocadores casco-e-tubo multipasse.


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O coeficiente de película e a perda de carga do lado dos tubos são calculados da maneira usual; o coeficiente de película e a perda de carga para o ar são calculados pelas seguintes equações:

ho Dr = 0,134 (Drp Vmáx) 0,68 Pr1/3 HF

-0,2 TF -0,12

k µ S S

∆P fr np Vmáx2

gc

fr = 18,93 Drp Vmáx -0,316 Pt -0,927

µ Drp

Onde:

• Drp: diâmetro do tubo na base das aletas;

• HF: altura das aletas;

• S: espaçamento entre as aletas;

• Pt: distância entre os centros de dois tubos adjacentes na mesma fileira;

• Vmáx: velocidade do ar passando entre os tubos de uma fileira;

• Ho: coeficiente de película baseado na área externa total (inclusive aletas);

• Np: número de fileiras de tubos; e

• TF: espessura média das aletas.

O coeficiente de película externo deve ser corrigido para a eficiência das aletas.

Outro parâmetro importante no projeto de "air-coolers" é a "face velocity" (Vface), ou seja, a velocidade com que o ar atravessaria o feixe de tubos caso não houvesse a restrição de área causada pela presença dos tubos (usualmente Vface situa-se na faixa compreendida entre 3SQ e 900 ft/min, dependendo do número de fileiras de tubos a atravessar.

Vmáx pode ser calculada a partir de Vface dividindo-se este parâmetro pela fração da área de escoamento não ocupada pelos tubos.


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Figura 5.2 – Air-cooler de tiragem forçada.

Figura 5.3 – Air-cooler de tiragem induzida.


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6. TROCADOR DE PLACAS

Estes trocadores, cujo aspecto externo em muito se assemelha a filtro-prensa, foram desenvolvidos inicialmente para a indústria de laticínios (ver a Figura 6.1). São construídos de diversas placas corrugadas em série, colocadas entre duas molduras em um pedestal e mantidas em posição por meio de parafusos de aperto. Os fluidos trocam calor, passando em contracorrente, alternadamente, pela seqüência de placas.

Figura 6.1 – Visão geral de um trocador de placas.

As placas, muito finas, são construídas de materiais nobres (aço inox, Ti, Ni e ligas etc.) e dotadas de corrugações (que podem ser de diversos tipos); estas têm por finalidade provocar a turbulência dos fluidos e suportar as placas. Nas placas existem gaxetas que impedem vazamentos para o exterior e mistura dos dois fluidos (ver as Figuras 6.2, 6.3 e 6.4).

Figura 6.2 – Passagem dos fluidos através das placas.


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Figura 6.3 – Passagem dos fluidos através das placas.

Na Figura 6.4 são apresentados os principais elementos do trocador de placas, e na Figura 6.5 mostra os tipos de corrugação das placas.

Figura 6.4 – Principais elementos do trocador de placas.

• Pacote de placas aberto;

• Placa fixa com conexões;

• Placa de suporte móvel;

• Barramento superior;

• Barramento inferior;

• Coluna de sustentação;

• Parafusos de aperto;

• Placa corrugada;

• Gaxeta.


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Figura 6.5 – Tipos de corrugação das placas.

São disponíveis trocadores com área de até 2.500 m2, sujeitos as pressões de projeto de até 35 kgf/cm2. A temperatura de projeto depende do material da gaxeta: 35 a 180 ºC (borracha) e 20 a 220 ºC (grafite). Na Tabela 6.1, estão apresentados diversos modelos de trocadores de placas da empresa PHE – Intercambiadores de calor (www.phe.com.br), com as respectivas condições de projeto. Para os trocadores de placas soldadas, podem-se obter grandes áreas de troca térmica (6.000 m2), elevadas pressões de projeto (60 kgf/cm2) e elevadas temperaturas de projeto (900 ºC).

As principais vantagens dos trocadores de placas são as seguintes:

• Pode ser construído com escoamento contracorrente ou multipasse (para um ou ambos os fluidos); esta última construção é obtida pela utilização de bocais cegos em determinadas placas;

• Redução do fator de depósito;

• Melhor recuperação térmica (eficiência, ∆T de 1ºC);

• Ocupam menos espaço para montar e desmontar;

• Facilidade para limpeza;

• Flexibilidade devido à possibilidade de inclusão ou remoção de placas;

• Maior turbulência;


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• Mais baratos que trocadores casco-e-tubos construídos do mesmo material; e

• Facilidade em localizar vazamentos.

E as principais desvantagens são:

• Apresentam limitações de pressão e temperatura;

• Grande número de pontos de possíveis vazamento;

• Altas perdas de carga;

• Não trabalha com mudanças de fase;

• Não trabalha com fluidos muito viscosos; e

• Dimensionamento restrito a fabricantes.

Tabela 6.1 – Modelos de trocador de placas e suas prinicipais características.


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Tabela 6.1 – Modelos de trocador de placas e suas prinicipais características (continuação).

7. PRÉ-AQUECEDOR DE AR TIPO LJUNGSTROM

São trocadores gás-gás, utilizados em caldeiras e fornos, de modo a fazer com que os gases de combustão aqueçam o ar que queimará o combustível.

É constituído por um rotor que gira a baixo rotação (1-3 rpm), recheado com um enchimento metálico para promover a transferência de calor. O enchimento metálico está mostrado na Figura 7.1.

Figura 7.1 – Enchimento metálico do trocador de calor tipo Ljungstrom.


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O pré-aquecedor é dividido (análogo aos cabeçotes de trocadores casco-e-tubo), de tal forma que o gás passa por uma metade e o ar por outra (ver as Figuras 7.2 e 7.3).

O funcionamento é o seguinte: o gás entra continuamente, aquecendo o enchimento metálico; com a rotação, o enchimento é levado à metade onde o ar passa, aquecendo-o; há no entanto, possibilidade de mistura dos dois fluidos, seja por retenção no enchimento, seja por vazamentos.

Os rotores podem chegar a ter 6 m de diâmetro, sendo usado para temperatura de até 800ºC.

Figura 7.2 – Desenho esquemático de um trocador de calor tipo Ljungstrom.


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Figura 7.3 – Funcionamento de um trocador de calor tipo Ljungstrom.

8. TROCADOR DE PLACAS ESPIRAIS

Consistem em duas longas chapas lisas enroladas em torno de canais centrais, criando dois canais espirais concêntricos. O fluido quente entra por um canal central, percorrendo um dos canais elípticos até a saída na periferia do casco. O fluido frio entra pela periferia do casco, percorrendo o outo canal elíptico até a saída no último canal central, trocando calor em contracorrente. Estes tipos de trocadores são muito utilizados para fluidos viscosos ou sujos, como asfalto.

Há três tipos de trocadores de placas espirais:

• Tipo 1: ambos os fluidos estão em fluxo espiral, contracorrente; é utilizado para trocadores líquido-líquido;

• Tipo 2: um dos fluidos está em fluxo espiral, o outro entra em fluxo axial; é usado para serviços com gases, condensação ou ebulição, sempre no lado de fluxo axial, devido à menor perda de carga; e

• Tipo 3: um dos fluidos está em fluxo espiral, o entra em fluxo axial e sai em espiral; é usado para condensação com subresfriamento.


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Estes trocadores podem ter ate 200m2 de área e trabalhar sobre pressões de 20 kgf/cm2 e temperaturas de 400ºC.

Trocadores de placas espirais não devem usados para fluidos que exijam limpeza mecânica, além disso, reparos nas partes internas são complicados.

9. TROCADOR DE TUBOS ESPIRAIS

São trocadores compostos de diversos tubos espirais concêntricos conectados por "manifolds". Os tubos têm diâmetros de 1/4" a 3/4", podendo ser aletados interna ou externamente. os trocadores são compactos, podendo ter área de até 30m2, sendo fabricados em diversos metais.

Os tubos não são passíveis de limpeza mecânica em seu interior, de modo que o fluido mais sujo deve passar pelo casco. O fluxo é essencialmente contra-corrente, pois os tubos são colocados de forma a não haver folgas entre dois tubos paralelos.

10. AQUECEDOR DE TANQUE

São trocadores de calor casco-e-tubo, tipo BEU, instalados em tanques de armazenagem e com um dos lados do casco aberto (ver as Figuras 10.1 e 10.2). Os tubos podem ser lisos, de 1” ou 1 ½”, de baixa aleta ou aletados longitudinalmente (neste caso não utilizam chicanas). A razão de sua utilização é reduzir a viscosidade de fluidos para permitir o bombeamento. Estes fluidos são geralmente óleos combustíveis, lubrificantes, alcatrão, melaço, asfalto etc., e o meio de aquecimento é geralmente vapor d'água.

Figura 10.1 – Vista externa de aquecedor de tanque.


20

23.1

23.2

23.3

23.4

23.5

23.6

Figura 10.2 – Detalhe da instalação do aquecedor de tanque.

11. TROCADOR BAIONETA

São utilizados quando há uma grande diferença de temperatura entre dois fluidos, pois todas as partes sujeitas à expansão são independentes. Cada tubo é composto na verdade de dois tubos concêntricos dos quais apenas o exterior é suportado. É uma construção cara, sendo comumente usada para aquecedores de sucção. Na Figura 11.1, são mostrados desenhos esquemáticos dos detalhes construtivos e de instalação.


21

Figura 11.1 – Detalhes construtivos e de instalação de trocador baioneta.

23.7

12. TROCADOR PLATE-FIN

Constituído em alumínio, são utilizados para serviços criogênicos, principalmente em plantas de separação de ar, liquefação de gás natural, separação de hidrogênio e CO e na seção fria de unidade de pirólise da nafta. Na Tabela 12.1, são apresentadas as condições opeacionais de diversas aplicações dos trocadores plate-fin.

São constituídos de chapas planas e corrugadas, podendo o escoamento ser contra-corrente, cruzado ou multipasse, podendo ainda este trocador abrigar mais de duas correntes (ver as Figuras 12.1 e 12.2).

As ligas de alumínio utilizadas para a constução dos trocadores plate-fin são muito sujeitas à corrosão por mercúrio.


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Tabela 12.1 – Condições operacionais de diversas aplicações dos trocadores plate-fin.

Applications Products & Fluids Typical Temp Range

Typical Pressure Range

Industrial Gas Production - Air Separation - Liquefaction

Oxygen Nitrogen Argon Rare Gases Carbon Dioxide

+65 to -200°C +149 to -328°F

1 to 60 barg 14 to 870 psig

Natural Gas Processing (NGP) -Ethane Recovery -Nitrogen Rejection Unit (NRU) -Liquefied Petroleum Gas (LPG) -Helium Recovery

Methane Ethane Propane Butane Pentane Nitrogen Helium Hydrogen Hexane Carbon Diozide

+100 to -130°C +212 to -202°F

15 to 100 barg 217 to 1450 psig

Liquefied Natural Gas (LNG) -Base Load -Peakshaver

Liquefied Natural Gas Multi-component Refrigerants

+65 to -200°C +149 to -328°F


Refinery and Petrochemical Processing -Ethylene -MTME -Ammonia -Refinery Off-Gas Purification -Hydrogen Recovery

Ethylene Propylene Ethane Propane MTBE Ammonia Carbon Monoxide Hydrogen

+120 to -200°C +248 to -328°F


Refrigeration Systems -Cascade Cooling -Liquefaction

Helium Freon Propane Ethylene Propylene Nitrogen Hydrogen Multi-component Refrigerants

+100 to -269°C +248 to -452°F

15 to45 barg 217 to 650 psig


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Figura 12.1 – Detalhes construtivos do trocador plate-fin.

Figura 12.2 – Foto de um trocador plate-fin.


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13. TROCADOR DE SUPERFÍCIE RASPADA

São trocadores bitubulares com um mecanismo de raspagem de incrustações no tubo interior. O mecanismo de raspagem é constituído por lâminas tensionadas por molas e ligadas a um eixo rotativo (ver as Figuras 13.1 e 13.2). O modelo mais usual tem tubos de 8" x 6", mas também há unidade com os tubos internos de 3", 8" e 12".

Estes trocadores são muito empregados em refinarias (desparafinação de óleos lubrificantes), indústrias petroquímicas (cristalização de xilenos e fabricação de ácidos graxos). São também utilizados para fluidos sujos ou de alta viscosidade.

Figura 13.1 – Funcionamento do trocador de superfície raspada.

Figura 13.2 – Detalhe do trocador de superfície raspada.


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14. TROCADOR TIPO PAINÉIS

Consistem em serpentinas embutidas em placas metálicas, podendo ser de vários tipos, entre eles: aquecedores de sucção, de tanques, baionetas, peças para imersão, paredes integrais, chicanas de reatores (ver as Figuras 14.1 e 14.2).

Os fluidos que passam pelos painéis são geralmente vapor d'água, água de resfriamento e refrigerantes.

Figura 14.1 – Foto de um trocador tipo painéis.

Figura 14.2 – Trocadores tipo painéis.


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15. TROCADOR DE TEFLON

Trocadores de Teflon (marca registrada da DuPont para politetrafluoreteno) são utilizados para serviços que envolvam fluidos corrosivos, particularmente ácidos minerais.

Há duas versões destes trocadores, casco-e-tubo e serpentina, ambas compostas de feixes tubulares flexíveis de tubos de 0,10 in OD x 0,08 in OD x 0,20 in ID. Os trocadores casco-e-tubo são de escoamento contra-corrente, sem chicanas.

As principais vantagens destes trocadores são:

• Compactação (devido ao pequeno diâmetro dos tubos);

• Ausência de corrosão (politetrafluoreteno é quimicamente inerte); e

• Tendências anti-incrustantes (devido à superfície dos tubos ser muito lisa e à movimentação dos tubos).

As principais desvantagens são:

• Entupimento dos tubos (devido ao pequeno diâmetro);

• Baixa condutividade térmica do Teflon (que usualmente é a resistência controladora);

• Temperatura de operação (máxima = 180ºC);

• Pressão de operação (limitada externa e internamente); e

• Área (máxima = 80m2).

23.8

16. TROCADOR DE GRAFITE

São fabricados em dois tipos principais: casco-e-tubo e bloco. Como o grafite é poroso, usa-se impermeabilizá-lo por impregnação com resinas fenólicas, furânicas ou epoxi. A razão de sua utilização é a grande resistência à corrosão.

Trocadores casco-e-tubos são similares aos metálicos utilizando tubos de grafite 1 1/4" OD x 7/8" ID e cascos metálicos; são utilizados quando se tem apenas um fluido corrosivo.

Trocadores de bloco são utilizados quando ambos os fluidos são corrosivos. Os blocos podem ser cilíndricos, cúbicos ou em forma de paralelepípedos; os blocos são protegidos externamente por chapas de aço.


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Outros tipos de trocadores de grafite são: bitubular, cascata, aquecedores de imersão, filme descendente, placas etc.

As principais vantagens de trocadores de grafite são:

• Ausência de corrosão;

• Alta condutividade térmica (maior que a do aço carbono); e

• Características anti-incrustantes (superfície muito lisa).

As principais desvantagens são:

• Fragilidade;

• Limitação em temperatura e pressão (180 ºC e 2-15 kgf/cm2, dependendo do tipo).

Figura 16.1 – Trocador de grafite.

17. TROCADOR DE VIDRO

São utilizados devido à boa resistência à corrosão deste material. Há trocadores do tipo casco-e-tubo (só com o lado dos tubos em vidro e o casco em metal, ou todo em vidro), serpentina e cascata.

As principais vantagens são a resistência à corrosão e as características anti-incrustante (superfície lisa). Já as desvantagens são: fragilidade, baixa condutividade térmica e limitações de pressão.


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18. AQUECEDOR ELÉTRICO

O aquecimento por resistência elétrica pode ser feito por serpentinas (aletadas ou não), aquecedores de imersão, de sucção, de linha, caldeiras, painéis etc.

19. VASOS AGITADOS

As correlações seguem o modelo abaixo para vasos jaquetados com agitadores mecânicos:

hD = a Lp2Np b Cu 1/3 µ_ m

k k k µw

Onde:

• D: diâmetro do vaso;

• Lp: diâmetro do agitador;

• N: velocidade do agitador; e

• a,b,m: constantes que dependem do tipo do agitador e do número de Reynolds.

Para vasos com agitação mecânica e serpentinas, com ou sem chicanas, há equações semelhantes.

Existem ainda equações para vasos com agitação por aeração, e para fluídos circulando em jaquetas.

Para escoamento sem mudança de fase no interior de serpentinas podem ser usadas as mesmas equações que para tubos retos, desde que se multiplique o valor de h obtido por:

1+ 3,5Di

Dc

Onde:

• Di: diâmetro interno dos tubos; e

• Dc: diâmetro da serpentina.

Obs.: só para regime turbulento.


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20. SERPENTINAS

Serpentinas são utilizadas em tanques de armazenamento, sendo geralmente feitas de tubos de diâmetro 2" Sch 80. São empregadas tanto para compensar perdas de calor, como para aquecer o fluido do tanque; o fluido de aquecimento é geralmente vapor d'água.

As serpentinas podem ser colocadas diretamente no chão ou suportadas a uma altura de 2 a 6 in do solo.

21. TROCADOR DE CASCATA

São também conhecidos como trocadores de trombone e trocadores de serpentina. Consistem em uma série de tubos montados horizontalmente, um sobre o outro, sobre os quais é vertida uma vazão de água através de distribuidores especiais. São usualmente feitos de vidro, grafite, ferro fundido ou materiais cerâmicos.

22. TROCADOR TIPO LAMELLA

É uma modificação do trocador casco e tubo convencional em que os tubos são substituídos por seções de forma aproximadamente retangular. O fluxo e contra corrente e o feixe "tubular" pode ser removido. Há dois tipos de trocadores Lamella, o Ramén e o Rosenblads. Estes trocadores são fornecidos em áreas de até l000 m2, para pressões de operação até 20 kgf/cm2 e temperaturas de até 500 ºC. Podem ser utilizados para serviços com ou sem mudança de fase.


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23. TROCADOR DE CALOR CASCO-E-TUBOS

23.9 Definição

São os trocadores de calor mais encontrados na indústria de petróleo e petroquímica. Eles são constituídos basicamente de um feixe de tubos envolvido por um casco cilíndrico. Um dos fluidos circula através do feixe, contido pelo casco e orientado por defletores ou chicanas, e o outro pelo interior dos tubos. Os fluidos são designados como fluido do casco e fluido dos tubos, respectivamente. Na Figura 23.1, estão representados os fluxos dos fluidos internamente em um trocador casco-e-tubos.

Figura 23.1 – Fluxo dos fluidos internamente em um trocador casco-e-tubos.

23.10


31

23.11 Nomenclatura dos componentes

A nomenclatura recomendada pela Associação Americana de Fabricantes de Trocadores de Calor, TEMA (“Tubular Exchangers Manufacturers Association”), para os diversos componentes, que podem ser identificados a seguir e na Figura 23.2.

