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PROJETO DE UM TROCADOR DE CALOR CASCO E TUBO PARA

SERVICO EM REFINARIA

Tiago Bastos Moscon Micco Puntel

Projeto de Graduacao apresentado ao Curso

de Engenharia Mecanica da Escola Politecnica,

Universidade Federal do Rio de Janeiro, como

parte dos requisitos necessarios a obtencao do

tıtulo de Engenheiro.

Orientador: Nisio de Carvalho Lobo Brum

Rio de Janeiro

Marco de 2020

UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO

Departamento de Engenharia Mecanica

DEM/POLI/UFRJ




PROJETO FINAL SUBMETIDO AO CORPO DOCENTE DO DEPARTAMENTO

DE ENGENHARIA MECANICA DA ESCOLA POLITECNICA DA

UNIVERSIDADE FEDERAL DO RIO DE JANEIRO COMO PARTE

DOS REQUISITOS NECESSARIOS PARA A OBTENCAO DO GRAU DE

ENGENHEIRO MECANICO.

Aprovada por:

Prof. Nisio de Carvalho Lobo Brum, D.Sc.

Prof. Sylvio Jose Ribeiro de Oliveira, Dr.Ing.

Prof. Thiago Gamboa Ritto, D.Sc.

RIO DE JANEIRO, RJ – BRASIL

MARCO DE 2020

Puntel, Tiago Bastos Moscon Micco

PROJETO DE UM TROCADOR DE CALOR CASCO

E TUBO PARA SERVICO EM REFINARIA/ Tiago

Bastos Moscon Micco Puntel. – Rio de Janeiro:

UFRJ/Escola Politecnica, 2020.

XIV, 113 p.: il.; 29, 7cm.


Projeto de Graduacao – UFRJ/ Escola Politecnica/

Curso de Engenharia Mecanica, 2020.

Referencias Bibliograficas: p. 109 – 112.

1. Trocadores de calor. 2. Projeto termico.

3. Projeto mecanico. I. de Carvalho Lobo Brum,

Nisio. II. Universidade Federal do Rio de Janeiro, UFRJ,

Curso de Engenharia Mecanica. III. PROJETO DE

UM TROCADOR DE CALOR CASCO E TUBO PARA

SERVICO EM REFINARIA.

iii

Aos meus pais Socrates e Tereza.

As minhas avos Otelina e Maria

Leny ( in memoriam).

iv

Agradecimentos

Agradeco a Deus pela vida. Aos meus familiares pela motivacao, sabedoria e ori-

entacao. E a todos os professores que participaram de minha formacao academica.

v

Resumo do Projeto de Graduacao apresentado a Escola Politecnica/UFRJ como

parte dos requisitos necessarios para a obtencao do grau de Engenheiro Mecanico




Marco/2020


Programa: Engenharia Mecanica

Neste trabalho, projeta-se um trocador de calor casco e tubo para servico em refi-

naria. Utilizando a versao de Taborek para o metodo de Bell Delaware, desenvolve-se

o projeto termico do equipamento. O calculo hidraulico e feito pelo Metodo das Cor-

rentes simplificado. Por fim, o projeto mecanico baseou-se em normas internacionais

como o codigo ASME e a norma TEMA.

vi

Abstract of Undergraduate Project presented to POLI/UFRJ as a partial fulfillment

of the requirements for the degree of Mechanical Engineer

DESIGN OF A SHELL AND TUBE HEAT EXCHANGER FOR REFINERY

SERVICE


March/2020

Advisor: Nisio de Carvalho Lobo Brum

Department: Mechanical Engineering

In the present work, it was designed a shell and tube heat exchanger for refinery

service. The thermal design of the equipment was developed by using the Taborek

version of the Bell Delaware Method. The hydraulic calculation was performed by

the simplified Stream-Analysis Method. Finally, the mechanical design was based

on international standards, such as ASME code and TEMA standards.