1. Cabeçote estacionário - carretel 20. Flange do encosto de encaixe 2. Cabeçote estacionário - tampo inteiriço 21. Tampa do cabeçote flutuante - externa 3. Flange do cabeçote estacionário - carretel

ou tampo inteiriço 22. Costado do cabeçote flutuante

4. Tampa do carretel 23. Flange da caixa de gaxeta 5. Bocal do cabeçote estacionário 24. Gaxeta 6. Espelho estacionário 25. Bateria da caixa de gaxeta 7. Tubos 26. Anel de vedamento 8. Casco 27. Tirantes e espaçadores 9. Tampa do casco 28. Chicanas transversais e placas de suporte 10. Flange do casco - cabeçote estacionário 29. Quebra-jato 11. Flange do casco - cabeçote posterior 30. Chicana longitudinal 12. Bocal do casco 31. Divisor dos passes 13. Flange do tampo do casco 32. Conexão para o suspiro 14. Junta de expansão 33. Conexão para o dreno 15. Espelho flutuante 34. Conexão para instrumentos 16. Tampa do cabeçote flutuante 35. Berço ou sela (fixação do equipamento à base) 17. Flange do cabeçote flutuante 36. Olhal 18. Encosto do cabeçote flutuante 37. Braçadeira de suporte 19. Anel bipartido 38. Vertedor 39. Conexão para indicador de nível

Figura 23.2 – Componentes do trocador de calor casco-e-tubos.


32

23.12 Tipos de trocadores de calor casco-e-tubos

Em função da construção do feixe de tubos, eles podem apresentar características muito diversas. Pode-se, por esse aspecto, dividí-los em três grupos:

a) Espelhos fixos: o feixe de tubos é fixado ao casco por meio de solda (ver a Figura 23.3).

Figura 23.3 – Trocador de calor casco-e-tubos com espelho fixo.

b) Espelho flutuante: um dos espelhos é preso ao casco, enquanto o outro tem liberdade para se deslocar na direção longitudinal do equipamento, acompanhando a dilatação térmica do feixe de tubos, sem interferência do casco (ver a Figura 23.4).

(Chicanas) (Defletor horizontal)

16. Tampa do cabeçote frontal

Cabeçote Posterior Casco Cabeçote Frontal


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Figura 23.4 – Trocador de calor casco-e-tubos com espelho flutuante.

c) Tubos em U: os tubos são dobrados em forma de U e fixados a um espelho apenas, que é preso ao casco. Neste caso, os tubos dilatam-se individualmente, sem interferirem uns com os outros (ver a Figura 23.5).

Figura 23.5 – Trocador de calor casco-e-tubos com tubos em U.

23.13 Feixe de tubos

O feixe de tubos é composto de: espelhos, tubos, chicanas e demais acessórios.

a) Tubos

Os tubos lisos são os mais comumente encontrados. O emprego de tubos aletados torna-se viável quando as condições de troca de calor são bastante limitadas. Entretanto, vários fatores influem no seu desempenho e emprego.


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Os tubos lisos podem ser obtidos facilmente até o comprimento de 24 ft, entretanto, pode-se comprar tubos de até 40 ft em aço carbono ou de até 70 ft em ligas de cobre.

Os tubos podem ser lisos ou aletados. Os tubos lisos são mais comumente encontrados na indústria, sendo padronizados em 4 diâmetros (3/4",1", 1 1/4" e 1 1/2").

Os tubos aletados aumentam a troca de calor devido ao aumento da área externa de troca acarretando, porém, maior perda de pressão no lado do casco.

A TEMA padroniza os comprimentos dos tubos em 8, 10, 12, 16 e 20 ft, entretanto, deixa em aberto a fabricação de trocadores com tubos de comprimento maiores, recomendando apenas que estes sejam de comprimentos 'pares'.

A maioria das companhias, que usam trocadores de grande porte, usam tubos de 16 ou 20 ft.

A TEMA padroniza os diâmetros dos tubos de trocadores diferentemente para cada classe (ver as Tabelas 23.1 e 23.2).

Tabela 23.1 - Diâmetros de tubos para serviços com óleos.

Tipos Diâmetro Externo

Espessura Mínima (*)

Limpos ou com fator de sujeira de 0,003, corrosão moderada 3/4" 14 BWG

Idem, corrosão severa 3/4" **

Sujos com fator de sujeira superior a 0,003, corrosão moderada

1" **

Idem, corrosão severa 1" **

Tabela 23.2 - Diâmetros de tubos para serviços gerais.

Tipos Diâmetro Externo

Espessura Mínima (*)

Limpos com fator de sujeira de 0,003 3/4" 16 BWG

Sujos com fator de sujeira superior a 0,003 3/4" 14 BWG

(* ) Para tubos aletados externamente de aletas baixas e transversais, a mínima corresponde à espessura na base da aleta e o diâmetro externo ao da parte não aletada.


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(**) A espessura deverá variar de acordo com a taxa de corrosão.

Os tubos são classificados por seu diâmetro externo e pela espessura de sua parede externa expressa em BWG. Esta medida, ao contrário do 'Schedule', representa uma medida fixa de espessura, não importando o diâmetro do tubo. Portanto, um tubo de diâmetro nominal igual a 3/4" e 14 BWG possuirá um diâmetro externo igual a 3/4" e uma espessura de parede de 0,083".

b) Espelhos

Os espelhos são discos metálicos que mantém os tubos na posição desejada (ver a Figura 23.6).

Figura 23.6 – Espelho de um trocador de calor casco-e-tubos.

A união do tubo ao espelho pode ser feita segundo um dos tubos mostrados na Figura 23.7. Dentre estes esquemas, os mais usados para tubos não cladeados são o mandrilamento e a soldagem. O mandrilamento é mais usado por ser mais barato e de fácil manutenção (troca de tubos). Em casos de necessidade de garantia contra vazamentos, usa-se além da mandrilagem uma selagem com solda.


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Figura 23.7 – Detalhes da união entre tubos e espelhos.

Para permitir a mandrilagem, cada furo para tubos tem dois ou três rasgos circulares, de seção retangular. Ver a Figura 23.8.

Figura 23.8 – Mandrilhamento.

Nas Figuras 23.9 e 23.10 são mostradas fotos de tubos fixados no espelho através de madrilhamento e de soldagem, respectivamente.


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Figura 23.9 – Tubos mandrilhados no espelho.

Figura 23.10 – Tubos soldados ao espelho.

c) Chicanas transversais

As chicanas transversais são placas colocadas transversalmente ao feixe (ver a Figura 23.11), com as seguintes funções:

• Evitar a flexão dos tubos;

• Aumentar a turbulência do fluido do casco por diminuição de área de escoamento;

• Evitar a formação de caminhos preferenciais.


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Figura 23.11 – Chicana de um trocador de calor casco-e-tubos.

Existem três tipos de chicanas normalmente usadas:

• Chicanas com orifícios anulares - Este tipo de chicana produz a maior perda de carga e os menores coeficientes de película. Como a velocidade do fluido junto ao tubo é muito alta, possui problemas de tubos perfurados por erosão (Figura 23.12).

• Chicanas tipo disco e anel (Figura 23.13).

• Chicanas segmentadas - são as recomendadas pelo TEMA, sendo as mais encontradas. Podem apresentar-se de forma segmentada ou multisegmentada. As chicanas com as bordas horizontais e rodadas de 45º, as quais produzem o arranjo rotacionado, são as mais encontradas. As chicanas com bordas verticais são encontradas em condensadores (Figuras 23.14 e 23.15).


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Figura 23.12 – Chicanas com orifícios anulares.

Figura 23.13 – Chicanas de disco e anel.

Figura 23.14 – Chicanas segmentadas com arranjo de bordas.


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Figura 23.15 – Cortes das chapas para chicanas segmentadas.

O feixe tubular deve possuir tirantes fixados em ambos espelhos para dar rigidez ao conjunto. Além disto, existem os espaçadores que tem a função de manter as distâncias corretas entre as chicanas, são instalados por fora dos tirantes entre duas chicanas. Ver as Figuras 23.16 e 23.17.

Figura 23.16 – Tirante e espaçador de um trocador de calor casco-e-tubos.

Horizontal Vertical Rotated

DOUBLE SEGMENTAL

TRIPLE SEGMENTAL

Espaçador

TiranteChicana

Espaçador

TiranteChicana


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Figura 23.17 – Chicanas e espaçador de um trocador de calor casco-e-tubos.

23.14 Arranjo das passagens do fluido pelo lado dos tubos

O arranjo das passagens do fluido do lado dos tubos é comandado por uma série de defletores de fluxo existentes nos cabeçotes estacionário e de retorno. Estes defletores são placas soldadas ao cabeçote possuindo, geralmente, espessuras de 3/8"a 1/2" conforme a Tabela 23.3.

Tabela 23.3 - Espessura da chapas defletoras.

Tamanho Nominal Aço Carbono Aço Inox

Menor que 24 3/8” 1/4"

De 24 à 60 1/2" 3/8”

Os defletores encaixam-se em ranhuras existentes nos espelhos (ver as Figuras 23.18 e 23.19). A disposição destas ranhuras pode ser segmentada ou empilhada conforme mostra na Figura 23.20. A TEMA padroniza a profundidade destas ranhuras em 3/16" e determina que a distância mínima entre o tubo e a ranhura adjacente a este tubo deva ser de 1/8" para tubo mandrilado e de 1/32 + tTUBO/2 para o tubo soldado.


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Figura 23.18 – Defletores de fluxo.

Figura 23.19 – Ranhuras do espelho que encaixam nos defletores de fluxo.


43

Existe uma tendência muito grande a se padronizar os espelhos de forma a poder intercambiar os feixes de tubos sem que a exista a necessidade de se possuir um estoque muito grande típico de um trocador de 35”" de diâmetro. O feixe que possua tal espelho poderá ser usado em trocadores de 35" com 1, 2, 4 ou 8 passagens do fluidos nos tubos, bastando para tal trocar o cabeçote estacionário conforme mostra na Figura 23.25. É admissível uma variação de 10 a 15 no número de tubos de uma passagem para outra.

Figura 23.20 – Ranhuras existentes nos espelhos.

Nas Figuras 23.21, 23.22, 23.23 e 23.24 apresentam fotos de passagens do fluido pelo lado dos tubos.

Figura 23.21 – Duas passagens do fluido pelo lado dos tubos.

8 PASSES 8 PASSES

6 PASSES 6 PASSES

4 PASSES 4 PASSES

2 PASSES 2 PASSES

Estacionário de Retorno Estacionário de Retorno


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Figura 23.23 – Seis passagens do fluido pelo lado dos tubos.

Figura 23.22 – Quatro passagens do fluido pelo lado dos tubos.


45

Figura 23.24 – Oito passagens do fluido pelo lado dos tubos.


46

Figura 23.25 – Número de tubos por arranjo das passagens pelo fluido dos tubos.


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23.15 Arranjo dos tubos no espelho

Ao se fazer o arranjo dos tubos em um trocador de calor, deseja-se obter o máximo de tubos em uma seção transversal e ao mesmo tempo prover espaço suficiente para o escoamento do fluido do casco.

Existem dois tipos básicos de arranjos de tubos que satisfazem estas condições: o arranjo quadrado e o triangular.

A distância centro a centro entre dois tubos adjacentes chama-se Passo.

A seguir, serão apresentadas as principais características dos dois passos:

Passo Triangular: é usado quando o fluido do casco é limpo, com fator de sujeira menor que 0,002 h.ft2.ºF/btu e as incrustações podem ser removidas por limpeza química. Este arranjo gera os maiores coeficientes de película pois propicia uma maior turbulência, produz uma maior perda de carga e pode acomodar um maior número de tubos para um mesmo diâmetro de casco.

Passo Quadrado: é o mais usado pois permite uma limpeza mecânica externa. Conduz a coeficientes menores que o arranjo triangular, mesmo que seja usado rotacionado. Existe uma melhora na turbulência se o arranjo for rodado de 45º em relação ao sentido de fluxo.

A Figura 23.26 mostra estes arranjos.

Figura 23.26 – Arranjo dos tubos no espelho.

30º 90º 45º 60º

Triangular Triangular Rotacionado

Quadrado Quadrado Rotacionado


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Figura 23.27 – Passo quadrado.

Figura 23.28 – Passo quadrado rotacional.


49

Figura 23.29 – Passo triangular.

23.16 Quebra-jato

O quebra-jato é uma placa colocada sobre o feixe de tubos logo abaixo do bocal de entrada, com o objetivo de evitar o choque direto do fluído sobre os tubos do feixe tubular, protegendo os tubos contra a erosão (ver a Figura 23.29). A TEMA obriga a utilização destes acessórios caso o valor de ρxv2 ultrapasse:

• 1500 lb/(ft..s) - para fluidos não abrasivos e não corrosivos.

• 500 lb/(ft.s) - para todos os outros casos.

A colocação desta placa deve ser feita a uma distância de no mínimo igual ao raio do bocal, e normalmente é presa aos tirantes.

As dimensões da placa devem ser tais que a carga de velocidade não ultrapasse em nenhum momento 400 lb/(ft.s).

Para evitar a retirada de tubos provocada pela instalação do quebra-jato, pode-se usar a colocação do quebra-jato em ressalto no casco ou o uso de bocais especiais.

Normalmente, o quebra-jato possui uma espessura de 1/4".


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Figura 23.29 – Quebra-jato.

23.17 Tiras de selagem

As tiras de selagem são tiras de metal colocadas no sentido dos tubos e ponteadas nas chicanas. Seu objetivo é evitar a formação de caminhos preferenciais ao redor do casco (entre o tubo mais externo e o casco), com consequente diminuição da transferência de calor.

Estas tiras são colocadas aos pares de ambos os lados do feixe e em número igual a 1/6 das fileiras compreendidas entre dois cortes de chicanas. Elas são praticamente obrigatórias em trocadores em que a distância entre o último tubo do feixe e o casco ultrapassa 2".


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23.18 Codificação TEMA

A TEMA recomenda o emprego de uma codificação padronizada para a identificação de um trocador casco e tubos, composta de números e letras, que caracterizam as suas dimensões principais (diâmetro e comprimento nominais) e o seu tipo.

O diâmetro nominal corresponde ao diâmetro interno do casco, em polegadas, arredondado para o inteiro mais próximo. O comprimento nominal é o comprimento dos tubos em polegadas. Para feixes em U é computado apenas o comprimento da parte reta dos tubos.

Para efeito de caracterização do tipo do trocador ele é dividido em três partes: tipo de carretel, tipo de casco e tipo da extremidade oposta ao carretel. A cada uma dessas três partes é atribuída uma letra, em correspondência com as formas descritas na Tabela 23.4. A forma de orientação do fluido do casco através do feixe de tubos é incluída na descrição do casco. O tipo do trocador é identificado pela combinação dessas três letras.


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Tabela 23.4 - Codificação TEMA.


53

Por exemplo, um trocador AES combina um cabeçote estacionário tipo A com um casco tipo E e um cabeçote flutuante S (Figura 23.30).

Figura 23.30 – Trocador de calor tipo AES.

A escolha do tipo de trocador a ser especificado é feita levando-se em consideração a sua capacidade de atender às condições estabelecidas para sua operação, manutenção e inspeção, empregando-se do modelo econômico possível do ponto de vista de custo de material e fabricação.

Serão discutidas, a seguir, as características de cada um dos componentes principais do trocador de calor, ressaltando as suas vantagens e desvantagens em relação aos fatores mencionados.

a. Cabeçote estacionário ou extremidade frontal.

O mais empregado é o Tipo A, com carretel e tampa removevíveis. A tampa desmontável permite o acesso visual à face do espelho estacionário, o que possibilita a verificação do seu estado e do interior dos tubos, sem desmontar o carretel. É possível também pressurizar o casco, com o carretel aberto, a fim de detectar vazamentos nos tubos ou nas ligações espelho-tubos. Ver a Figura 23.31.

Figura 23.31 – Cabeçote estacionário tipo A.


54

O tipo B não apresenta a mesma facilidade e, para que se tenha o acesso visual ao espelho, é necessário desmontar todo o cabeçote, inclusive desconectando as tubulações, já que o carretel é integral com a tampa. Para pressurizar-se o casco é necessário que o espelho seja fixado ao flange do casco, o que obriga a que ele tenha um diâmetro maior ou que se disponha de um anel com esse fim. Este tipo é usado em situações em que não seja preciso desmontá-lo com freqüência, como no caso de fluido limpos e pouco corrosivos, porque representa um investimento inicial menor que o A. Por empregar uma junta a menos ele se presta melhor a serviços com pressões mais elevadas. Ver a Figura 23.32.

Figura 23.32 – Cabeçote estacionário tipo B.

O tipo C é equivalente ao A quanto ao acesso visual ao espelho, mas é empregado em situações diversas.

O tipo C (Figura 23.33), carretel integral com o espelho fixo, sendo a tampa removível e o feixe tubular também removível com o carretel. Por ser integral ao feixe, e, portanto, possuindo uma junta a menos que o Tipo A, é mais indicado para trabalhar com pressões mais elevadas. Em compensação, a sua remoção é mais trabalhosa, visto que, para removê-lo, é necessário sacar junto com ele o feixe de tubos.

Figura 23.33 – Cabeçote estacionário tipo C.


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O tipo D é um carretel especial desenvolvido para sistemas de altas pressões, devido a pequena quantidade de conexões. Ver a Figura 23.34.

Figura 23.34 – Cabeçote estacionário tipo D.

b. Casco

O tipo E (Figura 23.35), é o mais empregado para processos que não envolvem mudança de fase. Possui uma entrada e uma saída em extremidades opostas. Não é usual o equipamento com mais de dois passes no casco, e mesmo o tipo F (Figura 23.36), não é muito empregado. Quando há necessidade de mais de um passe, empregam-se vários cascos tipo E, montados em série.

Figura 23.35 – Casco tipo E.

Figura 23.36 – Casco tipo F.

Chicana Longitudinal


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Os cascos dos tipos G, H, I, J e X são, em geral, empregados em condensadores, com vapor no casco, sendo o J normalmente montado em pares. O tipo K possui casco de grande diâmetro com uma transição cônica, e é usado como refervedor ou vaporizador, com o fluido sendo vaporizado no casco. O casco funciona como um vaso separador líquido-vapor. Ver as Figuras 23.37 a 23.42.

Figura 23.37 – Casco tipo G.

Figura 23.38 – Casco tipo H.


57

Figura 23.39 – Casco tipo H.

Figura 23.40 – Casco tipo J.


58

Figura 23.41 – Casco tipo K.

Figura 23.42 – Casco tipo K.

c. Extremidade de ré

A extremidade de ré caracteriza, na maioria dos casos, se a dilatação térmica diferencial entre o feixe de tubos e o casco é contida ou não, se o feixe é removível e se o número de passes do fluido dos tubos é par ou ímpar.

Quase sempre os trocadores com espelho flutuante e com tubos em U permitem, além da dilatação diferencial livre, o saque e a substituição do feixe, ao contrário dos trocadores com espelhos fixos.

Trocadores de calor com ambos espelhos fixos:

Este tipo de trocador de calor possui as seguintes características:

• Não há compensação para dilatação diferencial entre o casco e tubos;

• Existe limite de diferencial de temperatura entre os fluidos (50° C);

• Temperatura mais alta de um dos fluidos até 150°C;

• Utilizado para altas pressões do lado do casco (forjado);


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• Feixe tubular não é desmontável;

• Fácil limpeza interna dos tubos, já que tubos são retos; e

• Fluido do casco não corrosivo e limpo.

O cabeçote de ré neste caso é caracterizado pelas letras L, M e N (Figuras 23.43, 23.44 e 23.45), que apresentam correspondência com os cabeçotes estacionários dos tipos A, B e C, com as mesmas características já comentadas. Dentre os três, o tipo N é o mais simples e que resulta em um equipamento mais barato, podendo ser usado sempre que não houver incompatibilidade entre os materiais do casco, dos espelhos e dos cabeçotes, do ponto de vista de soldagem e de corrosão.

O tipo N, carretel idêntico ao tipo C, sendo que o feixe tubular não é removível. Como não permite o saque do feixe, implica em que ele só é recomendável quando o fluido do casco não apresenta problemas de deposição de sujeira na superfície externa dos tubos, ou quando essa sujeira é facilmente removível por um processo qualquer.

Figura 23.43 – Cabeçote de ré tipo L.

Figura 23.44 – Cabeçote de ré tipo M.


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Figura 23.45 – Cabeçote de ré tipo N.

A dilatação térmica reprimida pode provocar tensões perigosas no casco, nos espelhos e nas ligações espelhos-tubos. A adoção de uma junta de expansão no casco pode resolver tecnicamente esse problema, mas o custo da junta pode também eliminar a principal vantagem desse tipo de trocador que é o seu custo mais baixo em relação aos de cabeçotes flutuantes. Por isso, esses trocadores só devem ser empregados quando não há perspectiva de ocorrerem tensões que obriguem a especificação de junta de expansão, que é o caso, normalmente, quando a diferença de temperatura entre os fluidos é pequena.

Um outro problema apresentado por esses equipamentos é a impossibilidade de sacar o feixe, o que dificulta a sua manutenção. Por causa disso, esses trocadores só são especificados em situações em que não seja necessário limpar os tubos externamente ou trocar tubos furados. De maneira geral, isso ocorre quando o fluido do casco é limpo e o material dos tubos não apresenta corrosão considerável em presença dos fluidos.

Nos casos em que podem ser empregados sem problemas operacionais, são altamente vantajosos em termos de custo inicial.

Os trocadores com espelhos fixos podem ser construídos com qualquer número de passes nos tubos, inclusive com apenas um, pois não apresentam qualquer inconveniente quanto à saída do fluido dos tubos pelo cabeçote de ré. Isto significa que os fluidos podem circular sempre em contracorrente, o que reduz a área de troca necessária, tornando esses equipamentos mais baratos.

A ausência de juntas o casco, além de representar redução de custo, representa também que o casco é perfeitamente estanque, o que o torna adequado para trabalhar com pressões elevadas.

Trocadores de calor com espelho flutuante:

As características principais dos trocadores de calor com espelho flutuante são as seguintes:

• Construção cara;

• Ótimo para serviços severos;

• Permite qualquer diferencial de temperatura entre os fluidos;


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• Feixe tubular desmontável, facilidades para manutenção e inspeção. Possui tubos retos facilitando a limpeza, podendo os fluidos serem viscosos, sujos ou que deixem depósitos; e

• Não é adequado para altas pressões.

Os equipamentos com cabeçotes tipo S e T, são os mais empregados na indústria pela sua versatilidade e facilidade de manutenção. As pequenas diferenças entre os dois são as seguintes. O tipo T permite a extração do feixe, sem que haja necessidade de desmontar o cabeçote de ré, cuja tampa externa pode até ser soldada ao casco. Essa facilidade reduz o tempo de parada do equipamento, quando se tem um feixe sobressalente. Em contrapartida, o tipo S exige, para um mesmo feixe, um casco com diâmetro maior. É necessário prever, neste caso, tiras de selagem que impeçam a circulação preferencial do fluido do casco pelo contorno do feixe, forçando-o a penetrar entre os tubos. Para remover o feixe tubular, tira-se a tampa do casco, depois a tampa do flutuante e o anel bi-partido. Ver a Figura 23.46.

Figura 23.46 – Detalhes do cabeçote flutuante.

Os trocadores com espelho flutuante raramente são construídos com número ímpar de passes nos tubos. Isto porque, nesse caso, o fluido dos tubos tem que entrar ou sair do equipamento através do cabeçote flutuante, o que obriga a instalação de um dispositivo que proporcione vedação, sem restringir o movimento do cabeçote, o que é conseguido com o emprego de gaxetas e de juntas de expansão.

Os cabeçotes tipo P e tipo W reduzem o risco de contaminação entre os fluidos, mas aumentam muito o risco de vazamento para o exterior através das gaxetas externas. Por esse motivo eles não são recomendáveis para utilização com produtos tóxicos ou inflamáveis, nem com pressões elevadas. Por isso, eles são pouco utilizados. Ver as Figuras 23.47 e 23.48.


62

Para tipo P, essa observação se aplica apenas do lado do casco.

A TEMA limita a utilização do tipo W a baixas pressões e temperaturas, e serviços com água, ar, óleo lubrificante e outras aplicações similares.

Figura 23.47 – Cabeçote de ré tipo P.

Figura 23.48 – Cabeçote de ré tipo W.

Trocadores de calor com feixe tubular em “U”:

A eliminação de um espelho e a possibilidade de se construir o casco com tampo soldado tornam esses equipamentos relativamente baratos.

A construção em tubos U oferece ainda a vantagem de reduzir o número de pontos de vazamento (juntas e ligações espelho-tubos). Isso favorece a sua utilização com pressões mais altas. Além disto, permite qualquer diferencial de temperatura e de pressão nos tubos.

As desvantagens do tubo em U são:

• O raio de curvatura dos tubos não pode ser muito pequeno, o que impossibilita o aproveitamento total da área útil do espelho, resultante em uma zona morta na área central do feixe;

• Apesar de feixe tubular ser removível, não é possível a substituição dos tubos, exceto os externos;


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• A limpeza interna dos tubos por meios mecânicos requer recursos especiais, sendo, por isso, recomendável o emprego de fluido limpo ou que provoque sedimentos facilmente removíveis por outro processo.

A construção com tubos em U apresenta também a característica de permitir a dilatação dos tubos. Isso resulta em sacrifício maior para o espelho, que deixa de contar com o efeito de sustentação dado pelo feixe, e maior conforto para as ligações espelho-tubo s (ver a Figura 23.49).

Figura 23.49 – Trocador com tubos em “U”.

Apesar dos códigos da TEMA serem minuciosos, uma série de aspecto de cálculo e construção são por conta dos projetistas, visando atender as necessidades dos usuários.

Para o projeto mecânico dos trocadores de calor, devem-se considerar as seguintes normas:

• ASME VIII –Div. 1;

• ASME VIII –Div. 2, para plantas nucleares;

• ANSI;

• ASTM (Canadá);

• TUV e AD MERKBLATT ( Alemanha ); e


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• BRITISH Pressure Vessel Code 5500 (Inglaterra).

Através das boas práticas da engenharia, muitas empresas ampliaram e particularizaram alguns capítulos do TEMA, como por exemplo, a Petrobras (N-253, N-268, N466 e N-2159).

23.19 Materiais

A TEMA publica normas para projeto e construção de trocadores de casco e tubo. Estas especificações servem para três classes de trocadores: (1) Classe R para condições severas de processamento de petróleo e produtos químicos, que são por sua natureza serviços rigorosos, onde se deseja obter segurança e durabilidade; (2) Classe C para condições moderadas de operação, tendo em vista a máxima economia e o mínimo tamanho, condizentes com as necessidades do serviço; e (3) Classe A para condições severas de temperatura e fluidos altamente corrosivos.

Os materiais utilizados obedecem às especificações mínimas para uma determinada aplicação: Aço carbono normalmente utilizado para meios não agressivos; Aço ligas, latões, bronzes, ligas de alumínio e duplex utilizados em diversos meios corrosivos.

O casco pode ser construído a partir de tubos até 24" de diâmetro ou, de chapas calandradas e soldadas a partir de 13" de diâmetro. São fabricados normalmente em aço carbono sendo fabricados também em aços liga e ligas de alumínio quando de tubo, em aços liga, ligas de níquel e ligas de cobre quando de chapa.

23.20 Escolha do fluido

Evidentemente, a escolha do fluido que passa pelos tubos ou pelo casco deve atender às melhores condições para o processo, ao menor custo de construção e a fácil manutenção. O fluido que passa pelos tubos deve ser preferencialmente:

1. Fluido que exija material mais caro ou que exija revestimento anticorrosivo, pois além de ser mais econômico usar tubos resistentes à corrosão do que o casco com a mesma propriedade, é mais fácil substituir tubos furados do que o casco;

2. Água;

3. Fluido de menor viscosidade ou para o qual se permitir maior perda de carga;

4. Fluido de maior pressão (o casco tem menor resistência em virtude do seu maior diâmetro);

5. Fluido mais sujo ou que deixe maior quantidade de sedimentos, exceto no caso de feixe tubular em “U”. É mais fácil remover a sujeira dos tubos que o casco; e

6. Fluido de maior temperatura.


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Quando essas condições forem conflitantes, a precedência deve ser, se possível, na ordem acima indicada.

Como regra geral, os vapores condensando devem, normalmente, passar pelo casco, e vapores d´água condensando deve, normalmente, passar pelos tubos.

23.21 Aspectos operacionais

a) Condição de Segurança

A temperatura e a pressão limites, nas quais devem trabalhar os tubos e o casco, estão especificados na chapinha do fabricante pregada no trocador. Elas não devem ser ultrapassadas. Assim nos resfriadores a temperatura de saída da água não deve exceder 70 ºC para evitar deposição de sais.

b) Aquecimento e resfriamento

Tanto na partida como na parada, os trocadores de calor devem ser aquecidos ou resfriados lentamente. Isto é particularmente importante quando as temperaturas de operação são elevadas. A rápida entrada de um líquido à alta temperatura pode provocar desigualdades de expansão dos tubos, causando vazamentos nos mesmos e deformação do feixe.

A experiência tem mostrado que em ocasiões de partida, especialmente quando do retorno de uma parada de emergência, os operadores na ânsia de recuperar as condições da unidade o mais rapidamente possível, não seguem esse procedimento. Especialmente nos refervedores, o aumento de vazão do fluido aquecedor, DEVE SER FEITO LENTAMENTE. Nos refervedores que utilizam vapor d'água como meio aquecedor, os problemas descritos acima são agravados pela possível presença de condensado de vapor no interior do trocador.

c) Partida e parada

Na partida entra primeiro o fluido mais frio. Se o fluido mais frio está ligeiramente quente, então deixa-se o mesmo entrar lentamente. Quanto mais quente o fluido, mais lenta deve ser a sua penetração no trocador de calor.

Na partida, fecha-se primeiro a entrada do fluido mais quente. Se isto não for observado, podem haver vazamentos nos tubos.

É procedimento normal, em qualquer equipamento, fazer a purga antes da entrada em operação e antes de entregar a manutenção. Quando do segundo caso, mesmo que o trocador tenha sido convenientemente purgado com nitrogênio ou com vapor (preferencialmente), é importante fazer uma lavagem com água, antes de ser aberto pela manutenção. Esta providência torna-se absolutamente necessária se, se tiver certeza da presença de sulfeto de ferro no trocador, que poderá queimar em contato com o oxigênio.


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d) Suprimento de água

Falha no suprimento de água para um resfriador pode trazer sérias conseqüências. Quando o fluido a resfriar é muito quente, a interrupção da água provoca um grande aquecimento do equipamento. Se a água volta a circular, haverá um resfriamento brusco do trocador. Esta mudança rápida de temperatura afrouxa os parafusos e abre as juntas. Por isto é necessário um fluxo contínuo de água.

e) Condensado

Sempre se deve drenar a água de um vaporizador, refervedor ou aquecedor para evitar o fenômeno chamado martelo hidráulico. Isto pode ser explicado da seguinte maneira: Supondo-se água acumulada nos tubos do equipamento e abrindo-se a válvula do vapor d'água, este vai conduzir a água a uma grande velocidade até encontrar um obstáculo, onde provoca um grande choque. Este impacto severo (martelo hidráulico) pode causar ruptura do material.

f) Ejetores

Condensador e resfriadores situados em lugares elevados são munidos de ejetores na saída da água de resfriamento. Os ejetores só funcionam na partida. Provocam sucção na linha, facilitando a subida da água para o trocador. Esses equipamentos funcionam com o ar comprimido.

g) Vazamentos

Depois de um trocador de calor entrar em serviço o feixe de tubos pode apresentar vazamentos. Isto é constatado pela mistura do fluido que passa nos tubos com o fluido correndo no casco. Os vazamentos geralmente ocorrem em um dos seguintes lugares.

• Junção dos tubos no espelho fixo;

• Junta entre o espelho flutuante e a tampa do flutuante;

• Junções dos tubos no espelho flutuante; e

• Paredes dos tubos.

De acordo com o tipo de trocador haverá uma maneira de identificar esse vazamento. Para o tipo do trocador, os vazamentos podem ser constatados da maneira descrita abaixo.

Vazamentos nas junções dos tubos no espelho fixo: retira-se a tampa do carretel. Enche-se o casco do trocador com água sob pressão (ver a Figura 23.50). Qualquer vazamento será logo visto. Caso haja vazamento o tubo deve ser remandrilado.

• Vazamento da junta entre o espelho flutuante e a tampa do flutuante: retira-se a tampa do casco. Enchem-se os tubos do trocador com água sob pressão.


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Examina-se a junta. Se houver vazamento, apertar os parafusos. Se o vazamento continua, retira-se a cobertura dos tubos e substitui-se a junta.

• Vazamento nas junções dos tubos no espelho flutuante: retiram-se as tampas do casco e do flutuante e coloca-se um anel de teste entre o espelho flutuante e o flange do casco. Enche-se o casco com água sob pressão e localiza-se o vazamento.

• Vazamento nas paredes dos tubos: este tipo de vazamento é difícil de ser localizado. Há um método de verificação que consiste em fazer uma selagem com uma chapa metálica entre o flange do casco e o espelho flutuante. Neste caso, seriam retiradas a tampa do casco, a tampa do flutuante e a tampa do carretel. Injeta-se água sob pressão no casco. Com a selagem não há perigo da água sair pelo lado do espelho flutuante. Qualquer vazamento num dos tubos seria identificado por um jato forte de água saindo daquele tubo. Também é possível proceder-se de modo contrário. Manter a tampa do casco e retirar a tampa do carretel. Neste caso não seria preciso selagem. O vazamento seria observado do lado do carretel. Contudo, o método para se verificar o vazamento em parede de tubo vai depender do trocador e da solução a ser dada, no momento, pela manutenção. Vazamentos em geral no feixe de tubos podem ser identificados da seguinte maneira: injeta-se água sob pressão no casco e fecham-se as válvulas de entrada e saída da água. Um manômetro registrará a pressão da água dentro do casco. Qualquer diminuição daquela pressão indicará que há vazamentos em qualquer ponto do trocador de calor.

Figura 23.50 – Trocador apresentando tubos furados durante o teste de vazamento.


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23.22 Manutenção

Limpeza

A eficiência do trocador de calor depende da limpeza dos tubos. Durante a operação, a sujeira se acumula dentro e fora dos tubos, prejudicando grandemente a troca de calor, como também aumentando a queda de pressão do fluido. Essa sujeira são depósitos de sais, ferrugem, coque, areia, pó de coque, folhas, fibras vegetais, camadas de graxa, corpos de microorganismos etc (ver as Figuras 23.51, 23.52 e 23.53).

Figura 23.51 – Trocador apresentando tubos obstruidos por corpos estranhos ao proceso.


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Figura 23.52 – Trocador apresentando incrustação de sais inorgânicos.

Figura 23.53 – Trocador apresentando incrustação por microrganismos.


70

O trocador de calor que durante a operação diminui sua eficiência é anotado para que durante a parada da unidade seja limpo e inspecionado, desde que não tenha flexibilidade de parar durante a campanha.

Entre os vários processos de limpeza do trocador de calor, podem-se citar os seguintes:

a) Limpeza por água em contra-corrente (back wash)

É utilizada em condensadores e resfriadores que utilizam água salgada, não tratada, como fluido refrigerante. O processo consiste em inverter o fluxo d'água nos tubos, com o equipamento em operação, possibilitando a remoção dos detritos frouxamente agregados aos tubos, através de dreno apropriado.

b) Limpeza por vapor

Para limpeza por este processo, o trocador de calor é retirado da operação, embora não precisa ser desmontado. Passa-se vapor pelo casco e pelos tubos, entrando por um respirador e carregando a sujeira por um dreno. Esse método é eficiente para remover camadas de graxa ou depósitos agregados frouxamente nos tubos e no casco do trocador.

c) Limpeza química

O processo de limpeza química consiste na circulação, em circuito fechado, no lado dos tubos e no lado do casco, de uma solução ácida adicionada de um inibidor de corrosão. A solução desagrega os resíduos permitindo a sua remoção, e o inibidor impede o ataque do metal pela solução. Após a limpeza é feita a neutralização mediante uma solução alcalina fraca seguida de abundante circulação de água. Evidentemente, o trocador de calor não precisa ser desmontado.

É realizada isolando-se o equipamento (por meio de válvulas, raquetes, etc.) e fazendo-se circular uma solução de limpeza em sentido contrário através de bocais específicos para limpeza química, ou pelos bocais de dreno e respiro; não há necessidade de se desmontar os cabeçotes ou remover o feixe tubular. O equipamento ncessário para limpeza química consiste usualmente de um tanque, uma bomba, aquecimento e conexões que levam ao trocador de calor: terminada a operação faz-se uma lavagem do equipamento com água ou fluído de processo.

Os fluídos de limpeza mais utilizadas são os ácidos clorídrico e sulfúrico, produtos baratos mas corrosivos; são eficientes na remoção de incrustações de dureza e óxidos metálicos oriundos de corrosão tendo pouco efeito na remoção de compostos orgânicos e silicatos. Outros ácidos empregados são o nítrico, sulfâmico, cítrico, hidroxiacético, glucônico, fómico, bem como os sais ácidos bifluoreto de amônia e bissulfato de sódio.

A limpeza alcalina utiliza produtos como soda cáustica, barrilha, fosfato trissódico silicato de sódio os quais aditivados com tensoativos, tem capacidade de emulsionar


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e dispersar depósitos, umectar óleos e detritos. Frequentemente, usa-se intercalar limpezas ácidas e alcalinas para remoção de depósitos mais defíceis.

Solução de EDTA são temabém comumente utilizadas em limpeza química devido a suas características quelantes.

d) Limpeza mecânica

Pode-se dividir a limpeza mecânica nos tubos em dois grupos: limpeza em operação e limpeza fora de operação.

A limpeza mecânica em operação pode ser feita de duas maneiras: instalando-se escovas de nylon no interior dos tubos e periodicamente revertendo-se o fluxo, ou pela circulação fechado através de uma bomba de rosca; ambos os sistemas são usados para água de resfriamento.

A limpeza mecânica fora de operação é feita por brocas ou escovas de nylon que atravessam toda a extensão dos tubos: é necessário conhecer o tipo de depósito para se especificar corretamente o tipo de objeto cortante. A grande desvantagem da limpeza mecânica é no fato de que os tubos podem ser danificados pela ação das brocas. A limpeza mecânica externa do feixe do tubo é feita raspando-se manualmente o feixe tubular.

No caso da limpeza mecânica fora de operação, o trocador precisa ser desmontado. O pessoal da manutenção retira a tampa do carretel, a tampa do casco e a tampa flutuante. Camadas de graxa, lama e sedimentos frouxos podem ser removidos dos tubos por meio de arames, escovas ou jatos d'água. Se os sedimentos internamente aos tubos estão muito agregados, entupindo-se, então se usam máquinas perfuratrizes. Estas constam, essencialmente, de um eixo metálico que, girando dentro dos tubos, expulsa os detritos.

e) Limpeza por vazamento

Consiste na limpeza por introdução nos tubos de varetas metálicas que removem as sujeiras na forma de lama e depósitos não incrustantes. É usada quando o comprimento do trocador é pequeno.

f) Limpeza hidráulica (hidrojateamento)

Este tipo de limpeza é um dos mais eficientes, por isso é inclusive o mais empregado. Caracteriza-se pelo emprego de varetas com jatos de água saindo pelas suas extremidades em pressões que podem alcançar até 1.000 psi (Figura 23.54).