vii

Sumario

Lista de Figuras xi

Lista de Tabelas xii

1 Introducao 1

1.1 Motivacao e objetivo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1

1.2 Metodologia e organizacao do trabalho . . . . . . . . . . . . . . . . . 2

2 Revisao Bibliografica 3

2.1 Fundamentos da transferencia de calor . . . . . . . . . . . . . . . . . 3

2.2 Coeficiente global de transferencia de calor . . . . . . . . . . . . . . . 5

2.3 Analise termodinamica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6

2.4 Diferenca media de temperatura logarıtmica e fator F . . . . . . . . . 7

2.5 Metodo da efetividade NTU . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9

2.6 Determinacao dos coeficientes de transferencia de calor convectivos . 10

2.6.1 Coeficiente medio de transferencia de calor convectivo para o

escoamento nos tubos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11

2.6.2 Coeficiente medio de transferencia de calor convectivo para o

escoamento no casco . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12

2.7 Variacao do coeficiente global de transferencia de calor . . . . . . . . 16

2.8 Perda de carga . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 16

2.8.1 Perda de carga para o escoamento nos tubos . . . . . . . . . . 16

2.8.2 Perda de carga para o escoamento no casco . . . . . . . . . . . 17

2.9 Distorcao do perfil de temperatura . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19

2.10 Incrustacoes . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21

2.10.1 Precipitacao ou cristalizacao . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 22

viii

2.10.2 Incrustacao por particulados . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 22

2.10.3 Incrustacao por reacao quımica . . . . . . . . . . . . . . . . . 22

2.10.4 Incrustacao por corrosao . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 22

2.10.5 Incrustacao biologica . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23

2.10.6 Incrustacao por solidificacao . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23

2.10.7 Abordagem para trocadores de calor . . . . . . . . . . . . . . 23

3 Projeto termico 25

3.1 Influencias e aspectos fundamentais para projeto termico . . . . . . . 25

3.1.1 Efeito da velocidade no escoamento nos tubos . . . . . . . . . 25

3.1.2 Efeito do diametro no escoamento nos tubos . . . . . . . . . . 26

3.1.3 Efeito do numero de passes . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 26

3.1.4 Efeito do padrao do feixe tubular . . . . . . . . . . . . . . . . 26

3.1.5 Efeito do passo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27

3.1.6 Efeito das chicanas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 27

3.1.7 Conclusao . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29

3.2 Apresentacao do servico e decisoes para inıcio de projeto . . . . . . . 29

3.2.1 Dados de operacao . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29

3.2.2 Alocacao dos fluidos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 30

3.3 Determinacao do trocador de calor . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 34

3.3.1 Determinacao do modelo segundo a norma TEMA . . . . . . . 34

3.3.2 Determinacao do feixe tubular . . . . . . . . . . . . . . . . . . 35

3.3.3 Determinacao do diametro interno do casco . . . . . . . . . . 36

3.3.4 Determinacao das folgas e dos numeros de barras selantes . . . 37

3.3.5 Determinacao da geometria das chicanas . . . . . . . . . . . . 38

3.3.6 Determinacao do fator de deposito . . . . . . . . . . . . . . . 38

3.3.7 Procedimento de calculo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 38

3.3.8 Avaliacao preeliminar . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 41

3.3.9 Resultados . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 42

3.3.10 Analise dos resultados e selecao do modelo . . . . . . . . . . . 56

4 Projeto Mecanico 60

4.1 Avaliacao do processo e selecao de materiais . . . . . . . . . . . . . . 60

ix

4.2 Resumo de materiais conforme nomeclatura ASTM . . . . . . . . . . 64

4.3 Procedimento de Calculo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 65

4.4 Linha de alta pressao . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 66

4.4.1 Carretel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 66

4.4.2 Tubos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 72

4.4.3 Cabecote Flutuante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 72

4.5 Linha de baixa pressao . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 73

4.5.1 Casco . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 73

4.5.2 Feixe tubular . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 75

4.5.3 Tampo . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 76

4.6 Juntas de vedacao . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 77

4.7 Maxima pressao de operacao e pressao de teste hidrostatico . . . . . . 80

4.8 Parametros e resultados . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 81

4.8.1 Corpo do vaso . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 81

4.8.2 Espelho fixo e flutuante . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 83

4.8.3 Placas de particao . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 86

4.8.4 Bocais . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 87

4.8.5 Tubos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 88

4.8.6 Tampo do cabecote flutuante . . . . . . . . . . . . . . . . . . 89

4.8.7 Anel bipartido . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 93

4.8.8 Flange projetado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 94

4.8.9 Flanges padronizados . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 97

4.8.10 Saias . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 101

5 Conclusoes 103

5.1 Calculo do modelo finalizado . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 103

5.2 Comparacao de resultados . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 104

5.3 Folha de dados do trocador . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 107

5.4 Consideracoes finais . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 107

Referencias Bibliograficas 109

A Desenhos 113

x

Lista de Figuras

2.1 Padrao de escoamento no casco segundo modelo de Tinker (1951) [1]. 13

2.2 Repesentacao da corrente A. Adaptado de [1]. . . . . . . . . . . . . . 13

2.3 Repesentacao da corrente E. Adaptado de [1]. . . . . . . . . . . . . . 15

2.4 Exemplificacao do metodo das correntes . . . . . . . . . . . . . . . . 18

2.5 Analogia entre o sistema hidraulico e eletrico . . . . . . . . . . . . . . 19

2.6 Perfis de temperatura das diferentes correntes. Adaptado de [13]. . . 20

2.7 Distorcao do perfil de temperaturas. Adaptado de [13]. . . . . . . . . 21

3.1 Efeito da altura do corte das chicanas. Adaptado de [13]. . . . . . . . 28

3.2 Padroes a norma TEMA. Retirado de [22] . . . . . . . . . . . . . . . 35

3.3 Representacao esquematica para o calculo da area de troca necessaria. 41

4.1 Curvas de McConomy corrigidas. Adaptado de [38]. . . . . . . . . . . 61

4.2 Multiplicador das Curvas de McConomy conforme porcentagem do

peso dos produtos contendo enxofre. Adaptado de [38]. . . . . . . . . 62

4.3 Processo de craqueamento da fracao de gasoleo. Retirado de:

https://www.eia.gov/todayinenergy/detail.php?id=9650 as 14:30 do

dia 13/02/2020 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 63

4.4 Curvas de Nelson. Adaptado de [38]. . . . . . . . . . . . . . . . . . . 64

4.5 Tipo de bocal selecionado. Retirado de [27] . . . . . . . . . . . . . . . 68

4.6 Espelho fixo nao integral, configuracao d do codigo ASME. . . . . . . 71

4.7 Desenho esquematico da junta. Retirado do: Catalogo geral de pro-

dutos TEADIT. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 79

5.1 Folha de dados . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 107

5.2 Modelo TEMA BES, 1 passe no casco e 4 passes nos tubos. . . . . . . 108

xi

Lista de Tabelas

2.1 Numero de Reynolds . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11

2.2 Valores de αTr, retirado de [14]. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 16

3.1 Resumo dos dados operacionais, das condicoes de projeto e das pro-

priedades dos fluidos na temperatura media do escoamento . . . . . . 30

3.2 Alocacao dos fluidos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 33

3.3 Parametros geometricos . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37

3.4 Valores das folgas e numero de barras selantes . . . . . . . . . . . . . 37

3.5 Valores dos fatores de incrustacao segundo a norma TEMA . . . . . . 38

3.6 Parametros TEMA BES, 1 passe no casco 4 passes nos tubos. Tubos

3/4”BWG 14. Dimensoes em metros. . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44