A limpeza dos tubos é feita conectando-se mangueiras e bicos especiais que são introduzidos nos tubos, ou por meio de pistolas, não havendo necessidade de remoção do trocador.

A limpeza do lado do casco é feita bombeando-se água a altas pressões atrvés de cabeçotes de múltiplos jatos. Estas máquinas permitem também a rotação do feixe


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dos tubos sobre cilindros de modo a mudar a posição do feixe sem interromper o trabalho.

Figura 23.54 – Hidrojateameno de trocador de calor.

Teste de pressão:

Após a parada para manutenção dos trocadores de calor há necessidade de submetê-los à teste de pressão a fim de verificação da resistência mecânica das juntas soldadas, da mandrilagem dos tubos e a estanqueidade dos dispositivos da vedação.

As principais recomendações a respeito de teste de pressão são os seguintes:

1. O trocador deverá ser testado com água e a pressão mantida pelo menos durante 30 minutos.

2. O casco e o feixe tubular deverão ser testados separadamente, de maneira que possíveis vazamentos na mandrilagem dos tubos sejam verificados pelo menos de um lado.

3. A pressão de teste hidrostático à temperatura ambiente deverá ser 1,5 vezes a pressão de projeto corrigida para a temperatura, isto é:


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Pt = 1,5 x Pprojeto x As/S

Pt : pressão de teste hidrostático

Pprojeto : pressão de projeto

As: tensão admissível à temperatura de teste

S: tensão admissível à temperatura de projeto

Quando não for possível o teste com água, poderá ser feito o teste pneumático, devendo a pressão de teste ser elevada gradualmente até a metade da pressão de teste pneumático e a partir daí, aumentada em etapas de 1/10 da pressão de teste. Atingida às condições de teste a pressão deve ser reduzida de 1/5 e então realizada a inspeção.

No teste do casco poderão, em geral, ser localizados os seguintes vazamentos: mandrilagem dos tubos, junta entre casco e espelho fixo, tubos e casco e suas conexões.

O teste do feixe permite, geralmente, localizar vazamentos nos seguintes pontos: junta da tampa do carretel, junta entre carretel e espelho fixo, junta da tampa flutuante, carretel, sua tampa e conexões e tampa flutuante. Ver a Figura 23.55.

Figura 23.55 – Teste de vazamento.


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As Figuras 23.56 e 23.57 apresentam trocadores de calor casco-e-tubos com alguns tubos plugueados após o teste de vazamento.

Figura 23.56 – Tubos plugeados após teste de pressão.

Figura 23.57 – Tubos plugeados após teste de pressão.


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24. PROCESSOS DE TRANSFERÊNCIA DE CALOR

Existem três processos diferentes nos quais o calor pode ser transferido de uma fonte quente para um meio receptor: condução, convecção e radiação. Normalmente, na maioria das aplicações da engenharia, a transferência de calor ocorre através de dois ou três processos concomitantemente.

24.1 Condução

A condução é um processo de transferência de calor através de um material sólido, como a parede estacionária de um forno mostrada na Figura 24.1.

Figura 24.1. Fluxo de calor através de uma parede.

A direção do fluxo de calor q é perpendicular à superfície da parede, se a superfície for isotérmica e o corpo for homogêneo e isotrópico. O fluxo de calor através da parede de área A e de espessura x é proporcional ao gradiente de temperatura, e é dado por:

A constante de proporcionalidade é conhecida como condutividade térmica, e é determinada experimentalmente. Nos Quadros 2, 3, 4 e 5, e Figura 1 do Apêndice, são

T1

T2

- dT/dx

x = 0 x = x Distância →

Tem

pera

tura

→

q →

(24.1)


76

apresentadas as condutividades térmicas de diversos materiais e substâncias químicas, em função da temperatura.

A interpolação dos dados de condutividade térmica de líquidos para outras temperaturas pode ser feita de forma linear. Já para gases e vapores, recomenda-se que os dados fornecidos sejam plotados como log k contra log T, ou que se use a hipótese que a razão cpxµµµµ/k seja praticamente independente da temperatura (ou da pressão, dentro de limites moderados). Os valores extremos da temperatura fornecidos constituem os limites de temperatura sobre os quais são recomendados os dados.

A integração da Equação (24.1) para parede plana, considerando que o fluxo de calor e as temperaturas para o interior e o exterior das duas faces opostas são constantes, resulta em:

Na passagem do calor através de uma parede plana, a área através da qual o calor flui é constante em toda a extensão do caminho percorrido pelo fluxo de calor. No caso de uma parede cilíndrica, ou seja, um tubo, a área atravessada pelo fluxo de calor na parede do tubo cresce com a distância de r1 (raio interno) à r2 (raio externo). A área para qualquer raio r é dada por 2πrL e, se o calor flui para fora do cilindro, o gradiente de temperatura no incremento de comprimento dr é dt/dr . Desta forma, o fluxo de calor através de uma parede cilíndrica é dado por:

Intergrando a Equação (24.3),

Quando r = ri, t = ti; e quando r = ro, t = to; onde i e o se referem à superfície interna e à externa, respectivamente. Então,

Na Tabela 24.1, são apresentados valores de condutividade térmica de alguns materiais.

(24.2)

(24.3)

(24.4)

(24.5)


77

Tabela 24.1 - Condutividade térmica de algumas substâncias.

Substância Condutividade Térmica (kcal/h.m.ºC)

Temperatura (ºC)

Tipo

Ar seco 0,0208 0 Isolante Fibra de lã 0,0335 30 Isolante Tijolo refratário de caulim 0,074 200 Isolante Água 0,491 0 Isolante Aço 39 0 Condutor Latão (70% Cu – 30% Zn) 83 0 Condutor Alumínio 174 0 Condutor Cobre 333 0 Condutor Prata 360 0 Condutor

24.2 Convecção

Na convecção ocorre a transmissão de calor entre uma porção quente e uma quantidade fria de um fluido através do processo de mistura. Suponha um recipiente contendo um líquido em contato com uma chama. O líquido do fundo do recipiente se aquece tornando-se menos denso, devido à sua expansão térmica. A porção quente menos densa sobe, transmitindo o seu calor à porção fria, que é mais densa e que desce. Este tipo de transmissão de calor é descrito pela Equação (24.6).

dQ = h x A x dT (24.6)

A constante de proporcionalidade h é um termo que é influenciado pela natureza do fluido e pela natureza da agitação, e deve ser avaliada experimentalmente. Esta constante denomina-se coeficiente de película. A Equação (24.6), na sua forma integrada, é denominada de Lei de Newton do resfriamento:

Q = h x A x ∆T (24.7)

Através dos dados experimentais obtidos por Morris e Whitman (1928), obteve-se a seguinte correlação para o coeficiente de película:

Onde,

• hi = coeficiente de película; • D = diâmetro interno do tubo: • k = condutividade térmica;

(24.8)

1/3

0,9

0,0115


78

• G = vazão mássica por área; • µ = viscosidade; e • c = calor específico.

Sieder e Tate (1936) fizeram uma corelação posterior, aquecendo e resfriando diversos fluidos, principalmente as frações do petróleo, em tubos horizontais e verticais, e chegaram a uma equação para escoamento laminar, onde DG/µ < 2.100, dada na forma da Equação (24.9).

Onde L é o comprimento total da trajetória de transmissão de calor antes que ocorra a mistura. Esta equação forneceu desvios médios máximos de 12% para 100 < Re < 2.100, com exceção da água. Além do limite de transição, os dados podem ser estendidos para o caso do escoamento turbulento sob a forma da Equação (24.10).

hiD = 0,027 DG 0,8 cp µ 1/3 µ 0,14

k µ k µw

Esta equação fornece desvios médios máximos de + 15 a – 10% para Re > 10.000.

As Figuras 24 e 28 representam a solução gráfica das Equações (24.9) e (24.10), para trocadores de calor tipo casco-e-tubos, utilizando o parâmetro JH como ordenada.

A Figura 25 apresenta um gráfico que correlaciona o coeficiente de película para água em função da velocidade dos tubos.

18.3 Radiação

A radiação envolve a transmissão da energia radiante de uma fonte para um receptor. Quando a radiação emana de uma fonte para um receptor, uma parte da energia é absorvida e outra parte é refletida pelo receptor. Com base na segunda lei da termodinâmica, Boltzmann verificou que a taxa de produção de calor de uma fonte é dada por:

Esta relação é conhecida como a lei da quarta potência, na qual T é a temperatura absoluta. σσσσ é uma constante com dimensão, porém εεεε é um fator peculiar a cada radiação e denomina-se emissividade. A emissividade, assim como a condutividade térmica k ou o coeficiente de película h, também deve ser determinada experimentalmente.

(24.9)

(24.11)

(24.12)

0,14

1/3 0,14

1/3

0,14

-1/3

4

(24.10)


79

A radiação difere significativamente da condução e convecção. Nestes mecanismos é necessário a presença de um meio físico para conduzir o calor de uma fonte para um receptor. A transmissão de calor por radiação não necessita de um meio intermediário, e o calor pode ser transmitido através do vácuo absoluto.

Na condução térmica, é necessário um suporte material para que o fenômeno se verifique. Na convecção, há transporte de massa e de energia. Na radiação térmica só ocorre transporte de energia.

A radiação térmica efetua-se através das ondas eletromagnéticas denominadas energia radiante, predominando os raios infravermelhos.

Quando a energia radiante incide na superfície de um corpo, ela é parcialmente absorvida, parcialmente refletida e parcialmente transmitida. Na Figura 24.2, Ei é a quantidade de energia incidente, EA é a parcela absorvida, ER é a parcela refletida e ET é a parcela transmitida.

Figura 24.2 – Energia radiante incidindo em uma superfície.

Ou seja,

Ei = EA + ER + ET

Para avaliar que proporção da energia incidente sofre os fenômenos de absorção, reflexão e transmissão, define-se as seguintes grandezas adimensionais:

• Absorvidade = a = EA/Ei

• Refletividade = r = ER/Ei

• Transmissividade = t = ET/Ei

Somando as três grandezas, obtem-se:

a + r + t = EA + ER + ET = EA + ER + ET = Ei = 1

Ei Ei Ei Ei Ei

Ei

ER

ET

EA


80

Assim, por exemplo, um corpo ter absorvidade 0,8 significa que 80% da energia nele incidente foi absorvida. Os restantes 20% da energia devem se dividir entre reflexão e transmissão.

Quando não há transmissão (t = 0), o corpo é denominado atérmico (opaco ao calor). Nesse caso, tem-se:

a + r = 1

Por definição, corpo negro é um corpo ideal que absorve toda a energia radiante nele incidente. Decorre dai que sua absorvidade é 100% e sua refletividade é nula. O espelho ideal reflete totalmente a energia radiante que nele incide, tendo absorvidade nula e refletividade 100%.

De um modo geral, os corpos escuros apresentam absorvidade elevada e refletividade baixa, sendo bons absorvedores e emissores. Ao contrário, os corpos claros e polidos são maus absorvedores e emissores, pois possuem baixa absorvidade e elevada refletividade. Nas regiões de clima muito quente, é desaconselhável o uso de roupas escuras; as roupas devem ser claras, a fim de refletir o calor incidente.

O poder emissivo de um corpo depende da sua natureza e da temperatura em que se encontra. Para cada temperatura, o maior poder emissivo é o do corpo negro, sendo seu valor estabelecido pela Lei de Stefan-Boltzmann: "O poder emissivo do corpo negro é proporcional à quarta potência da sua temperatura absoluta”.

Ou seja,

ECN = σ.T4

A constante de proporcionalidade σσσσ vale 5,7.10-8 W/(m2.K4), em unidades do Sistema

Internacional.

É comum comparar o poder emissivo E de um corpo qualquer com o do corpo negro

ECN, através de uma grandeza denominada emissividade (εεεε):

ε = E/ECN

Evidentemente, o corpo negro apresenta emissividade unitária.

Na Tabela 24.2, são apresentados valores de emissividade de alguns materiais.

Tabela 24.2 - Emissividade de algumas substâncias.

Substância Emissividade Temperatura (ºC)

Alumínio (placa) 0,040 23 Tinta de alumínio (20% Al) 0,300 100 Aço 0,657 21 Tijolo vermelho 0,930 21 Carbono 0,967 20


81

A transmissão de calor através de radiação em trocadores de calor é desprezível, quando comparada com os mecanismos de convecção e condução. Por isso, normalmente este mecanismo é desprezado no cálculo dos trocadores de calor.

25. COEFICIENTE GLOBAL DE TROCA TÉRMICA

Os tubos concêntricos das Figuras 25.1 e 25.2 conduzem duas correntes, e, em cada uma destas duas, existe um coeficiente de película particular, e suas respectivas temperaturas variam da entrada para a saída. Por conveniência o método de cálculo da diferença de temperatura entre as duas situações deveria empregar somente as temperaturas do processo, uma vez que estas sozinhas são geralmente conhecidas.

Figura 25.1 - Fluxo contracorrente.

Figura 25.2 - Fluxo em paralelo.

A fim de estabelecer a diferença de temperatura desta maneira entre uma dada temperatura T de um fluido quente e uma temperatura t de um fluido frio, é necessário levar em consideração também todas as resistências entre as duas temperaturas. No caso de dois tubos concêntricos, sendo o tubo interno com pequena espessura de parede, as resistências encontradas são a resistência pelicular do fluido do tubo, a resistência da parede do tubo e a resistência pelicular do fluido da parte anular. Uma vez que Q é igual a ∆t/ΣΣΣΣR, então,


82

∑R = 1/hi + Lm/km + 1/ho

Onde ΣΣΣΣR é a resistência total. É costume substituir ΣΣΣΣR por 1/U, onde U denomina-se coeficiente global de transmissão de calor. Levando-se em conta que um tubo real possui áreas por unidade de comprimento em suas superfícies interna e externa, hi e ho devem-se referir à mesma área de transmissão de calor, ou então eles não coincidem por unidade de comprimento. Se a área externa A do tubo interno for usada, então hi deverá ser multiplicado por A i/A a fim de se obter o valor que hi deveria possuir se ele fosse originalmente calculado com base na área maior A em vez de A i. Então a Equação (25.1) torna-se,

A modificação da equação geral de Fourier integrada para um escoamento permanente pode ser escrita na forma,

Q = U x A x ∆t

Onde ∆t é a diferença de temperatura entre duas correntes para toda a superfície A. Como a resistência da parede de um tubo metálico fino pode ser desprezada, a Equação (25.2) se simplica e então,

Quando a resistência do metal do tubo for pequena em comparação com a soma das resistências de ambos coeficientes peliculares, e ela normalmente o é, ela poderá ser desprezada. Se um coeficiente for pequeno e o outro for muito grande, o coeficiente menor fornecerá a resistência maior e o coeficiente total da transmissão de calor é aproximadamente igual ao inverso da resistência elevada. Suponha hi x (Ai/A) = 10 e ho = 1.000 btu/(h x ft2 x ºF), Ri = 1/10 = 0,1, Ro = 1/1000 = 0,001 e ΣR = 0,101. Uma variação de 50% em Ro não influencia substancialmente em Q, uma vez que um valor de ho =500 produziria uma variação de ΣΣΣΣR somente de 0,101 para 0,102. Portanto, quando existe uma diferença significativa, o coeficiente menor é o coeficiente pelicular de controle.

Normalmente, após algum tempo em operação, haverá deposição de substâncias sólidas, tanto no tubo interno quanto no tubo externo, introduzindo novas resistências ao fluxo de calor e, consequentemente, reduzindo o valor do U. O calor trocado será reduzido, fazendo com que T2 e t2 sejam diferentes das necessidades do processo, embora hi e ho permaneçam substancialmente constantes. Para superar esta dificuldade, no projeto do trocador de calor, costuma-se calcular a quantidade de depósito pela introdução de uma resistência Rd, denominada de fator de depósito ou fator de incrustação. O coeficiente que inclui a resistência do depósito denomina-se coeficiente global de projeto, Ud. O valor da área correspondendo a Ud e não a Uc é que fornece a base para a construção do trocador de calor. A relação entre os dois coeficientes Ud e Uc é,

(25.1)

(25.2)

(25.3)

(25.4)


83

1/Ud = 1/Uc + Rdi + Rdo = 1/Uc + Rd

Quando o Rd (depositado) for maior do que o Rd (permitido), depois de um período de serviço, o trocador de calor não fornecerá mais uma quantidade de calor igual à exigida pelo processo e deverá ser limpo.

Os valores numéricos dos fatores de depósito para uma variedade de processos podem ser encontrados no Quadro 12; estes dados são relativos a uma campanha de um ano a um ano e meio. Os trocadores de calor de uma unidade industrial devem ser projetados de forma que possuam um mesmo tempo de campanha, ou seja, que parem no mesmo período para limpeza. Portanto, como os fluidos possuem grau de sujeira diferente, cada trocador deverá ter o seu Rd.

26. DIFERENÇA DE TEMPERATURA

Geralmente, ambos os fluidos sofrem variações de temperatura que não são lineares quando as temperaturas são plotadas contra o comprimento indicado nas Figuras 26.1 e 26.2. Em cada ponto entre as duas correntes T – t assume valores diferentes.

Para a dedução da diferença de temperatura entre os dois fluidos da Figura 26.1 em contracorrente, as seguintes hipótses devem ser feitas:

1. Vazões constantes (escoamento permanente);

2. Calores específicos constantes ao longo da trajetória;

3. Não existem mudanças de fase parciais no sistema. A dedução se aplicará para trocas de calor sensível e quando a vaporização ou condensação for isométrica em todos os ponos da trajetória; e

4. As perdas de calor são desprezíveis.

Usando a forma diferencial da equação de troca térmica no estado permanente,

dQ = U x (T – t) x a” x dL

Onde a”é a área por unidade de comprimento ou,

a" x dL = dA

A partir do balanço de calor diferencial,

dQ = W x C x dT = w x c x dt

Onde Q é o limie quando dQ varia de 0 a Q. Em qualquer ponto, da esquerda para a direita, o calor ganho pelo fluido frio é igual ao fornecido pelo fluido quente. Fazendo um balanço de L = 0 a L = X,

(26.1)

(26.2)

(26.3)

(25.5)


84

W x C x (T – T2) = w x c x (t – t1)

Do qual,

T = T2 + (w x c)/(W x C) x (t – t1)

Das Equações 26.1 e 26.3, eliminando-se T,

t e L são as únicas variáveis. Separando os termos t e L ,

∫U x a”x dL/(w x c) = ∫dt/{[T 2 - (w x c)/(W x C) x t1 + [(w x c)/(W x C) - 1] x t}

O termo do membro direito é da forma,

∫dt/(a1 + b1 x t) = 1/b1 x log (a1 + b1 x t)

Integrando dL entre 0 e L, e dt entre t1 e t2,

Para simplicar esta expressão, substituindo T2 no numerador da expressão pela Equação (26.4),

U x A/(w x c) = 1/{[w x c/(W x C)] - 1} x ln [(T1 – t2)/(T2 – t1)]

Substituindo w x c/(W x C) pelo valor dado na Equação (26.4),

Uma vez que que w x c x (t2 – t1) = Q e trocando ∆t2 pela diferença de temperatura do terminal quente T1 – t2, e ∆t1 pela diferença de temperatura de terminal frio T2 – t1,

(26.4)

(26.5)

(26.6)

(26.7)

(26.8)

(26.9)

(26.10)

(26.11)


85

A expressão entre parêntese na Equação (26.12) é a média logarítmica da diferença de temperatura e é abreviada pela sigla MLDT,

27. TEMPERATURAS CALÓRICA E DA PAREDE DO TUBO

27.1 Temperatura calórica

Na troca de calor de um fluido para outro, o fluido quente possui uma viscosidade na entrada que se torna maior à medida que o fluido se resfria. O fluido frio em contracorrente entra com uma viscosidade que descresce à medida que ele é aquecido. Existe um terminal quente T1 – t2 e um terminal frio T2 – t1, e os valores de ho e hi variam sobre o comprimento do tubo para produzir um valor de U no terminal quente maior do que o valor no terminal frio.