3.8 Resultados TEMA BES, 1 passe no casco 4 passes nos tubos. Tubos

3/4”BWG 14. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 46


3/4”BWG 14. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 47






3/4”BWG 14. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 50


3/4”BWG 14. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 51

xii


de 1”BWG 14. Dimensoes em metros. . . . . . . . . . . . . . . . . . . 52


de 1”BWG 14. Dimensoes em metros. . . . . . . . . . . . . . . . . . . 53


de 1”BWG 14. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 54


de 1”BWG 14. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 55

3.18 Resultados para diferentes temperaturas de referencia das proprie-

dade dos fluidos. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 58

3.19 Resultado final para o modelo escolhido. . . . . . . . . . . . . . . . . 59

4.1 Tensoes admissıveis e modulo de elasticidade dos materiais utilizados

conforme a ASME. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 65

4.2 Carregamentos possıveis para o espelho de configuracao d da figura

UHX 14.2 do codigo ASME . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 71

4.3 Resultados para analise de vibracao dos tubos. . . . . . . . . . . . . . 76

4.4 Juntas para os flanges B16.47 e para o flange projetado . . . . . . . . 80

4.5 Parametros para o calculo do corpo do vaso. . . . . . . . . . . . . . . 81

4.6 Resultados para espessuras das chapas, maxima pressao adimissıvel

e maxima pressao de teste hidrostatico. . . . . . . . . . . . . . . . . . 82

4.7 Parametros dos materiais do espelho. . . . . . . . . . . . . . . . . . . 83

4.8 Parametros para a geometria do espelho. Nomenclatura conforme a

ASME. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 84

4.9 Resultados para o espelho fixo. Cor* - Corroıdo. . . . . . . . . . . . . 85

4.10 Resultados para o espelho flutuante. Cor* - Corroıdo. . . . . . . . . . 86

4.11 Resultados e parametros para as placas de particao. . . . . . . . . . . 86

4.12 Parametros dos bocais. Nomenclatura conforme a ASME. . . . . . . . 87

4.13 Resultados para os bocais. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 88

4.14 Resultados para os tubos. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 88

4.15 Parametros para o calculo do tampo do cabecote flutuante. Variaveis

conforme nomenclatura da ASME. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 89

xiii

4.16 Resultados para o cabecote flutuante na situacao corroıdo, submetido

a 4,4 MPa, na condicao de operacao. . . . . . . . . . . . . . . . . . . 90

4.17 Resultados para o cabecote flutuante na situacao corroıdo, no assen-

tamento de junta. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 91

4.18 Resultados para o cabecote flutuante na situacao corroıdo, submetido

a 1,7 MPa de pressao externa. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 92

4.19 Resultados e parametros para o anel bipartido. Nomenclatura con-

forme a TEMA. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 93

4.20 Parametros do flange projetado. Nomenclatura conforme a ASME. . . 94

4.21 Resultado do flange projetado para carga do parafuso. . . . . . . . . 95

4.22 Resultados conforme ASME divisao 1 Apendice 2 para as tensoes no

flange projetado. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 96

4.23 Flanges padronizados. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 97

4.24 Resultados conforme ASME divisao 1 Apendice 2 para o flange pa-

dronizado da uniao do espelho fixo com o carretel. . . . . . . . . . . . 98


dronizado da uniao espelho fixo com casco. . . . . . . . . . . . . . . . 99


dronizado do tampo. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 100

4.27 Massa do trocador. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 101

4.28 Parametros para o calculo da saia. Nomenclatura conforme a TEMA. 101

4.29 Resultados para o calculo da saia. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 102

5.1 Parametro modificados apos o projeto mecanico. . . . . . . . . . . . . 103

5.2 Comparacao entre o modelo calculado antes e depois do projeto

mecanico. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 104

5.3 Comparacao entre o modelo obtido no artigo e o modelo obtido no

trabalho. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 106

xiv

Capıtulo 1

Introducao

Trocadores de calor sao equipamentos utilizados para a transferencia de calor en-

tre dois fluidos, em raras aplicacoes tem-se um terceiro fluido. Do ponto de vista

do projeto mecanico, um trocador de calor e considerado um vaso de pressao nao

sujeito a chamas, onde ha duas camaras com pressoes que na maioria dos casos sao

diferentes. Como o equipamento recebe fluidos que podem estar com diferencas sig-

nificativas de temperatura, o projeto deve prever dilatacao diferencial entre as partes.

Do tipo casco e tubo, existem trocadores de espelhos fixos, os quais as diferencas

de temperaturas sao limitadas; e os trocadores tubo em U e cabecote flutuante, os

quais admitem maiores diferencas de temperatura por permitir movimentacao do

feixe tubular, em funcao da dilatacao dos materiais, na direcao longitudinal. Alem

disso, os trocadores tubo em U e cabecote flutuante permitem acesso para limpeza e

manutencao do feixe tubular, ao passo que os trocadores com espelhos fixos nao per-

mitem, deixando sua aplicacao limitada para fluidos menos agressivos e com pouca

tendencia a incrustacao como e o caso dos refrigerantes.

1.1 Motivacao e objetivo

Os trocadores de calor sao equipamentos muito utilizados em qualquer aplicacao

que envolva processamento de fluido, geracao de energia e refrigeracao. Eles sem-

pre serao empregados nos processos principais e secundarios dessas plantas com a

finalidade de aproveitar ao maximo a energia termica fornecida ou retirada dos flui-

dos. Do ponto de vista do projeto mecanico, ao projetar um trocador e possıvel

1

estender os conceitos utilizados para qualquer projeto de vasos de pressao que nao

envolvam chamas, claro que levando em consideracao as particularidades de cada

servico. O objetivo principal do trabalho e promover uma visao geral entre a area

termica e a mecanica, envolvendo as particularidade, integracao e as consequencia

de cada decisao na concepcao do projeto. Pela importancia dos trocadores de calor

na industria e pelo interesse na area de equipamentos de processo, escolhi esse tema

para ser o projeto final.

1.2 Metodologia e organizacao do trabalho

O trabalho trata-se de um projeto termico e mecanico de um trocador de ca-

lor para servico em refinaria. Para o calculo termico, pesquisou-se na literatura o

metodo mais preciso, o encontrado foi a versao de Jerry Taborek [1] para o metodo

de Bell Delaware [2]. Para o projeto mecanico utilizou-se normas internacionais. To-

dos os programas e planilhas utilizados para os calculos termico e mecanico foram

desenvolvidos.

As condicoes de projeto do trocador de calor foram retiradas do artigo [3], nele

MUKHERJEE define um trocador e por meio do software HTRI realiza o calculo

termico. Ao fim deste trabalho, sera realizada uma comparacao entre os dois troca-

dores.

No capıtulo 2, ha uma breve revisao de transferencia de calor para que se possa en-

tender adequadamente consideracoes e hipoteses para o calculo termico. No capıtulo

3, ha uma discussao sobre a influencia de parametros geometricos e do escoamento,

para a transferencia de calor e para o projeto do equipamento, alem da definicao do

modelo e execucao dos calculos. No capıtulo 4, ha o projeto mecanico do trocador.

No capıtulo 5, uma conclusao, um novo calculo termico ajustando os parametros

para o trocador ja pronto, bem como a folha de dados e a comparacao com o troca-

dor proposto por MUKHERJEE.

2

Capıtulo 2

Revisao Bibliografica

2.1 Fundamentos da transferencia de calor

Em um trocador casco e tubos os principais mecanismos de transferencia de ca-

lor entre o fluido quente e o fluido frio sao: conducao e conveccao. A energia e

transferida do fluido quente para o frio por meio de um fluxo de calor no sentido

radial. Supondo duas partıculas que se movimentem na corrente quente com uma

certa distancia entre elas, existe uma diferenca de temperatura, e, portanto, ha

a transferencia de calor no sentido axial. Contudo, a taxa de calor transferida e

insignificante e e desconsiderada no modelo classico.

A equacao constitutiva de Fourier, para o fluxo de calor, aplicada a equacao de

conducao de calor para um cilindro na direcao radial, sem o termo transiente e sem

o termo de acumalacao de energia, permite a obtencao do perfil de temperaturas

ao longo da espessura do cilındro. A partir daı, e possıvel calcular a taxa de calor

que atravessa a parede interna e definir a resistencia termica da parede cilındrica

evidenciada na equacao 2.1.

Rc =ln (ro/ri)

2πkl; (2.1)

Para esse tipo de trocador, pode-se considerar que a condutividade termica do

material e constante em todo o tubo, dessa forma, pela hipotese de Fourier, observa-

se que o fluxo de calor e proporcional ao gradiente de temperatura e a condutividade

termica e a constante de proporcionalidade.

3

A conveccao e um fator determinante para o mecanismo de transferencia de calor

em um trocador casco e tubo, geralmente a resistencia convectiva e a responsavel

por governar a transferencia de calor. A conveccao esta intimamente ligada ao

mecanismo de escoamento do fluido proximo a superfıcie e acontece no lado interno e

externo dos tubos. Para um escoamento sem mudanca de fase a caracterizacao se da

pela geometria do tubo e pelo regime do escoamento, que e determinado pelo numero

de Reynolds. A caracterizacao do escoamento e de fundamental importancia pois ele

muda completamente o fenomeno. Pode-se exemplificar essa afirmacao atraves do

seguinte exemplo: no escoamento em regime laminar completamente desenvolvido

cada partıcula do fluido se move com uma velocidade axial constante ao longo de

uma linha de corrente, a velocidade na direcao radial e nula, o calor e transferido

camada a camada. Enquanto que em um escoamento turbulento as partıculas se

movem aleatoriamente transportando a energia entre diferentes regioes dos tubos,

porem em media ha um perfil de velocidade nesse regime. Quanto mais afastado

da superfıcie do tubo, mais as partıculas se movem aleatoriamente. Nota-se que no

escoamento turbulento a transferencia de calor por conducao acontece nas superfıcies

mais proximas dos tubos onde, as velocidades sao mais baixas. Ao se afastar das

superfıcies a transferencia por conducao diminuı drasticamente e o fenomeno passa

a ser governando pelo transporte de energia proveniente das flutuacoes de cada

partıcula.

A conveccao e um fenomeno de maior dificuldade de simplificacao para a aplicacao

em um problema de engenharia, ao contrario da conducao. Somente algumas si-

tuacoes tem solucao analıtica, como e o caso do escoamento interno em regime

permanente, laminar e completamente desenvolvido, com hipotese de fluido incom-

pressıvel, com propriedades constantes e tubo circular horizontal de diametro cons-

tante, com as condicoes de contorno de fluxo de calor constante em toda a superfıcie,

ou de temperatura constante em toda a superfıcie. O escoamento externo sobre um

tubo e difıcil de se tratar analiticamente devido a separacao, portanto, sao estudados

de forma numerica e experimental.