A variação de U pode ser levada em conta por integração numérica de dQ, o calor transmitido sobre um incremento de comprimento do tubo a”x dL = dA, e usando os valores médios de U de ponto a ponto na equação diferencial dQ = Umédio x dA x ∆t. A soma de ponto a ponto fornece então Q = U x A x ∆t com boa aproximação. Este método consome muito tempo e o aumento de precisão do resltado não justifica o esforço. Colburn realizou a solução de problemas com valores variáveis de U, considerando que a variação de U seja linear com a temperatura e deduzindo de modo análogo uma expressão para a diferença de temperatura real. A razão entre a MLDT para U constante é a verdadeira diferença para U variável é então usada como base para estabelecer um único coeficiente total de troca térmica, que é a média real em vez da média aritmética.

Desta forma, define-se como temperatura calórica a temperatura na qual as propriedades físico-químicas devem ser determinadas para se obter o U mais próximo do real. Multiplicando-se o aumento de temperatura da corrente de controle (de película) pela fração calórica Fc (ver a Equação 27.1) e somando o aumento fracionário resultante com a temperatura terminal inferior da corrente, obtém-se a temperatura calórica,

Onde tc é chamada a temperatura calórica da corrente fria. Por definição, seja,

(26.12)

(26.13)

(27.1)


86

Da qual,

A Equação (27.4) foi plotada, obtendo-se a Figura 17, utilizando Kc = (Uh – Uc)/Uc. Onde, c e h se referem aos terminais frio e quente, respectivamente. A fração calórica Fc pode ser obtida na Figura 17, calculando-se Kc de Uh e Uc e ∆tc/∆th para as condições de processo. A temperatura calórica do fluido quente Tc é dada por,

Tc = T2 + Fc x (T1 – T2)

E para o fluido frio,

tc = t1 + Fc x (t2 - t1)

27.2 Temperatura da parede do tubo

A temperatura da parede do tubo pode ser calculada pelas temperaturas calóricas quando o hi e ho são conhecidos. Observando-se a Figura 27.2, é usual desprezar a diferença de temperatura através do tubo metálico tw – tp e considerar o tubo inteiro como estando na temperatura da superfície externa da parede tw.

Como,

(27.2)

(27.3)

(27.4)

(27.7)

(27.5)

(27.6)


87

Figura 27.2 - Temperaturas na parede do tubo.

Trocando-se as resistências dos dois últimos termos pelos coeficientes de película,

Explicitando tw,

Quando o fluido quente está no interior do tubo, estas relações se tornam,

(27.8)

(27.9)

(27.10)

(27.11)

(27.12)


88

28. PERDA DE CARGA

Quando um fluido escoa isotermicamente em um tubo, ele sofre uma diminuição da pressão proporcional à turbulência do fluido, ou seja, ao número de Reynolds (DxG/µµµµ). Esta perda de pressão pode ser calculada através da Equação (28.1).

Onde f’ é um dos fatores admimensionais encontrados na literatura para designar o fator de atrito. Para a combinação com outras equações hidrodinâmicas é mais conveniente utilizar um fator de atrito f de tal modo que,

A Equação (28.2) é a equação de Fanning e é usualmente escrita na forma ∆F = ∆P/ρ, onde ∆F é queda de pressão expressa em coluna de líquido. Desta forma, a equação de Fanning torna-se,

O fator de atrito f pode ser determinado através da Figura 28.1 ou das Equações (28.4) ou (28.5).

Para escoamento turbulento em um tubo, o fator de atrito f pode ser calculado através da equação de Drew, Koo e Mc Adams, com erro de ± 5%,

f = 0,00140 + 0,125/Re0,32

(28.1)

(28.2)

(28.4)


89

Figura 28.1 - Fator de atrito da Equação de Fanning.

Para tubos polidos de ferro comercial e de aço, Wilson, Mc Adams e Seltzer obtiveram, com erro de ± 10%, a seguinte relação,

f = 0,0035 + 0,264/Re0,42

Para escoamento laminar (Re < 2100 a 2300), a equação da queda de pressão é dada pela Equação (28.6).

Igualando-se as Equações (28.3) e (28.6), obtem-se uma equação para determinação do fator de atrito f para escoamento laminar, conhecida como Equação de Hagen-Poiseuille,

(28.5)

(28.6)

(28.7)


90

29. PROJETO DE TROCADOR DE CALOR BITUBULAR

As partes principais de um trocador bitubular são dois conjuntos de tubos concêntricos, dois tês conectores, um cabeçote de retorno e uma curva de retorno. O tubo interno é mantido dentro do tubo externo por meio de buchas de apoio, e o fluido entra no tubo interno através de uma conexão rosqueada localizada fora da seção própria do trocador. Os tês possuem conexões com roscas ou com bocais que são a eles ligados a fim de permitir a entrada e a saida do fluido na parte anular que cruza de um ramo até o outro através do cabeçote de retorno. Os dois comprimentos do tubo interno estão conectados por uma curva de retorno que é usualmente exposta e não fornece uma superfície de transmissão de calor efetiva. Quando disposta segundo dois ramos, a unidade denomina-se grampo.

O trocador de calor bitubular é extremamente útil porque ele pode ser disposto em qualquer conjunto com conexões de tubos através de partes padronizadas e fornece uma superfície barata para a transmissão de calor. Os diâmetros padronizados dos tubos interno e externo são fornecidos na Tabela 29.1.

Tabela 29.1 - Diâmetros de tubos de bitubular.

Tubo externo, IPS Tubo interno, IPS

2” 1 ¼”

2 ½” 1 ¼”

3” 2”

4” 3”

Os trocadores de calor bitubular são normalmente dispostos em conjuntos com comprimentos efetivosde 12, 15 ou 20 ft, sendo o comprimento efetivo a distância em cada ramo sobre o qual ocorre a transmissão de calor e exclui a saída do tubo aquém da seção do trocador. Comprimentos acima de 20 ft, o tubo interno tende a a se encurvar e tocar o tubo externo, provocando, portanto, uma distribuição pobre a parte anular.

A principal desvantagem para o uso do bitubular consiste na pequena quantidade de superfície para a transmissão de calor contida em um único grampo. Para uma grande superfície de troca térmica seria necessário um espaço disponíve considerável. Além disto, neste tipo de equipamento, existem pelo menos 14 pontos de conexões, o que dificulta a desmontagem e limpeza. Contudo, o bitubular é largamente empregado quando a superfície para transmissão de calor for pequena, entre 30 a 60 m2, aproximadamente

Para o cálculo da área de escoamento do fluido que escoa através da região anular (entre os tubos interno e o externo) é necesário introduzir o conceito de diâmetro equivalente, De. O diâmetro equivalente é igual a quatro vezes o raio hidráulico, e o raio hidráulico, por sua vez, é o raio do tubo equivalente da seção reta anular. O raio hidráulico é a razão entre a área de escoamento e o perímetro molhado.


91

De = 4 x rh = 4 x área de escoamento = 4 x π x (DIo2 – DEi

2) = (DIo2 – DEi

2) perímetro molhado 4 x π x DEi DEi

Nos cálculos de queda de pressão, o atrito não resulta somente da resistência para o tubo externo, mas também é afetado pela superfície externa do tubo interno. O perímetro molhado total é π x (DIo + DEi) e, para a queda da pressão em tubos anulares,

D’e = 4 x rh = 4 x área de escoamento = 4 x π x (DIo2 – DEi

2) = DIo – DEi perímetro molhado de atrito 4 x π x (DIo + DEi)

Isto conduz a um resultado anômalo: os números de Reynolds para as mesmas condições são diferentes para a queda de pressão e para a transmissão de calor.

Exemplo 1: Determine o número de grampos necessários para o trocador de calor bitubular utilizado no aquecimento do metano de -5 para 40ºC, através do resfriamento de um determinado solvente que encontra-se a 60 ºC. Considere uma folga de projeto de 10%.

Considere os dados das propriedades físico-químicas e dos coeficientes de depósito apresentados na Tabela 29.2.

Tabela 29.2 – Propriedades físico-químicas e coeficientes de depósito do Exemplo 1. Propriedade Unidade Metano Solvente

Massa específica kg/m3 3,01 910 Condutividade térmica kcal/(h x m x ºC) 0,029 0,0966 Viscosidade Cp 0,011 0,6 Calor específico kcal/(kg x ºC) 0,05200 0,5078 Coeficiente de depósito h x m2 x ºC/kcal 0,0001 0,0020

Os tubos deste trocador de calor são de 3” sch 40 (DI = 77,9 mm) e 2” sch 40 (DE = 60,3 mm e DI = 52,5 mm), e comprimento de 20 ft.


92

DIo =

77,9 mm

DEi = 60,3 mm

DIi = 52,5 mm

1. Balanço de calor

Q = m x cp x ∆t Q metano = 353,04 kg/h x 1,1 x 0,5200 kcal/(kg x ºC) x [40 – (-5)] ºC = 9.087 kcal/h Q solvente = 9.087 kcal/h = 903,8 kg/h x 1,1 x 0,5078 kcal/(kg x ºC) x (60 – T2) ºC T2 = 42 ºC

2. Cálculo do ∆t

60 ºC

42 ºC

- 5 ºC

40 ºC

∆tML = (60 – 40) - [42 – (-5)] = 31,6 ºC Ln {(60 – 40)/[42 – (-5)]}


93

Como o escoamento é totalmente em contracorrente, o Ft é igual a 1. ∆t = ∆tML x Ft = 31,6 x 1 = 31,6 ºC

3. Tubo externo (metano) a. Área de escoamento

Ao = π x (DIo2 – DEi

2)/4 Ao = π x (0,07792 – 0,06032)/4 = 0,00191 m2

b. Diâmetro equivalente

De = (DIo

2 – DEi2)/DEi

De = (0,07792 – 0,06032)/0,0603 = 0,0403 m

c. Número de Reynolds

Reo = De x mo/(Ao x µ) µ = 0,011 cp x 3,6 kg/(m x h x cp) = 0,0396 kg/(m x h) Ret = 0,0403 m x 353,04 kg/h x 1,1/[0,00191 m2 x 0,0396 kg/(m x h)] = 207.069

d. Determinação do JHo

JHo = 460 (Figura 24) e. Cálculo do ho

ho = JHo x (k/De) x (cp x µ/k)1/3 x φo

φo ≅ 1 (viscosidade muito baixa) ho = 460 x (0,029/0,0403) x (0,5200 x 0,0396/0,029)1/3 x 1 = 295 kcal/(h x m2 x ºC)

4. Tubo interno (solvente) a. Área de escoamento

A i = π x DIi2/4

A i = π x 0,05252/4 = 0,00216 m2


94

b. Número de Reynolds

Rei = DIi x mi/(A i x µ) µ = 0,6 cp x 3,6 kg/(m x h x cp) = 2,16 kg/(m x h) Rei = 0,0525 m x 903,8 kg/h x 1,1/[0,00216 m2 x 2,16 kg/(m x h)] = 11.163

c. Determinação do JHi

L = 20 ft x 0,3048 m/ft = 6,096 m L/DI i = 6,096/0,0525 = 116 JHi = 42 (Figura 24)

d. Cálculo do hi

hi = JHi x (k/ DIi) x (cp x µ/k)1/3 x φi

φt ≅ 1 (viscosidade baixa) hi = 42 x (0,0966/0,0525) x (0,5078 x 2,16/0,0966)1/3 x 1 = 174 kcal/(h x m2 x ºC) hio = hi x DIi/DEi = 174 x 0,0525/0,0603 = 151 kcal/(h x m2 x ºC)

5. Coeficiente global de polimento

1/Uc = 1/hio + 1/ho (desprezando a resistência da parede do tubo interno) 1/Uc = 1/151 + 1/295 Uc = 100,0 kcal(h x m2 x ºC)

6. Cálculo do coeficiente global de projeto

1/Ud = 1/Uc + Rdo + Rdi Ud = 82,6 kcal/(h x m2 x ºC) Ud < Uc

7. Área de troca térmica

A = Q/(Ud x ∆t )


95

A = 3,48 m2

8. Comprimento total necessário

Lt = A/a” a" = 0,622 ft2/ft linear/tubo (Quadro 11) Lt = 18,4 m

9. Número de grampos

L um tubo = 20 ft/tubo = 6,1 m/tubo Nº de grampos = Lt/(L um tubo x 2) Nº de grampos = 1,5 grampos

10. Perda de carga anular

∆P reto = 4 x f x Ga2 x L

2 x 4,18 x 108 x ρ2 x De f = 0,0035 + 0,264/Re0,42 ∆P reto = 56,49 m v = G/ρ F t = nº de grampos x [v2/(2 x g)] F t = 26,91 m ∆P anular = (56,49 + 26,91) x 3,01 kg/m3/10000 = 0,03 kgf/cm2 < 0,7 kgf/cm2 ∆P anular ≤ ∆P permitida

11. Perda de carga tubo interno ∆P tubo interno = 4 x f x Ga2 x L

2 x 4,18 x 108 x ρ2 x De f = 0,0035 + 0,264/Re0,42 ∆P tubo interno = 0,0003 kgf/cm2 < 0,7 kgf/cm2 ∆P tubo interno ≤ ∆P permitida


96

30. PROJETO DE TROCADOR DE CALOR CASCO-E-TUBOS

Os diâmetros externos dos tubos de trocadores de calor casco-e-tubos são dados pelos diâmetros externos reais dentro de uma tolerância muito restrita. Estes tubos são obtidos com diversas espessuras de parede definidas pela escala de fio Birmingham, a qual normalmente é designada pelo símbolo BWG. As dimensões des tubos de casco-e-tubos estão apresentadas no Quadro 10, dos quais 3/4” e 1” de diâmetro externo são os valores mais comuns nos projetos de trocador de calor.

O cálculo da espessura mínima de um tubo deve levar em conta os esforços causados pelo diferencial de pressão entre o casco e os tubos, bem como, o tubo deverá resistir a pressão interna e externa. A espessura é calculada através da equação:

t = P x do/[2 x (S x E – 0,4 x P)]

Onde,

• t: é a espessura, em in;

• P: é a pressão de projeto, em psi;

• do: diâmetro externo, em in;

• S x E: é a tensão admissível na temperatura de projeto (ver o Anexo 5).

Os tubos podem ser dispostos em configurações quadradas ou triangulares, conforme indicado na Figura 30.1. As vantagens do passo quadrado são: facilidade de limpeza do lado externo dos tubos e produz menor perda de carga. Já o passo triangular, cabe mais tubos em um mesmo diâmetro de casco e produz maiores coeficientes de película, devido o aumento de velocidade.

Figura 30.1 - Arranjo dos tubos no espelho.

O afastamento ou passo tubular PT é a distância entre os centros de dois tubos consecutivos, conforme a Figura 30.2.

30º 90º 45º 60º

Triangular Triangular Rotacionado

Quadrado Quadrado Rotacionado


97

Figura 30.2 - Passo tubular.

Os casco são fabricados com tubos de aço IPS com diâmetros nominais de até 12 in, conforme mostrado no Quadro 10. No Quadro 9, pode-se determinar o diâmetro do casco em função do número de tubos, número de passagem do fluido dos tubos, diâmetro externo dos tubos e passo tubular. Entre 12 e 24 in, o diâmetro externo real é igual ao diâmetro nominal do tubo. A espessura padronizada da parede para cascos com diâmetros internos de 12 a 24 in é de 3/8 in, que satisfatório para pressões de até 300 psi no lado do casco. Espessuras superiores podem ser obtidas para pressões mais elevadas.

O coeficiente de película do lado interno dos tubos pode ser determinado através da Equação (30.1) ou da Figura 24.

hiD = 0,027 DG 0,8 cp µ 1/3 µ 0,14

k µ k µw

Já o coeficiente de película do lado externo dos tubos ou do lado do casco, é calculado através da Figura (30.2) ou da Figura 28.

hoDe = 0,36 DeGs 0,55 cp µ 1/3 µ 0,14

k µ k µw

O diâmetro equivalente De e a vazão mássica por unidade de área Gs são definidos a seguir.

Por definição, o raio hidráulico é o raio de um círculo com área equivalente à área de uma seção não-circular de um canal de escoamento e, portanto, situado em um plano ortogonal à direção do escoamento. O raio hidráulico empregado para correlacionar s coeficientes do lado do casco para feixes que possuem chicanas não é o verdadeio raio hidráulico. A direção do escoamento no casco é parcialmente paralela e parcialmente perpendicular ao eixo longitudinal dos tubos no feixe. A área de escoamento perpendicular ao eixo longitudinal varia de uma linha de tubo para outra. Um raio hidráulico baseado na área do escoamento através de qualquer linha pode não distinguir entre um passo triangular e um passo quadrado. A fim de se obter uma correlação simples combinando tanto a dimensão quanto a proximidade dos tubos e seus tipos de passos, obtém-se uma concordância excelente se o raio hidráulico é calculado ao longo em vez de

(30.2)

(30.1)


98

perpendicularmente ao eixo longitudinal dos tubos. O diâmetro equivalente para o casco é então considerado como igual a quatro vezes o raio hidráulico obtido para a configuração, conforme a disposição formada nos espelhos.

De = 4 x área de escoamento perímetro molhado

De = 4 x (PT2 – π x do

2/4) π x do

Onde PT é o afastamento ou passo tubular e o do é o diâmetro externo.

Um gráfico típico de temperatura contra comprimento para um trocador possuindo uma passagem no casco e duas passagens de tubos é indicado na Figura 30.3.

Figura 30.3 - Relações entre as temperaturas em um trocador 1:2.

Em relação ao fluido do casco, uma passagem do tubo está em contracorrente e a outra possui escoamento paralelo. Como já foi visto, a diferença de temperatura do escoamento em contracorente é superior à diferença de temperatura do escoamento em paralelo. No trocador 1:2 existem ambos os tipos de escoamentos, e somente a MLDT para o escoamento em contracorrente oe em paralelo não pode ser a verdadeira diferença de temperatura. Portanto, é necessário desenvolver uma nova equação para o cálculo da verdadeira difertença de temperatura ∆t para substituir o MLDT em contracorrente. O método normalmente empregado é uma modificação da dedução de Underwood, proposta por Nagle, Bowman e Mueller.

∆t = FT x MLDT

(30.3)

(30.4)

(30.5)


99

FT é a razão entre a verdadeira diferença de temperatura e a MLDT , e pode ser calculado através da Equação (30.6) ou através das Figuras 18, 19, 20, 21, 22 e 23.