Uma forma encontrada para superar essa dificuldade analıtica se da por meio

de correlacoes experimentais desenvolvidas para diferentes situacoes. Apesar da

4

aparencia complexa da conveccao observou-se que a taxa de transferencia de calor

e proporcional a diferenca de temperatura. Logo, o problema reside apenas em

determinar esse coeficiente de proporcionalidade denominado como coeficiente de

transferencia de calor por conveccao.

Q = hA∆T ; (2.2)

Apesar da simples equacao, a determinacao desse coeficiente e difıcil em diversos

casos, uma vez que ele varia conforme a geometria, as propriedades dos fluidos e as

propriedades do escoamento.

2.2 Coeficiente global de transferencia de calor

Supondo um tubo, onde pelo lado interno escoe um fluido quente e pelo lado

externo escoe um fluido frio, pode-se afirmar que primeiro o calor e transferido do

fluido quente para a parede interna do cilindro por conveccao, atraves da parede por

conducao e da parede externa do cilindro para o fluido frio por conveccao. As tres

equacoes abaixo representam o que foi dito anteriormente.

Q1 = hiAi(Twi − Ti); (2.3)

Q2 =Tw2 − Tw1(

ln ro/ri2πLkw

) ; (2.4)

Q3 = hoAo(To − Tw2); (2.5)

Evidenciando as diferencas de temperatura e somando as equacoes, observa-se

que a diferenca de temperaturas e igual a um termo, composto pelos coeficientes de

transferencia de calor por conveccao, pela condutividade termica do material e pela

geometria do tubo, multiplicado pela taxa de calor.

Q1

hiAi+

Q2(2πLkwln ro/ri

) +Q3

hoAo= To − Ti; (2.6)

5

Q1 = Q2 = Q3 = Q; (2.7)

Req =1

hiAi+

1(2πLkwln ro/ri

) +1

hoAo; (2.8)

O termo exposto anteriormente e denominado como resistencia termica equiva-

lente. Em outras palavras, uma analogia pode ser feita entre esse ”sistema termico”e

um sistema eletrico. A taxa de calor e analoga a correte eletrica e a diferenca de

temperatura e analoga a diferenca de potencial eletrico. Com isso, observa-se que

esse sistema possui resistencias termicas em serie.

Agora, define-se o que seria o coeficiente global de transferencia de calor, nova-

mente utiliza-se a ideia de que a taxa de transferencia de calor e proporcional a

diferenca de temperatura.

Q = UA(To − Ti); (2.9)

Igualando as equacoes 2.6 e 2.9 tem-se o coeficiente global de transferencia de

calor com respeito a area A*.

U∗ =1

A∗

hiAi+ A∗(

2πLkwln ro/ri

) + A∗

hoAo

; (2.10)

Essa area pode ser tanto a area superficial interna quanto a area superficial ex-

terna. Observa-se que embora a matematica e os conceitos envolvidos sejam de facil

compreensao o desenvolvimento acima depende da determinacao dos coeficientes de

transferencia de calor por conveccao e esse corresponde ao maior desafio.

2.3 Analise termodinamica

Antes de tudo e necessario definir as hipoteses que simplificarao o problema sem

o sacrifıcio da precisao. Na primeira hipotese, considera-se o trocador estando em

regime permanente, trocadores de calor so entram em regime transiente nas paradas

6

e partidas ou em flutuacoes dos fluidos de processo que podem ser consideradas

desprezıveis. Na segunda hipotese, desconsidera-se a variacao de energia cinetica do

fluido, mesmo existindo alteracao da velocidade de escoamento devida a perda de

carga ou a alteracao da altura, essas mudancas nao sao significantes perto da variacao

da energia resultante da transferencia de calor. Na terceira hipotese, considera-se

que a conducao de calor no sentido axial do fluido pode ser desprezada, uma vez que

os fluidos de processo nao sao metais em fase lıquida. Na quarta hipotese, considera-

se que o calor especıfico pode ser considerado constante em um valor medio. Por

fim, o trocador de calor e adiabatico.

As equacoes 2.11 e 2.12 correspondem a primeira lei da termodinamica.

Q = mccpc(Tc,out − Tc,in); (2.11)

Q = mhcph(Th,out − Th,in); (2.12)

A taxa de calor transferido entre os dois fluidos tambem pode ser expressa analoga

a lei de Newton do resfriamento. Essa e uma poderosa ferramenta, uma vez que

conhecidas as temperaturas de entrada e saıda, e o coeficiente global de transferencia

de calor, pode-se obter a area necessaria para executar a tarefa termica.

Q = UA∆Tm; (2.13)

2.4 Diferenca media de temperatura logarıtmica

e fator F

Observa-se que o coeficiente global de transferencia de calor envolve o coeficiente

transferencia de calor por conveccao dos dois fluidos. Com isso a temperatura media

representada pela equacao 2.13 deve considerar as temperaturas medias de mistura

da entrada e saıda dos fluidos quente e frio. Antes de levantar a hipotese de utilizar

a temperatura media entre os dois terminais e necessario desenvolver essa relacao de

diferenca media equivalente entre os dois fluidos. Para isso considera-se um trocador

7

contra corrente. Assumindo as hipoteses ja listadas na secao 2.3. O balanco de

energia de cada fluido em uma secao diferencial do trocador e:

δQ = mhcphdTh; (2.14)

δQ = mccpcdTc; (2.15)

Isolando a variacao diferencial de temperatura para as duas equacoes acima:

dTh = − δQ

mhcph; (2.16)

dTc = − δQ

mccpc; (2.17)

A equacao 2.18 e a diferenca entre as equacoes 2.16 e 2.17

dTh − dTc = −δQ(

1

mhcph+

1

mccpc

); (2.18)

A taxa de transferencia de calor na secao diferencial tambem pode ser expressa

como:

δQ = U(Th − Tc)dAs; (2.19)

Substituindo a equacao 2.19 na equacao 2.18 e organizando os termos.

d(Th − Tc)Th − Tc

= −U(

1

mhcph+

1

mccpc

)dAs; (2.20)

Integrando a equacao 2.20 e utilizando as equacoes da primeira lei, substitui-se o

termo envolvendo as taxas de capacidade termica, dessa forma, tem-se a temperatura

media logarıtmica. Para isso, considera-se que o coeficiente de transferencia de calor

e constante ao longo de toda a area de troca. Essa hipotese sera discutida na secao

2.7 e comprovada na secao 3.3.10 .

Q = UAs(Th,in − Tc,out)− (Th,out − Tc,in)

(ln (Th,in − Tc,out)/(Th,out − Tc,in)); (2.21)

8

A diferenca media logarıtmica pode ser obtida da mesma forma para um trocador

de escoamento correntes paralelas.

A diferenca media de temperatura logarıtmica so e valida para os trocadores con-

tracorrente e correntes paralelas. Para os demais tipos de trocadores, multiplica-se

a diferenca media logarıtmica para o escoamento contracorrente pelo fator analıtico

F. Ele corresponde a um numero real entre zero e a unidade que penaliza a troca

de calor quando nao ha um escoaomento puramente contracorrente. O fator F de-

pendera da temperatura media de mistura de entrada e saıda de ambos os fluidos,

bem como da quantidade de passes no casco e nos tubos. A deducao para esse fator

pode ser encontrada em [4].

2.5 Metodo da efetividade NTU

O metodo da efetividade-NTU desenvolvido por Kays e London [5], geralmente

e utilizado quando a area de troca, o coeficiente global de transferencia de calor,

as temperaturas medias de mistura de entrada de ambos os fluidos e as taxas de

capacidade termica sao conhecidas. O parametro adimensional efetividade e definido

como a razao entre a taxa de transferencia de calor real pela taxa maxima possıvel

de transferencia de calor. A taxa de transferencia de calor pode ser obtida pelo

balanco da Primeira Lei da termodinamica. Ja a taxa maxima de transferencia de

calor e obtida quando, supondo um trocador contracorrente, a temperatura de saıda

do fluido de menor capacidade termica for igual a temperatura de entrada do fluido

de maior capacidade termica. Isso pode ser expresso da seguinte forma:

Qmax = (mcp)min(Th,in − Tc,out); (2.22)

Nao sera demonstrado como obter o valor da efetividade para os diferentes tipos

de trocadores. Em um trocador casco e tubo com um passe no casco e com um

numero par de passes nos tubos, a equacao da efetividade sera:

ε = 2

(1 + c+

√1 + c2

(1 + exp[−NTU

√1 + c2)

1− exp[−NTU√

1 + c2

))−1

; (2.23)

9

Observa-se que a efetividade e funcao do numero de unidades de transferencia

(NTU) e da razao entre as taxas de capacidade termica mınima e a taxa de capaci-

dade termica maxima. O numero de transferencia e definido como o produto entre

o coeficiente global de transferencia de calor e a area de troca, divido pela taxa de

capacidade termica mınima.

c =(mcp)min(mcp)max

; (2.24)

NTU =UAs

(mcp)min; (2.25)

2.6 Determinacao dos coeficientes de trans-

ferencia de calor convectivos

Um dos grandes desafios para o dimensionamento termico dos trocadores reside

na determinacao do coeficiente convectivo de transferencia de calor. E necessario

o calculo desse coeficiente tanto no lado interno dos tubos como no lado externo.

Esse assunto e de difıcil tratamento matematico e geralmente e estudado na forma

de correlacoes. Como as correlacoes envolvem os numeros de Reynolds, Prandtl e

Nusselt, faz-se uma breve explicacao sobre esses adimensionais.

O numero de Reynolds e uma razao entre as forcas de inercia de um escoamento

pelas forcas viscosas. Osborn Reynolds descobriu por meio de experimentos que o

regime de um escoamento estava diretamente ligado a esse numero. O numero de

Reynolds depende da densidade, geometria, velocidade do escoamento e viscosidade,

ou seja, acaba tambem dependendo da temperatura do escoamento. As faixas de

Reynolds para um escoamento laminar e turbulento variam, por exemplo, nos tubos,

o escoamento e completamente turbulento para Reynolds acima de 2300, a faixa en-

tre 2100 e 2300 corresponde a transicao. Para o casco o escoamento e completamente

turbulento para Reynolds abaixo de 2300.

O numero de Prandtl e a razao entre a difusividade molecular de quantidade de

movimento pela difusividade termica molecular. Um elevado numero de Prandtl

10

significa que o calor se difunde muito lentamente em comparacao com a quantidade

de movimento, implicando em uma camada limite termica menor que a camada

limite hidrodinamica, ja um numero de Prandtl menor que 1 representa que o calor

se difunde mais rapidamente que a quantidade de movimento implicando em uma

camada limite termica maior que a camada limite hidrodinamica.