R = T1 – T2 t2 - t1

S = t2 – t1 T1 - t1

Embora qualquer trocador que possua um valor de FT acima de zero possa operar teoricamente, na prática isto não é verdade. A temperatura t i pode se igualar à T2 sendo necessária área infinita (ver a Figura 30.3). Portanto, não é aconselhável ou prático usar um trocador 1:2 quando o fator FT for menor do que 0,85.

Com relação à perda de carga do casco, é proporcional ao número de vezes que o fluido atravessa o feixe de tubos entre as chicanas. Ela também será proporcional a distância através do feixe toda vez que ela for percorrida. O número de vezes que o feixe tubular é atravessado pelo fluido, ou o número de interseções N + 1, é dado pela Equação (30.9).

N + 1 = L/B

Onde, L é o comprimento do tubo e B é o espaçamento entre chicanas.

O TEMA recomenda que o espaçamento mínimo entre chicanas seja o maior valor entre 1/5 do diâmetro interno do casco e 2”. O espaçamento máximo é limitado pela distância máxima que um tubo pode ficar sem ser suportado, conforme a tabela abaixo.

Diâmetro Externo (in) Distância Máxima entre Chicanas (in)

¼ 26 3/8 35 ½ 44 5/8 52 ¾ 60 1 74

1 ¼ 88 1 ½ 100 2 125

Estes dados são chicanas não adjacentes, pois os tubos das janelas não são suportados.

O diâmetro equivalente usado para o cálculo da perda de carga é o mesmo que é usado para a transmissão de calor, sendo o próprio atrito adicional da casco desprezado. A

(30.6)

(30.7)

(30.8)

(30.9)


100

Equação (30.10) apresenta a queda de pressão de um fluindo circulando no casco do trocador de calor, incluindo as perdas de carga da entrada e saida.

∆Ps = f x Gs2 x Ds x (N + 1)

2 x g x ρ x De x φs

O fator de atrito f é para o lado do casco é obtido através da Figura 29.

Para se obter a perda de carga no interior de um tubo pode-se utilizar os fatores de atrito correlacionados por Sieder e Tate,

∆Pt = f x Gt2 x L x n

2 x g x ρ x Dt x φt

Onde L é o comprimento do tubo, n é o número de passagens de tubos e L x n é o comprimento total da trajetória do fluido. Ao fluir de uma passagem para outra no canal e no cabeçote flutuante, o fluido muda abruptamente de direção de 180 º, embora a área de escoamento disponível no canal e na cobertura do cabeçote flutuante não deva ser menor do que a área de escoamento combinada para todos os tubos de uma única passagem. A variação de direão introduz uma queda de pressão adicional ∆Pτ , denominada de perda de retorno, e explicada considerando-se quatro cargas cinéticas por passagem. A carga cinética V2/2g’ foi plotada na Figura 27 contra a vazão mássica por área para um fluido com peso específico igual a um, e a perda de retorno pode ser calculada através da Equação (30.12).

∆Pτ = 4 x n x V2 d 2 x g’

Onde d é a densidade relativa, V é a velocidade e g’ é a aceleração da gravidade. A perda de carga total do lado dos tubos é dada pela Equação (30.13).

∆PT = ∆Pt + ∆Pτ

A seguir, são apresentadas algumas recomendações para o projeto de trocador de calor tipo casco-e-tubos.

1) A extremidade da frente deve ser normalmente do tipo “A”, com carretel removível e tampa do carretel também removível. Admite-se, como exceção, as extremidades tipo “B” e “C” nos seguintes casos:

a) Tipo B – Fluido pelos tubos sempre limpo, não necessitando limpeza dos tubos (coeficiente de depósito inferior a 0,0004 h.m2.ºC/kcal);

b) Tipo C – Alta pressão, com espelho forjado.

2) A extremidade posterior deve normalmente ser do tipo “S”, com cabeçote flutuante, anel bipartido e tampa do casco aparfusada. A tampa do casco deve ser soldada, para os refervedores com casco do tipo “K”. Admite-se feixe tubular em “U”, para os

(30.10)

(30.11)

(30.12)

(30.13)


101

serviços em que o fluxo pelos tubos seja sempre limpo (coeficiente de depósito inferior a 0,0004 h.m2.ºC/kcal).

3) Como regra geral, os trocadores de calor devem ter pelo menos dois passes pelos tubos. Admitem-se excepcionalmente trocadores de calor com um só passe pelos tubos quando for exigido pelo projeto térmico.

4) Os equipamentos com ambos os espelhos fixos (extremidades posterior dos tipos “L”, “M” ou “N”) só podem ser utilizados se o fluído pelo casco é limpo (coeficiente de depósito inferior a 0,0004 h.m2.ºC/kcal) e não corrosivo, ou, pouco corrosivo, para o material do casco.

5) Preferencialmente, os tipos citados não podem ser usados quando existirem as seguintes condições:

a) Diferencial de temperatura médio entre os dois fluídos maior que 50ºC; e

b) Temperatura do fluido mais quente superior a 150ºC.

6) Sempre que for possível devem ser observados os seguintes valores dimensionais para o feixe tubular dos trocadores de calor casco-e-tubos:

a) Comprimento dos tubos: 6000 mm, ou submúltiplos desse valor;

b) Diâmetro externo e espessura dos tubos:

• Tubos de aço-carbono ASTM A-214: 3/4", 14 BWG (mínima);

• Tubos de aço-carbono ASTM A-179: 3/4", 14 BWG (mínima);

• Tubos de aço-liga: 3/4", 14 BWG (mínima);

• Tubos de aço inoxidável e de metais não ferrosos: 3/4", 16 BWG (mínima)

c) Passo dos tubos (de centro a centro):

• Tubos de 3/4" de diâmetro externo: 25 mm

• Tubos de 1” de diâmetro externo: 32 mm

d) Arranjo dos tubos: o arranjo deve ser normalmente em quadrado; admite-se o arranjo em triângulo quando o fluido pelo casco for garantidamente limpo.

7) O approach para serviços gerais deve variar de 10 a 25ºC. Para serviços críticos, como sistema de refrigeração e intercooler de compressor, o approach deve ser 5 ºC ou menos.

8) O fator de correção da média logarítimica de temperatura deve ser, no mínimo, 0,85.


102

9) As temperaturas da água de resfriamento para o projeto dos condensadores e resfriadores deve ser 31ºC (entrada) e 45ºC (saída).

10) A perda de carga máxima para os trocadores de calor que operam sem mudança de fase é 10 psi e para os equipamentos que operam com condensação deve ser 2 psi.

11) Devem-se considerar os seguintes coeficientes de depósito para uma campanha de 3 anos:

• Vapor d´água: 0,0001 h.m2.ºC/kcal

• Hidrogênio, metano, etano, propano e butano: 0,0001 h.m2.ºC/kcal

• Eteno e propeno: 0,0002 h.m2.ºC/kcal

• Gás natural: 0,0002 h.m2.ºC/kcal

• Aromáticos: 0,0003 h.m2.ºC/kcal

• Nafta: 0,0003 h.m2.ºC/kcal

• Água de resfriamento: 0,0004 h.m2.ºC/kcal

• Gasolina: 0,0006 h.m2.ºC/kcal

• Pentenos: 0,0010 h.m2.ºC/kcal

Exemplo 2: O estudo de DBN de uma refinaria de petróleo prevê um aumento de 25% de produção de querosene com 42 ºAPI. No projeto original, 35.040 lb/h de querosene a 390 ºF são transferidos, através de bomba centrífuga, da torre de destilação atmosférica para um vaso pulmão que se encontra a 200 ºF, passando antes por um resfriador que utiliza óleo bruto com 34 ºAPI como fluido de resfriamento. Nesta troca térmica, o óleo é aquecido de 100 para 170 ºF. O fator de incrustação combinado para esse tipo de serviço é 0,003 h.ft².ºF/btu.

Esse trocador de calor é o “gargalo” do sistema e, portanto, deve ser substituído de forma a atender os requisitos necessários à ampliação da refinaria. Antes de comprar um equipamento novo para substituir o resfriador de querosene, identificou-se um trocador de calor disponível na área de alienação com as seguintes características: Lado do casco: diâmetro interno = 21 ¼ in

espaçamento entre chicanas = 5 in nº de passagens = 1

Lado dos tubos: nº de tubos = 158

comprimento = 16’ 0”


103

diâmetro = 1 in, BWG 13 passo = quadrado com 1 ¼ nº de passagens = 4

Este trocador de calor poderá ser utilizado para o serviço proposto?

1. Propriedades físico-químicas ∆tf = 200 – 100 = 100 ºF ∆tq = 390 – 170 = 220 ºF

∆tf/∆tq = 100/220 = 0,455 Kc = 0,20 (Figura 17) Fc = 0,42 (Figura 17) Querosene: Tcal = T2 + Fc x (T1 – T2) = 200 + 0,42 x (390 – 200) = 280 ºF

Óleo bruto: tcal = t1 + Fc x (t2 – t1) = 100 + 0,42 x (170 – 100) = 129 ºF Utilizando as temperaturas calóricas, determina-se as propriedades físico-químicas através de dados de literatura (ver os quadros do Anexo 1).

Propriedade Sigla Unidade Querosene Óleo Bruto

Calor específico cp btu/(h x lb x ºF) 0,61 0,49 Densidade d - 0,73 0,83 Viscosidade µ cp 0,40 3,6 Condutividade térmica k btu/(h x ft x ºF) 0,0765 0,0770


Q = 43.800 lb/h x 0,61 btu/(h x lb x ºF) x (390 – 200) ºF = 5,1 x 106 btu/h 5,1 x 106 btu/h = móleo bruto x 0,49 btu/(h x lb x ºF) x (170 – 100) ºF móleo bruto = 149.000 lb/h


104

3. Cálculo do ∆t

390 ºF

200 ºF

100 ºF

170 ºF

∆tML = (390 – 170) - (200 – 100) = 152,5 ºF

Ln [(390 – 170)/(200 – 100)] R = 390 – 200 = 2,71 170 – 100 S = 170 – 100 = 0,241 390 – 100 Na Figura 18, utilizando-se os valores de R e S acima, encontra-se Ft = 0,905. ∆t = ∆tML x Ft = 152,5 x 0,905 = 138 ºF

4. Lado dos tubos 4.1. Escolha do fluido

Fluido passando pelos tubos: oleo bruto (mais sujo)

4.2. Área de escoamento

At = Nt x a’t/(144 x n) Nt = 158 tubos a't = 0,515 in2/tubo (Quadro 10) n = 4 passagens pelos tubos At = 158 x 0,515/(144 x 4) = 0,141 ft2

4.3. Vazão mássica por área

Gt = mt/A t


105

Gt = 149.000/0,141 = 1.060.000 lb/(h x ft2) 4.4. Número de Reynolds

Ret = DIt x Gt/µ DIt = 0,81 in = 0,0675 ft µ = 3,6 cp x 2,42 lb/(ft x h x cp) = 8,7 lb/(ft x h) Ret = 0,0675 x 1.060.000/8,7 = 8.220

4.5. Determinação do JHt

L/DI t = 16/0,0675 = 237 JHt = 31 (Figura 24)

4.6. Cálculo do hio/φt

hi = JHt x (k/DIt) x (cp x µ/k)1/3 x φt

hi/φt = 31 x (0,077/0,0675) x (0,49 x 8,7/0,077)1/3 = 135 hio/φt = hi/φt x DIt/DEt = 135 x 0,81/1,0 = 109

5. Lado do casco 5.1.Escolha do fluido

Fluido passando pelo casco: querosene (menos sujo)

5.2.Área de escoamento

Ac = DIc x C’ x B/(144 x PT) DIc = 21,25 in C' = 0,25 in B = 5 in PT = 1,25 in Ac = 21,25 x 0,25 x 5/(144 x 1,25) = 0,1475 ft2

5.3.Vazão mássica por área

Gc = mc/Ac


106

Gc = 43.800/0,1475 = 297.000 lb/(h x ft2)

5.4.Número de Reynolds

Rec = DIe x Gc/µ DIe = 0,99 in = 0,0825 ft (Figura 28) µ = 0,40 cp x 2,42 lb/(ft x h x cp) = 0,97 lb/(ft x h) Rec = 0,0825 x 297.000/0,97 = 25.300

5.5.Determinação do JHc

JHc = 93 (Figura 28) 5.6.Cálculo do ho/φc

ho = JHc x (k/DIe) x (cp x µ/k)1/3 x φc

ho/φc = 93 x (0,0765/0,0825) x (0,59 x 0,97/0,0765)1/3 = 169 btu/(h x ft2 x ºF)

5.7.Temperatura de parede

Tw = tcal + ho/φc/(ho/φc + hio/φt) x (Tcal – tcal)

Tw = 129 + 169/(169 + 109) x (280 – 129) = 221 ºF 5.8.Cálculo do hio

hio = hio/φt x φt

φt = (µ/µw)0,14 µw = 1,5 cp @ 221 ºF (Figura 14) φt = (3,6/1,5)0,14 = 1,13

hio = 109 x 1,13 = 123 btu/(h x ft2 x ºF)

Utilizando a Equação 30.1: hio = 129 btu/(h x ft2 x ºF)

5.9.Cálculo do ho

ho = ho/φc x φc


107

φc = (µ/µw)0,14 µw = 0,56 cp @ 221 ºF (Figura 14) φc = (0,40/0,56)0,14 = 0,95

ho = 169 x 0,95 = 161 btu/(h x ft2 x ºF) Utilizando a Equação 30.2: ho = 166 btu/(h x ft2 x ºF)

5.10. Coeficiente global de polimento

1/Uc = 1/hio + 1/ho 1/Uc = 1/123 + 1/161 Uc = 69,7 btu/(h x ft2 x ºF)

5.11. Área de troca térmica

A = a” x Lt x Nt a" = 0,2618 ft2/ft linear/tubo (Quadro 10) A = 0,2618 ft2/ft linear/tubo x 16 ft x 158 tubos = 662 ft2

5.12. Cálculo do coeficiente global de projeto

Ud = Q/(A x ∆t) Ud = 5,1 x 106 btu/h/(662 ft2 x 138 ºF) = 55,8 btu/(h x ft2 x ºF) Ud < Uc

5.13. Cálculo do fator de depósito

Rd = 1/Ud - 1/Uc

Rd = 1/55,8 - 1/69,7 Rd = 0,0036 h x ft2 x ºF/btu Rd desejado = 0,0030 h x ft2 x ºF/btu Rd calculado ≥ Rd desejado


108

5.14. Perda de carga do lado dos tubos ∆P reto = f x Gt2 x L x n

5,22 x 1010 x DIt x d x φt Para Ret = 8.220, f = 0,000285 ft2/in2 (Figura 26) ∆P reto = 0,000285 x 1.060.0002 x 16 x 4 = 6,2 psi

5,22 x 1010 x 0,0675 x 0,83 x 1,13 ∆P tampo = 4 x n/d x (v2/2g) Para Gt = 1.060.000 lb/(h x ft2), v2/2g = 0,15 (Figura 27) ∆P tampo = 4 x 4/0,83 x 0,15 = 2,9 psi ∆P tubos = ∆P reto + ∆P tampo = 6,2 + 2,9 = 9,1 psi < 10,0 psi ∆P tubos ≤ ∆P permitida

5.15. Perda de carga do lado do casco ∆P casco = f x Gc2 x DIc x (N + 1)

5,22 x 1010 x DIe x d x φc Para Rec = 25.300, f = 0,00175 ft2/in2 (Figura 29) DIc = 21,25 in = 1,77 ft N + 1 = 12 x L/B = 12 x 16/5 = 39 ∆P casco = 0,00175 x 297.0002 x 1,77 x 39 = 3,5 psi < 10,0 psi

5,22 x 1010 x 0,0825 x 0,73 x 0,95 ∆P tubos ≤ ∆P permitida


109

Exemplo 3: Utilizando 29.800 lb/h de um óleo leve com 35ºAPI a 340 ºF para preaquecer 103.000 lb/h de nafta com 48 ºAPI de 200 até 230 ºF. A viscosidade do óleo é igual a 5,0 cp a 100 ºF e 2,3 cp a 210 ºF. As quedas de pressão permitidas são de 10 psi. Como o óleo tende a depositar resíduos, considere um fator de incrustação combinado de 0,005 e use passo quadrado. Nos projetos práticos, sempre que possível usamos tubos BWG 16, com DE de ¾ in e comprimento de 16 ft.

1. Balanço de calor Q = 103.000 lb/h x 0,56 btu/(h x lb x ºF) x (230 – 200) ºF = 1,73 x 106 btu/h 1,73 x 106 btu/h = 29.800 x 0,58 btu/(h x lb x ºF) x (340 – T2) ºF T2 = 240 ºF

2. Propriedades físico-químicas ∆tf = 240 – 200 = 40 ºF ∆tq = 340 – 230 = 110 ºF

∆tf/∆tq = 40/110 = 0,364 Kc = 0,23 (Figura 17) Fc = 0,405 (Figura 17) Óleo leve: Tcal = T2 + Fc x (T1 – T2) = 240 + 0,405 x (340 – 240) = 281 ºF

Nafta: tcal = t1 + Fc x (t2 – t1) = 200 + 0,405 x (230 – 200) = 212 ºF Utilizando as temperaturas calóricas, determina-se as propriedades físico-químicas através de dados de literatura (ver os quadros do Anexo 1).

Propriedade Sigla Unidade Óleo Leve Nafta

Calor específico cp btu/(h x lb x ºF) 0,58 0,56 Densidade d - 0,76 0,72 Viscosidade µ Cp 1,5 0,54 Condutividade térmica k btu/(h x ft x ºF) 0,073 0,080


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3. Cálculo do ∆t

340 ºF

240 ºF

200 ºF

230 ºF

∆tML = (340 – 230) - (240 – 200) = 69,3 ºF

Ln [(340 – 230)/(240 – 200)] R = 340 – 240 = 3,3 230 – 200 S = 230 – 200 = 0,214 340 – 200 Na Figura 18, para trocador 1-2 e utilizando-se os valores de R e S acima, encontra-se Ft = 0,885. ∆t = ∆tML x Ft = 69,3 x 0,885 = 61,4 ºF

4. Área de troca térmica (estimativa inicial) No Quadro 8, deve-se esperar um valor máximo de UD entre 60 e 75 btu/(h x ft2 x ºF). É melhor escolher um valor de UD mais elevado do que um valor baixo de modo que o trocador final preencha as exigências com exatidão. Escolhendo UD igual a 70 btu/(h x ft2 x ºF). A = Q/(UD x ∆t) = 1,73 x 106/(70 x 61,4) = 403 ft2 5. Número de tubos

Nt = A/(a” x Lt) a" = 0,1963 ft2/ft linear/tubo (Quadro 10) Comprimento dos tubos (Lt) = 16 ft Nt = 403/(0,1963 x 16) = 129 tubos Conforme o Quadro Y, a contagem de tubos para duas passagens, DE de ¾”, dispostos em passo quadrado de 1”, é de 124 tubos, com o diâmetro do casco igual a 15,25 in.