Por fim, o numero de Nusselt representa a razao entre a transferencia de calor

convectiva pela condutividade termica do material.

2.6.1 Coeficiente medio de transferencia de calor convectivo

para o escoamento nos tubos

Para calcular o coeficiente de transferencia de calor para o escoamento nos tubos

primeiro deve-se determinar qual sera o diametro interno, qual a velocidade do es-

coamento, e deve-se utilizar as propriedades dos fluidos na temperatura media entre

a entrada e a saıda. Tratando-se de um casco e tubo utilizado em uma refinaria,

geralmente recomenda-se tubos de diametro externo de 3/4 ou de 1 polegada BWG

14. Sugere-se que a velocidade de escoamento seja superior a 1,5 m/s para retar-

dar crescimento da camada de incrustante. O resultado encontra-se na tabela 2.1,

observa-se que nos dois casos ha o regime completamente turbulento.

Tabela 2.1: Numero de Reynolds

Tubos de 3/4” Tubos de 1”

Densidade (kg/m3) 691,2 691,2

Viscosidade (Pa s) 7, 55 · 10−4 7, 55 · 10−4

Velocidade (m/s) 1,50 1,50

Reynolds 26163,3 34884,4

Prandtl 21,9 21,9

Definindo o regime do escoamento nos tubos e avaliando o valor do numero de

Reynolds e de Prandtl, pode-se optar pela mais adequada correlacao, sendo assim

escolhe-se a correlacao de Petukhov com correcao de Sieder e Tate em 2.26. Essa

correcao tem por objetivo considerar os efeitos da variacao de viscosidade devido

11

a diferenca entre a temperatura da parede e a temperatura media de mistura do

fluido. A viscosidade e uma propriedade que varia seguindo um comportamento ex-

ponencial em relacao a temperatura. Essa variacao pode ser significativa influindo

na transferencia de calor e no regime de escoamento. Portanto a analise do compor-

tamento da viscosidade deve ser muito criteriosa. Os tubos de um trocador podem

ser considerados como lisos entao o fator de atrito sera determinado pela primeira

equacao de Blasius 2.27.

Nu =(f/8)RePr

1, 07 + 12, 7(f/8)0,5(Pr23 − 1)

(µbµs

)0,14

0, 5 ≤ Pr ≤ 2000;

104 < Re < 5, 0 · 106;(2.26)

f = (0, 790 lnRe− 1, 64)−2; (2.27)

2.6.2 Coeficiente medio de transferencia de calor convectivo

para o escoamento no casco

A versao do metodo de Bell Delaware feita por Jerry Taborek e considerada como

a mais precisa, confiavel e completa na literatura aberta. O metodo de projeto

desenvolvido aplica-se apenas para escoamentos que nao possuam mudanca de fase

de ambos os fluidos, chicanas com somente um corte (single segmental baffles) e

para o padrao de casco E da TEMA, o metodo tambem pode ser expandido para o

padrao J e F. O objetivo dessa secao, nao e reproduzir o metodo, ja que pode ser

encontrado em [1] e [14], mas sim, apresentar as bases da teoria e alguns aspectos

importantes.

Em um trocador casco e tubos, apenas uma fracao do fluido do casco escoa per-

pendicular aos tubos, essa fracao e considerada como ideal para a transferencia de

calor, as demais correntes passam por folgas existentes no casco, somente quando a

perda de carga for inferior a perda por escoar cruzado aos tubos. Geralmente ate

40% da vazao massica do casco escoa pelas folgas. O modelo de Tinker [6] descreve

que existem 5 tipos de escoamento no casco, esses recebem o nome de: corrente A,

corrente B, Corrente C, corrente E, e corrente F, como pode ser observado na figura

abaixo.

12

Figura 2.1: Padrao de escoamento no casco segundo modelo de Tinker (1951) [1].

A corrente A corresponde ao fluxo que passa na folga entre os tubos e os furos

das chicanas. Essa corrente piora marginalmente a transferencia de calor, contudo,

ela diminui a recirculacao nas regioes proximas as bases das chicanas. Essas zonas,

quando formadas, sao extremamente ruins para a transferencia de calor devido a

baixa velocidade, a possibilidade de estagnacao do escoamento e a possibilidade do

aparecimento de uma regiao propıcia a uma incrustacao mais severa. Com uma

folga ideal diminui-se o risco de formacao dessas zonas.

Figura 2.2: Repesentacao da corrente A. Adaptado de [1].

13

A corrente B corresponde ao fluxo que atravessa perpendicularmente os tubos, e

ideal para a transferencia de calor, objetiva-se sempre maximiza-la. A corrente C

corresponde ao fluxo que passa na folga entre o diametro externo do feixe tubular

e o diametro interno do casco. Essa corrente e prejudicial para a transferencia de

calor e pode ser evitada diminuindo a folga ou instalando barras selantes paralelas

aos tubos, ao longo do casco para bloquear essa passagem, forcando o fluido para o

feixe tubular.

A corrente E corresponde ao fluxo que passa pela folga entre a chicana e o casco.

Ela deve ser evitada a todo custo, uma vez que sua contribuicao e quase zero para

a transferencia de calor. Essa folga deve ser reduzida ao maximo, porem existe

um certo limite, pois, ele dificulta a insercao e retirada correta do feixe tubular

podendo desencadear danos a superfıcie interna do casco e as chicanas no processo de

fabricacao e nas manutencoes. Quanto mais viscoso o fluido, menor sera a influencia

da corrente E.