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7. Coeficiente global de projeto

Ud = Q/(A x ∆t) Ud = 1,73 x 106 btu/h/(390 ft2 x 61,4 ºF) = 72,3 btu/(h x ft2 x ºF) 60 ≤ Ud ≤ 75

8. Lado dos tubos 8.1. Escolha do fluido

Fluido passando pelos tubos: nafta


At = Nt x a’t/(144 x n) Nt = 124 tubos a't = 0,302 in2/tubo (Quadro 10) n = 2 passagens pelos tubos At = 124 x 0,302/(144 x 2) = 0,130 ft2


Gt = mt/A t Gt = 103.000/0,130 = 793.000 lb/(h x ft2)

8.4. Número de Reynolds

Ret = DIt x Gt/µ DIt = 0,62 in = 0,0517 ft µ = 0,54 cp x 2,42 lb/(ft x h x cp) = 1,31 lb/(ft x h) Ret = 0,0517 x 793.000/1,31 = 31.300


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8.5. Determinação do JHt

JHt = 102 (Figura 24) 8.6. Cálculo do hio


hi = 102 x (0,080/0,0517) x (0,56 x 1,31/0,080)1/3 x 1 = 329 btu/(h x ft2 x ºF) Onde φt = 1, devido viscosidade baixa. hio = hi x DIt/DEt = 329 x 0,62/0,75 = 272 btu/(h x ft2 x ºF)

9. Lado do casco 9.1. Escolha do fluido

Fluido passando pelo casco: óleo leve (passo quadrado)


Ac = DIc x C’ x B/(144 x PT) DIc = 15,25 in C' = 0,25 in Espaçamento mínimo entre chicanas = 20% do diâmetro interno do casco B = DIc x 23% = 15,25 x 0,23 = 3,5 in PT = 1 in Ac = 15,25 x 0,25 x 3,5/(144 x 1) = 0,0927 ft2


Gc = mc/Ac Gc = 29.800/0,0927 = 321.000 lb/(h x ft2)

9.4. Número de Reynolds



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9.5. Determinação do JHc

JHc = 46 (Figura 28) 9.6. Cálculo do ho


ho = 46 x (0,0730/0,0792) x (0,58 x 3,63/0,0730)1/3 x 1 = 130 btu/(h x ft2 x ºF) Onde φc = 1, devido viscosidade relativamente baixa.

10. Cálculo do coeficiente global de polimento

1/Uc = 1/hio + 1/ho 1/Uc = 1/272 + 1/130 Uc = 88,2 btu/(h x ft2 x ºF) Ud < Uc

11. Cálculo do fator de depósito

Rd = 1/Ud - 1/Uc

Rd = 1/72,3 - 1/88,2 Rd = 0,0025 h x ft2 x ºF/btu Rd desejado = 0,0050 h x ft2 x ºF/btu Rd desejado > Rd calculado Portanto, a primeira tentativa não foi qualificada porque não atende as exigências do fator de depósito. Pode-se obter alguma vantagem em trocar as correntes? Obviamente, o coeficiente de película do óleo leve, que é o fluido controlador, diminuiria consideravelmente se as correntes fossem invertidas. Pode-se usar quatro passagens para os tubos? Dobrando, o número de tubos produzirá o dobro da vazão mássica, aproximadamente, e fornecerá oito vezes a perda de carga do interior dos tubos, excendendo a perda de carga permitida. Todas as hipóteses acima são razoáveis. O trocador é simplesmente muito pequeno, ou seja, o valor de UD suposto deve ser reduzido. Para a nova tentativa, reduziu-se o UD para 60 btu/(h x ft2 x ºF) (final da faixa).


114

12. Área de troca térmica (estimativa inicial da 2ª tentativa)

A = Q/(UD x ∆t) = 1,73 x 106/(60 x 61,4) = 470 ft2 13. Número de tubos

Nt = A/(a” x Lt) a" = 0,1963 ft2/ft linear/tubo (Quadro 10) Comprimento dos tubos (Lt) = 16 ft Nt = 470/(0,1963 x 16) = 150 tubos Conforme o Quadro 9, a contagem de tubos para duas passagens, DE de ¾”, dispostos em passo quadrado de 1”, mais próxima é de 166 tubos, com o diâmetro do casco igual a 17,25 in.




Ud = Q/(A x ∆t) Ud = 1,73 x 106 btu/h/(521 ft2 x 61,4 ºF) = 54,1 btu/(h x ft2 x ºF) Valores máximos: 60 ≤ Ud ≤ 75

16. Lado dos tubos 16.1 Escolha do fluido

Fluido passando pelos tubos: nafta

16.2 Área de escoamento

At = Nt x a’t/(144 x n) Nt = 166 tubos a't = 0,302 in2/tubo (Quadro 10) n = 2 passagens pelos tubos


115

At = 166 x 0,302/(144 x 2) = 0,174 ft2

16.3 Vazão mássica por área

Gt = mt/A t Gt = 103.000/0,174 = 592.000 lb/(h x ft2)

16.4 Número de Reynolds

Ret = DIt x Gt/µ DIt = 0,62 in = 0,0517 ft µ = 0,54 cp x 2,42 lb/(ft x h x cp) = 1,31 lb/(ft x h) Ret = 0,0517 x 592.000/1,31 = 23.400

16.5 Determinação do JHt

JHt = 78 (Figura 24) 16.6 Cálculo do hio


hi = 78 x (0,080/0,0517) x (0,56 x 1,31/0,080)1/3 x 1 = 252 btu/(h x ft2 x ºF) Onde φt = 1, devido viscosidade baixa. hio = hi x DIt/DEt = 252 x 0,62/0,75 = 208 btu/(h x ft2 x ºF)

17. Lado do casco 17.1 Escolha do fluido

Fluido passando pelo casco: óleo leve (passo quadrado)

17.2 Área de escoamento

Ac = DIc x C’ x B/(144 x PT) DIc = 17,25 in C' = 0,25 in Espaçamentro mínimo entre chicanas = 20% do diâmetro interno do casco B = DIc x 20% = 17,25 x 0,20 = 3,45 in


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PT = 1 in Ac = 17,25 x 0,25 x 3,45/(144 x 1) = 0,103 ft2

17.3 Vazão mássica por área

Gc = mc/Ac Gc = 29.800/0,103 = 289.000 lb/(h x ft2)

17.4 Número de Reynolds


17.5 Determinação do JHc

JHc = 50 (Figura 28) 17.6 Cálculo do ho


ho = 50 x (0,0730/0,0792) x (0,58 x 3,63/0,0730)1/3 x 1 = 141 btu/(h x ft2 x ºF) Onde φc = 1, devido viscosidade relativamente baixa.

18. Cálculo do coeficiente global de polimento

1/Uc = 1/hio + 1/ho 1/Uc = 1/208 + 1/141 Uc = 84,0 btu/(h x ft2 x ºF)

19. Cálculo do fator de depósito

Rd = 1/Ud - 1/Uc

Rd = 1/54,1 - 1/84,0


117

Rd = 0,0066 h x ft2 x ºF/btu Rd desejado = 0,0050 h x ft2 x ºF/btu Rd calculado ≥ Rd desejado

20. Perda de carga do lado dos tubos ∆P reto = f x Gt2 x L x n

5,22 x 1010 x DIt x d x φt Para Ret = 23.400, f = 0,00024 ft2/in2 (Figura 26) ∆P reto = 0,00018 x 592.0002 x 16 x 2 = 1,3 psi

5,22 x 1010 x 0,0517 x 0,72 x 1 ∆P tampo = 4 x n/d x (v2/2g) Para Gt = 592.000 lb/(h x ft2), v2/2g = 0,045 (Figura 27) ∆P tampo = 4 x 2/0,72 x 0,045 = 0,5 psi ∆P tubos = ∆P reto + ∆P tampo = 1,3 + 0,5 = 1,8 psi < 10,0 psi ∆P tubos ≤ ∆P permitida

21. Perda de carga do lado do casco ∆P casco = f x Gc2 x DIc x (N + 1)

5,22 x 1010 x DIe x d x φc Para Rec = 8.200, f = 0,0023 ft2/in2 (Figura 29) DIc = 17,25 in = 1,44 ft N + 1 = 12 x L/B = 12 x 16/3,45 = 56 ∆P casco = 0,0023 x 289.0002 x 1,44 x 56 = 4,9 psi < 10,0 psi

5,22 x 1010 x 0,0792 x 0,76 x 1 ∆P tubos ≤ ∆P permitida


118

31. REFERVEDORES

São universalemnte reconhecidos quatro regimes de ebulição representados na Figura 31.1.

Figura 31.1 - Regimes de ebulição.

No regime de convecção natural, o líquido superaqeucido na superfície metálica sobe

até a superfície entre o vapor e o líquido por convecção natural liberando calor por evaporação, sem formação de bolhas.

No regime de ebulição nucleada bolhas são formadas em centros de nucleação na

superfície metálica, subindo até a superfície entre líquidos e vapor por empuxo ou, então, caso o seio do líquido seja subresfriado, entram em colapso. É o regime utilizado na prática.

O regime de ebulição em filme parcial (“partial film boiling”) é instável, ocorrendo

hora a ebulição nucleada, ora a ebulição em filme (“film boiling”). O regime de ebulição em filme é indesejável na prática pois a quantidade de vapor

formada é gande o suficiente para impedir o contato entre o líquido e a superfície metállica devido a formação de um filme contínuo de vapor que prejudica a transferência de calor.

O ponto C é caracterizado pelo vapor máximo de fluxo térmico possível para o

regime de ebulição nucleada (também conhecido como “burn-out”).


119

Em alguns tipos de refervedores, devido ao fato de fluído estar movimentando-se em

relação à superfície metálica, o processo de ebulição é modificado pela existência de cisalhamento na camada de líquido adjascente à superfície quente; assim o processo de ebulição nucleada é parcialemente suprimido; a transfêrencia de calor obtida é maior que a obtida por ebulição nucleada apenas, devido à existência de convecção.

Há quatro tipos principais de refervedores:

• “Kettle”; • Termossifão vertical; • Termossifão horizontal; • Circulação forçada.

No refervedor “kettle”, os tubos são mantidos submersos no líquido por meio de um

vertedor; o vapor é retirado pelo topo e o líquido pelo vertedor; estes refervedores, que comumente utilizam tubos em U, sujam-se facilmente, proporcionam um alto tempo de residência para o líquido e são caros.

Figura 31.2 - Refeverdor tipo Kettle.

No termossifão vertical, o fluído entra pela parte inferior dos tubos, vaporizando à medida em que sobe e é aquecido, de modo que a densidade média diminui, originando uma diferença de pressão hidostática que gera a circulação natural do fluído; as principais vantagens de sua utilização são o baixo tempo de residência do fluído, a alta velocidade que contribui para a remoção de depositos formados e o pequeno espaço ocupado. As desvantagens são problemas de manutenção e a necessidade de elevação da coluna.


120

Figura 31.3 - Termossifão vertical.

O termossifão horizontal, que utiliza cascos do tipo G,H e J, funciona baseado no mesmo princípio que o vertical, diferindo apenas no fato de o fluído passar no casco.

Figura 31.4 - Termossifão horizontal.

Em refervedores de circulação forçada, tanto horizontais como verticais, a circulação é provida por uma bomba; a vaporização não se dá no refervedor, mas em uma válvula colada na linha de saída; são utilizados quando se deseja evitar a fromação de depositos, possuíndo ainda as vantagens da facilidade de projeto e controle.


121

Figura 31.5 - Refeverdor com circulação forçada.

Refervedores tipo “kettle”:

O projeto do lado dos tubos é feita de maneira usual, e do lado do casco é feito em duas etapas.

1º) Cálculo do fluxo máximo permitido Há três equações simples, a de Mostinski (31.1) e a de Zuber (31.2) e a de Palen e

Small (31.3). (Q/A) máx. = 803Pc (P/Pc)0,35 (1-P/Pc)0,9 (31.1) 0,25 0,5 (Q/A) máx. = 0,18pv. λ σ(Pl - pv) . gc Pl__ (31.2) pv

2 pl + Pv

(Q/A) máx. = 61,6 P1 pv λ g σ (pL - Pv (31.3) Do√N p2 v Onde:

• Pc: pressão crítica, psia; • P: pressão de sistema, psia; • λ: calor latente, btu/lb; • σ: tensão superficial, lbf/ft; • pL: massa específica do líquido, lb/ft3; • pv: massa específica do vapor, lb/ft3; • g: aceleração da gravidade, ft/h2; • gc: constante de conversão, 4,17x108 lb.ft/(lbf.h2 );


122

• (Q/A)máx: fluxo máximo permitido, btu/hft2;

• P1 e Do: passo e diâmetro externo dos tubos, in; • N: número de tubos.

2º) Cálculo do coeficiente de película Há duas equações simples, a de Mostinski (31.4) e a de Mc Nelly (31.5). h = 0,00658 Pc 0,69 (Q/A) 0,7 [1,8 (p/Pc)0,17 + 4 (P/Pc)1,2 + 10 (p/Pc)10] (31.4) h = 0,225 (Q/A) 0,69 (Cp/ λ) 0,69 (144Pk) 0,31 (pL – 1) 0,33 (31.5) σ pv Onde,

• Q/A: fluxo térmico existente, btu/(h.ft2); • Cp: calor específico do líquido, btu/(lb.ºF); • k: condutividade térmica do líquido, btu/(h.ft.ºF).

A perda de carga é usualmente desprezível, mas deve ser calculada para a

determinação da elevação mínima da torre.

Termossifões verticais: Alguns anos atrás, os termossifões verticais eram projetados usualmente para um

fluxo térmico máximo de 12.000 btu/(h xft2) para compostos orgânicos, e uma percentagem máxima de vaporização de 25%. Atualmente, após diversos dados práticos terem se tornado disponíveis, passou-se a considerar o fluxo máximo igual a 15.000 btu/(h x ft2), podendo chegar até 20.000 btu/(h x ft2).

O projeto usualmente segue o roteiro descrito por Fair, no qual as equações utilizadas

podem ser substituídas por outras, caso desejado. O passo inicial é determinar a vazão circulada e a percentagem vaporizada no

sistema, através de um balanço de pressão. ht = σhb + hTP

(31.6) Onde hTP é o coeficiente de película convectivo do escoamento bifásico, calculado

pela equação de Dengler e Addoms (31.7) ou Chen (31.8), esta apenas para escoamento anular.

hTP = 3,5hL (1/Xtt)

0,5 (31.7)

hTP = hL F (31.8)

Onde,


123

• hL: coeficiente de película caso o fluído soss todo líquido; • 1/Xtt = (WG/ WL)

0,9 (ρL/ρG) 0,5 (µG/µL) 0,1;

• F: fator tirado da Figura 8.6.

Figura 31.6 - Fator F da equação de Chen.

hB é o coeficiente de película de ebulição nucleada obtido, na falta de dados

experimentais, pela equação de Chen (31.9). hB = 0,00122 ( k 0,79 Cp 0,45 µL 0,49gc 0,25) ∆T 0,5 ∆P 0,75 σ 0,5 µL

0,29 λ 0,24 pv0,24

Onde: • ∆T: diferença entre as temperatures de parede e do fluído, ºF; • ∆P: diferença das pressões de vapor do fluído nas duas temperaturas acima;

lbf/ft2; • σ: é o fator de supressão da ebulição nucleada (chamdo por Chen de S),

sendo uma função de 1/Xtt e da velocidade mássica, segundo Fair, e calculado pela Figura 31.7, para Chen.


124

Figura 31.7 - Fator S de Chen.

Onde ReL é o número de Reynolds se o escoamento fosse todo líquido. A perda de carga é calculada utilizando-se o método de Lockhart-Martinelli, ou

Duckler.

Termossifões horizontais: Podem ser utuilizadas as mesmas equações de termossifões verticais, desde que se

utilize o conceito do diâmetro equivalente; a única exceção é a perda de carga para escoamento cruzado.

Outros refervedores:

Existem refervedores internos e os refervedores com vapor. Refervedores internos são constituídos de tubos em U (por onde passa o fluído de

aquecimento) submersos no líquido de fundo da coluna; o projeto destes refervedores é idêntico ao do “Kettle”.

Refervedores com vapor são utilizados quando se deseja baixar a pressão parcial de

produtos orgânicos termodegradáveis; o trocador é o tipo termossifão vertical e o vapor é introduzido sob o espelho inferior. Exemplo 4: Um refervedor com termossifão vertical deve proporcionar 40.800 lb/h de vapor que é constituido quase totalmente de butano puro. A coluna opera a uma pressão de 275 psig, a qual corresponde a um ponto de ebulição aproximadamente isotérmico igual a 228 ºF. O calor será fornecido pelo vapor d´água a 125 psig. Deve-se empregar uma razão de recirculação maior ou igual a 4:1.


125

Determine o trocador ótimo capaz de satisfazer essa necessidade. Utilize tubos BWG 16, com DE igual a ¾ in, com um passo triangular de 1 in.

1. Propriedades físico-químicas Butano: Tcal = T1 = T2 = 228 ºF (corrente isotérmica; 275 psig) Vapor d´água: tcal = t1 = t2 = 353 ºF (corrente isotérmica; 125 psig; saturado) Utilizando as temperaturas calóricas, determina-se as propriedades físico-químicas através de dados de literatura (ver Anexo 1).

Propriedade Sigla Unidade Butano Vapor Entalpia do líquido hL btu/lb 241 325 Entalpia do vapor hV btu/lb 338 1.193 Densidade do líquido d - 0,43 - Viscosidade µ Cp 0,10 -


Q = 40.800 lb/h x (338 – 241) btu/lb = 3,96 x 106 btu/h 3,96 x 106 btu/h = mvapor x (1.193 – 325) btu/lb mvapor = 4.570 lb/h

3. Cálculo do ∆t

353 ºF353 ºF

228 ºF 228 ºF

∆t = 353 - 228 = 125 ºF (fluidos isotérmicos)

4. Área de troca térmica (estimativa inicial)

Quando estabelece-se a área do refervedor, a primeira tentativa deve sempre ser feita para o fluxo máximo permitido, ou seja, 12.000 btu/(h x ft2).


126

Obs.: atualmente, considera-se o fluxo máximo igual a 15.000 btu/(h x ft2), podendo chegar até 20.000 btu/(h x ft2). A = Q/(Q/A) = 3,96 x 106/(12.000) = 330 ft2

5. Número de tubos

Nt = A/(a” x Lt) a" = 0,1963 ft2/ft linear/tubo (Quadro 10) Comprimento dos tubos (Lt) = 16 ft. Este comprimento maior reduz o diâmetro do casco do refervedor, porém aumenta a altura da coluna de destilação. Nt = 330/(0,1963 x 16) = 105 tubos Conforme o Quadro 9, a contagem de tubos mais próxima para uma passagem, DE de ¾”, dispostos em passo triangular de 1”, é de 109 tubos, com o diâmetro do casco igual a 13,25 in.




Ud = Q/(A x ∆t) Ud = 3,96 x 106 btu/h/(342 ft2 x 125 ºF) = 92,5 btu/(h x ft2 x ºF)

8. Pressão estática no ramo de ligação do refervedor

Pe = 2,3 x Lt/(νo - νi) x log (νo/νi) ρv = P x PM/(Z x R x T) = (275 + 14,7) x 58/[1 x 10,73 x (228 + 460)] = 2,27 lb/ft3

νv = 1/ρv = 1/2,27 = 0,44 ft3/lb ρL = dL x dágua = 0,43 x 62,5 = 26,9 lb/ft3

νL = 1/ρL = 1/26,9 = 0,0372 ft3/lb


127

Razão de recirculação mínima = 4:1 Vazão mássica de líquido = 4 x 40.800 = 163.200 lb/h Vazão mássica de vapor = 1 x 40.800 = 40.800 lb/h Vazão mássica total = 163.200 + 40.800 = 204.000 lb/h Vazão volumétrica de líquido = 163.200 x 0,0372 = 6.100 ft3/h Vazão volumétrica de vapor = 40.800 x 0,44 = 17.950 ft3/h Vazão volumétrica total = 6.100 + 17.950 = 24.050 ft3/h νo = 24.050/204.000 = 0,1175 ft3/lb (volume específico na saída do refervedor) Pe = 2,3 x 16/(0,1175 – 0,0372)/144 x log (0,1175/0,0372) = 1,60 psi

9. Resistência do atrito Área de escoamento = At = Nt x a’t/(144 x n) = 109 x 0,302/(144 x 1) = 0,229 ft2 Gt = mt/A t Gt = 204.000/0,229 = 891.000 lb/(h x ft2) Ret = DIt x Gt/µ DIt = 0,62 in = 0,0517 ft µ = 0,10 cp x 2,42 lb/(ft x h x cp) = 0,242 lb/(ft x h) Ret = 0,0517 x 891.000/0,242 = 190.000 f = 0,000127 ft2/in2 (Figura 26) d médio = (0,43 + 1/0,1175 x 62,5)/2 = 0,285 ∆Pt = f x Gt2 x L x n

5,22 x 1010 x DIt x d x φt ∆Pt = 0,000127 x 891.0002 x 16 x 1 = 2,09 psi

5,22 x 1010 x 0,0517 x 0,285 x 1 Resistência total = 1,60 + 2,09 = 3,69 psi


128

Força motriz = z1 x ρL/144 = 16 x 0,43 x 62,5/144 = 2,98 psi < 3,69 psi As resistências são maiores do que o valor proporcionado pela carga hidrostática. Portanto, a razão de recirculação será menor do que 4:1. Das resistências encontradas, a queda da pressão por atrito poderá ser reduzida pelo quadrado da velocidade mássica se os tubos se encurtarem A outra alternativa é elevar o nível de líquido na coluna até acima do espelho superior Tentativa 2: Suponha tubos de 12 ft com razão de recirculação de 4:1. Número de tubos: 330 ft2 = 330/(12 x 0,1963) = 140 De acordo com a contagem dos tubos: 140 tubos, 1 passagem, DE de ¾ in, passo triangular de 1 in. Contagem mais próxima: 151 tubos, casco de DI igual a 15 ¼ in. A = 151 x 12 x 0,1963 = 356 ft2 Ud = 3.960.000/(356 x 125) = 89,0 btu/(h x ft2 x ºF) Pe = 2,3 x 12/(0,1175 – 0,0372)/144 x log (0,1175/0,0372) = 1,20 psi At = Nt x a’t/(144 x n) = 151 x 0,302/(144 x 1) = 0,316 ft2 Gt = mt/A t Gt = 204.000/0,316 = 645.000 lb/(h x ft2) Ret = DIt x Gt/µ DIt = 0,62 in = 0,0517 ft µ = 0,10 cp x 2,42 lb/(ft x h x cp) = 0,242 lb/(ft x h) Ret = 0,0517 x 645.000/0,242 = 138.000 f = 0,000135 ft2/in2 (Figura 26) d médio = (0,43 + 1/0,1175 x 62,5)/2 = 0,285 ∆Pt = f x Gt2 x L x n

5,22 x 1010 x DIt x d x φt ∆Pt = 0,000135 x 645.0002 x 12 x 1 = 0,88 psi

5,22 x 1010 x 0,0517 x 0,285 x 1


129

Resistência total = 1,20 + 0,88 = 2,24 psi Como a força motriz é ligeiramente maior do que as resistências, fica garantida uma razão de recirculação melhor do que 4:1. Para Ret = 138.000, JH = 330 e hi = 735 btu/(h x ft2 x ºF) Coeficiente de película máximo para líquidos orgânicos para impedir grandes diferenças de temperatura entre a parede do tubo e o líquido, de forma a atender o fluxo de calor máximo de 12.000 btu/(h x ft2 x ºF), é de 300 btu/(h x ft2 x ºF). Portanto, como hi calculado (735 btu/(h x ft2 x ºF)) ficou acima do valor máximo (300 btu/(h x ft2 x ºF)), então será considerado o valor máximo. hio = hi x DI/DE = 300 x 0,62/0,75 = 248 btu/(h x ft2 x ºF) Para vapor d´água condensando normalmente considera-se o ho igual a 1.500 btu/(h x ft2 x ºF). 1/UC = 1/hio + 1/ho = 1/1500 + 1/248 UC = 213 btu/(h x ft2 x ºF) RD = 1/UD - 1/UC RD = 1/89 - 1/213 = 0,0065 h x ft2 x ºF/btu RD necessário (campanha de 1 a 1,5 anos) = 0,0060 btu/(h x ft2 x ºF) RD calculado > RD necessário: o trocador proposto atende.


130

32. CONDENSADOR A condensação (passagem de vapor para líquido) pode ocorrer por dois mecanismos

diferentes: formação de gotas (“dropwise”) ou formação de filme (“filmwise”); em ambos os casos, o vapor condensa sob a forma de gotas em uma surperfície fria, mas a formação de filme no segundo caso ocorre devido a rapidez da condensação e à afinidade da superfície pelo condensado. Apesar da formação de gotas produzir coeficientes de película muito maiores, o cálculo de condensadores é feito com a equação de condensação com formação de filmes, por ser este o mecanismo mais comum.

O cálculo do coeficiente de película para condensação leva em consideração apenas a

condução através do filme de líquido depositado sobre a superfície fria. Q = k (Tsat – Tw) = h (tsat – Tw) A y

Onde,

• Q/A: fluxo térmico; • k: condutividade térmica do condensado; • Tsat: temperatura de saturação; • Tw: temperatura da parede; • Y: espessura do filme; • h: coeficiente de condensação.

Nusselt obteve fórmulas para cãlculo do coeficiente de película de condensação

baseado em várias premissas, entre as quais a de que o regime de escoamento do condensado é laminar sem cisalhamento causado pelo vapor e a temperatura da parede é constante.

Condensação sobre tubos verticais:

A espessura do filme aumenta no sentido descendente à medida que o condensado se acumula; o coeficiente é obtido então pela integração ao longo de todo o comprimento do tubo.

A equação obtida é:

ho = 0,943 k3 p2 λ g 1/4 µ L∆T Onde,

• k: condutividade térmica do condensado, btu/(h.ft.ºF); • p: massa específica do condensado (lb/ft3); • µ: viscosidade do condensado (lb/h ft); • λ: calor latente do vapor (btu/lb);


131

• g: aceleração da gravidade (4,17 x 108 ft/h2) • L: comprimento do tubo (ft); • ∆T = Tsat – Tw (ºF); • ho: coeficiente de película baseado na área externa, btu/(h.ft2.ºF).

O calor latente é calculado na temperatura de saturação e as outras propriedades

físicas na temperatura média do filme, Tf:

Tf = Tsat + Tw

2 Para o caso específico de tubos verticais, as seguintes equações são válidas:

ho = 0,924 k3 p2 g 1/3

µґ ho = 1,47 k3 p2 g 1/3 4 ґ -1/3

µ2 µ Onde,

ґ = W___ Nt ¶ Do

• W: vazão total de condensado; • Nt: número de tubos onde ocorre a condensação; • Do: diâmetro externo dos tubos.

Deve ser ainda considerado a possibilidade de haver regime turbulento ou

cisalhamento pelo vapor.

Condensação sobre tubos horizontais:

De maneira análoga, pode-se obter as seguintes equações:

ho = 0,725 k3 p2 λ g 1/4 µ Do∆T

ho = 0,951 k3 p2 λ g 1/3 µ Do τ

τ = W/(Nt L)

Onde,

• ho: coeficiente de película baseado na área externa; • Do: diâmetro externo.


132

Condensação sobre um feixe de tubos:

A condensação sobre um feixe com N fileiras de tubos pode ser obtida corrigindo-se as equações do caso anterior por:

hN = hl N -1/4 Onde,

• hN: coeficiente de película médio do feixe de tubos; • h1: coeficiente de película do tubo superior calculado como no caso anterior; • N: número de fileiras de tubos.

Na prática, no entanto, esta equação é conservativa, pois o condensado não escorre

em regime laminar de um tubo para outro, havendo também o “pingamento”, que em muito aumenta a turbulência. Assim, Kern propôs corrigir o coeficiente de película pela expressão:

hN = h1 N – 1/6

Condensação no interior de tubos verticais:

Há três regimes de escoamento: laminar, turbulento e turbulento com cisalhamento por vapor. As fórmulas utilizadas são: - Laminar: h = 0,924 k3 p2 g 1/3 µ ґ - Turbulento: (Re > 1800)

Utilizar a reta de iniciação positiva da figura abaixo:

Onde,

Re = 4 ґ

µ

ґ = W__ Nt ¶ Di


133

- Turbulento com cisalhamento hiDi = 0,024 Di Gt

0,8 Pr 0,43 (ρ/ρm)i0,5 + (ρ/ρmo)0,5 k µ 2

Onde, h é o coeficiente de película baseado na área interna.

ρ/ρm = ρL - ρv x ρv

Onde,

• x: Título; • Gt: velocidade mássica total; • i: entrada; • o: saída.

O que se faz na prática é calcular o coeficiente de película de condensação pelas três fórmulas é adotar o maior valor obtido. Condesação no interior de tubos horizontais:

Há dois regimes de escoamento, laminar e turbulento com cisalhamento. Para regime laminar pode-se utilizar a equação proposta por Kern. h = 0,761 L k3 p2 g 1/3 = 0,612 k3 p2 g λ 1/4 Wt µ µ Di ∆T

Wt é a vazão condensada por tubo. Para regime turbulento com cisalhamento utilizar a equação do caso anterior. Perda de carga para consensação nos tubos:

Podem ser utilizados métodos tradicionais como de Duckler ou Lockhart-Mrtinellli. Perda de carga para ondensação no casco:

Há duas opções, o método de Kern e o de Diehl e Unruh. Kern sugere, para condensação total, utilizar a metade da perda de carga para as condições de entrada. Diehl e Unruh apresentaram gráficos para correção da perda de carga do vapor em seções de escoamento cruzado; este método, no entanto, deve se aplicado ponto a ponto.


134

Condensação com dessuperaquecimento ou subresfriamento: ___ ∆T = _____Q______ qc + _q_ ∆Tc ∆T U = _____Q______ qc + _q_ Uc U

Onde, __

• ∆T: diferença de temperatura média ponderada; • ∆Tc: diferença de temperatura na condensação; • ∆T: diferença de temperatura no dessuperaquecimento ou subresfriamento,

conforme o caso; • Q: carga térmica total; • qc: carga térmica de condensação; • q: carga térmica de dessuperaqueciemnto ou subresfriamento, conforme o

caso; • U: coeficiente global sujo ponderado; • Uc: coeficiente global sujo de condensação; • U: coeficiente global sujo de dessuperaquecimento ou subresfriamento,

conforme caso.

O subresfriamento é realizado por meio ou de uma perna de selagem ou de uma chicana de represamento (“dam-baffle”).

Condensação multicomponente:

O cálculo é feito ponto-a-ponto, com o auxílio de uma curva “flash” (a menos que a curva de condensação seja linear).


135

Condensação na presença de incondensáveis:

A presença de um componente incondensável em muito prejudica a transferência de calor em condensamento, pois forma-se uma barreira de incondensáveis entre o filme condensado e os seio do vapor, através da qual os condensáveis devem se difundir; assim, além das resistências conhecidas a transmissão de calor, deve ser acrescentada a resistência à transferência de massa ao cálculo do coeficiente global.

O cálculo é feito pela equação fundamental do projeto de trocadores de calor. Qt

A = ∫ dQ . 0 U(T - t)

Calcula-se 1___ para diversos pontos do trocador, com o auxílio de uma curva U (T - t) “flash”; a seguir faz-se um gráfico tendo-se 1___na ordenada e Q na abscissa; a área U (T - t) sob a curva obtida é a área necessária do trocador. Condensadores de refluxo e de “knock-back condensers”:

Ambos são utilizados para condensação nos tubos; no projeto de “knock-back condensers” deve ser evitado o “flooding” dos tubos.


136

Condensadores de contato direto:

Neste tipo de trocador o vapor é colocado em contato não com uma superfície metálica fria, mas com um líquido subresfriado; a mistura dos dois fluídos pode gerar um problema de separação posterior. Exemplos típicos de trocadores de contato direto são os condesadores barométricos, “quenchers” de gás de pirólise, torres de resfriamento e dessuperaquecedores de vapor em linha.

O meio de contato pode ser “sprays” ou jatos de líquido, no caso de “baffle-tray columns” no caso de câmaras de “spray” e ainda recheio em torres recheadas.


137

Na Figura 32.1 é apresentado o gráfico para determinar a carga de condensação

proposto por Kern.

Figura 32.1 – Carga de condensação (Método do Kern).


138

33. FABRICANTES DE TROCADORES DE CALOR DO BRASIL

1. ALFA- LAVAL EQUIPAMENTO LTDA.

2. APV DO BRASIL S.A.

3. CARBONO LORENA S.A.

4. COBRASMA S.A. - INDÚSTRIA E COMÉRCIO

5. CONFAB INDUSTRIAL S.A.

6. FIEMA

7. GEA DO BRASIL INTERNACIONAL S.A.

8. HERCULES S .A. -INDÚSTRIA DE EQUIPAMENTOS E CALDEIRAS

9. ISHIBRÁS – ISHIKAWAJIMA DO BRASIL ESTALEIROS S.A.

10. JARAGUÁ S.A. INDÚSTRIAS MECÂNICAS

11. NORDON - INDÚSTRIAS METALÚRGICAS S.A.

12. ATA COMBUSTÃO TÉCNICA S.A.

13. CBC INDÚSTRIAS PESADAS S.A.

14. MECÂNICA CONTINENTAL S.A.

15. MECÂNICA PESADA S.A..


139

34. REFERÊNCIA BIBLIOGRÁFICA

1) FOUST, A.S.; WENZEL, L.A.; CLUMP, C.W.; MAUS, L.; ANDERSEN, L.B.. Princípios das Operações Unitárias. 2.ed, LTC – Livros Técnicos e Científicos Editora S.A., Rio de Janeiro, 1982;

2) LUDWIG, E. E.. Applied Process Design For Chemical And Petrochemical Plants, Gulf Publishing, 1995;

3) INCROPERA, Franck O.; DEWITT, David P.. Fundamentos de Transferência de Calor e Massa. 3.ed, Guanabara Dois, Rio de Janeiro, 1992;

4) KERN, Donald Q.. Processos de Transmissão de Calor. 1.ed, Guanabara Dois, Rio de Janeiro, 1980;

5) PEREIRA, Antonio Constantino; MUSTAFA, George de Souza. Equipamentos de Troca Térmica. Apostila do Curso de Operações Unitárias do SENAI/CETIND, Salvador, 2002;

6) PERRY, R.H.; GREEN, D.W.; MALONEY J.O.. Perry's Chemical Engineers' Handbook. 7.ed, IE-MCGRAW-HILL, 1997;

7) PETERS, M.S.;TIMMERHAUS, K.D.; WEST, R.E.. Plant Design and Economics for Chemical Engineers. 5.ed, Mc Graw Hill, 2003;

8) SMITH, J.M.; VAN NESS, H.C.; ABBOTT, M.M.. Introdução à Termodinâmica da Engenharia Química. Guanabara Dois, 2000.


140

ANEXOS


141

ANEXO 1

Quadros e Figuras do Kern


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ANEXO 2

Capítulo 14 do Timmerhaus

Alternative Approaches to Heat Exchanger Performance


197

Alternative Approaches to Heat Exchanger Performance

Earlier we described the use of the F correction factor to obtain the overall mean

temperature by using Eq. (14-8). Evaluation of F requires knowledge of the inlet and out-

let temperatures of both streams and the exchanger configuration. However, often there is a

need to determine the exit teh1peratures of the two fluids in a given heat exchanger

configuration when only the inlet temperatures are known. The solution of such a problem

using the F correction method requires making successive estimates of the outlet

temperatures and proceeding with an iterative process. The latter can often be avoided by

using alternative approaches involving the concepts of heat exchanger effectiveness E and

number of transfer units NTU.

The effectiveness of a heat exchanger is defined as

E = q___ qmax

(14-11)

where q and qmax are the actual and the maximum amounts of heat that can be transferred

per unit time in an exchanger. The maximum amount of heat transfer between two streams

Figure 14-6

Graphical method for single heat exchanger design


198

in a countercurrent flow heat exchanger occurs when the outlet temperature of the stream

with the lowest m c p product approaches the inlet temperature of the other stream. Thus

qmax = (mCp) rnin ∆To,max (14-12)

where ∆To,max = Th,in - Tc,in, Making the substitution into Eq. (14-11) yie1ds

E = Tc, out - T c, in (14-13)

Th, in - Tc, in when the cold fluid has the minimum value of mCp When the hot fluid has the minimum value of mCp, then E is defined as

E = Tc, out - T c, in (14-14) Th, in - Tc, in

The effectiveness of conventional heat exchangers generally is between 0.4 and 0.8 depending on the configuration.

The number of transfer units concept often is used in heat exchanger design. Values for the hot and cold streams are defined as

NTUh = AU (14-l5a) (mCp)h and

NTUc = AU (14-l5b) (mcp)c

respectively, where A is the heat exchanger area and U the overa1l heat-transfer coefficient.

The heat exchanger effectiveness is related to the number of transfer units by

E = NTU min NTU ∆To,m = NTU mim ( 14-16) ∆To,max

where NTU min is the NTU for the stream with the minimum va1ue of m Cp and θ is the

ratio of ∆To,m/∆To,max.

With these definitions note that E and θ are functions of the number of transfer units and

the exchanger configuration. The Engineering Sciences Data Unit (ESDU) has deve1oped

plots which relate these different variables. A typical plot for a shell-and-tube heat

exchanger with one she1l and even-numbered tube passes is shown in Fig. 14-7 whi1e a


199

plot for a cross-flow heat exchanger with both fluids unmixed is shown in Fig. 14-8. The

values for R and P in both figures were defined earlier in Eqs. (14-9a) and (14-9b),

respectively. Thus, for given values of R and NTUc, it is possible to obtain θ and P from

these p1ots. The 1ower part of the combined p1ot perrnits eva1uation of F as a function of

P with R as the parameter. The combination of these p1ots permits direct extrapo1ation of F

to determine whether the design meets the criteria of F ≥: 0.85. Additiona1 p1ots for other

exchanger configurations are available in the 1iterature.

The steps invo1ved in obtaining the two outlet temperatures for a specified multi- pass

exchanger when the tota1 surface area, overa1l heat-transfer coefficient, stream flow rates

with corresponding heat capacities, and both in1et temperatures are known, are as fo11ows:

1. Determine R from the ratio (mcp)c/(mCp)h.

2. Eva1uate NTUc from AU /(mcp)c.

3. Use the upper part of the charts similar to Figs. 14-7 and 14-8 to obtain a value for P

for the ca1cu1ated va1ues of R and NTUc.


200


201


202

ANEXO 3


Films Coefficients and Overall Coefficients for Various Heat-Transfer Situations


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ANEXO 4


Kern Method, Bell-Delaware Method and Wills-Johnston Method


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ANEXO 5

Tensão Admissível de Tubo de Trocador de Calor para Cálculo de Espessura


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229

3/4

1

1 1/4

1 1/2

2

Tube OD inches

Documents

Apostila OPU 3 - Trocadores de Calor