Por fim, a corrente F corresponde ao fluxo que passa nas raias. As raias corres-

pondem aos espacos sem tubo no meio do feixe tubular, elas so sao contabilizadas se

estiverem na direcao da corrente B. Todos os trocadores com mais de 2 passes nos

tubos podem possuir essas raias, dependendo da orientacao das placas de particao.

E possıvel evitar a corrente F colocando tubos falsos nos espacos vazios.

14

Figura 2.3: Repesentacao da corrente E. Adaptado de [1].

O coeficiente real de transferencia de calor, como pode ser observado na equacao

2.28, sera o produto do coeficiente ideal por fatores dependentes da geometria, das

propriedades dos fluidos e das caracterısticas do escoamento, que irao penalizar o

coeficiente ideal, alguns fatores podem intensifica-lo individualmente.

hshell,r = JcJbJsJrJµhshell,i; (2.28)

O fator de corte da chicana Jc leva em conta os efeitos do escoamento na janela

na transferencia de calor, uma vez que a velocidade de escoamento na janela nao e

a mesma que a do escoamento cruzado. O fator de bypass do feixe Jb leva em conta

os efeitos da corrente C e os efeitos da corrente F no coeficiente de transferencia

de calor. O fator de espacamento desigual entre as chicanas Js, so surge quando

ha uma diferenca entre os vaos das chicanas, ja que alguns trocadores possuem os

vaos correspondentes aos bocais de entrada e saıda maiores que os demais vaos. O

fator de correcao para o escoamento laminar Jr considera a reducao da transferencia

de calor pelo gradiente de temperatura formado na camada limite durante e apos o

desenvolvimento do escoamento. Por fim, o fator de correcao de Sieder and Tate Jµ

contabiliza a diferenca de viscosidade entre a temperatura da parede e a temperatura

media de mistura do escoamento.

15

2.7 Variacao do coeficiente global de trans-

ferencia de calor

Em algumas situacoes, a definicao de um coeficiente global, constante e na media

da temperatura do escoamento nao e adequada, levando a erros no dimensionamento

da area necessaria para a troca termica. O coeficiente global de transferencia de calor

pode variar muito, tal fato acontece quando ha grandes variacoes nas propriedades

dos fluidos, quando ha regioes de sub-resfriamento ou superaquecimento e quando ha

uma grande regiao de desenvolvimento do escoamento, isso acontece em escoamentos

laminares. Neste trabalho, realiza-se o calculo do coeficiente global de transferencia

de calor para as temperaturas de entrada, saıda e a media do escoamento, se os

valores forem proximos, nao sera necessario considerar a variacao do coeficiente de

transferencia de calor. Caso contrario, pode-se utilizar a abordagem de Colburn

[7], que considera a variacao linear do coeficiente global de transferencia de calor,

entretanto deve-se ter cautela, uma vez que a metodologia de Colburn e aplicada

para escoamentos contracorrente.

2.8 Perda de carga

2.8.1 Perda de carga para o escoamento nos tubos

Existem dois tipos de perda de carga no escoamento do lado dos tubos, ha as

perdas de carga localizadas e as perdas de carga distribuıdas. A primeira delas

ocorre nos bocais de entrada e saıda, no carretel e no cabecote flutuante, quando

o trocador possui mais de um passe. A equacao 2.29 contabiliza a perda de carga

nos bocais e a equacao 2.30 contabiliza a perda de carga no carretel e no cabecote

flutuante.

Tabela 2.2: Valores de αTr, retirado de [14].

Regime do escoamento Cabecote Flutuante e Espelhos fixos Tubo em U

Turbulento 2np − 1, 5 1, 6np − 1, 5

Laminar, Re ≥ 500 3, 25np − 1.5 2, 38np − 1, 5

16

∆Pn = 7, 5 · 10−4G2n/s; (2.29)

∆Pr = 5, 0 · 10−4αTrG2/s; (2.30)

As perdas de carga distribuıdas sao obtidas pela equacao 2.31.

∆Pf =fnpLG

2

2000Ditsφ; (2.31)

2.8.2 Perda de carga para o escoamento no casco

O metodo de Bell Delaware calcula a perda de carga dividindo o casco em tres

regioes: a regiao de entrada e saıda, regiao de escoamento cruzada e regiao de

escoamento na janela. Utilizando correlacoes, a perda de carga e calculada nessas

tres zonas e depois sao somadas. Contudo, para obter a perda de carga no casco

decide-se por utilizar o metodo das correntes, uma vez que as fracoes de correntes

que escoam no casco sao obtidas. O metodo das correntes e baseado em um modelo

hidraulico simples que possui algumas correlacoes empıricas. Ele foi concebido por

Tinker [6] e desenvolvido por Palen e Jerry Taborek [8], que programaram o modelo e

anexaram um conjunto de dados experimentais de trocadores de tamanho industrial.

Embora o metodo tenha sido publicado, as correlacoes nao foram, o que prejudica sua

implementacao. O metodo das correntes simplificado foi desenvolvido por Wills and

Johnston [9] na decada de 80 e possui um conjunto de simplificacoes nas correlacoes,

podendo ser calculado a mao, e confiavel e muito utilizado para conferir as repostas

de softwares comerciais. Essa secao mostrara apenas os conceitos fundamentais do

metodo de Wills and Johnston.

17

Figura 2.4: Exemplificacao do metodo das correntes

Os fundamentos podem ser exemplificados pela figura 2.1, o fluido escoa de a para

b por quatro rotas: a primeira delas corresponde a rota da corrente A, a segunda

corresponde a rota da corrente B, a terceira corresponde a rota da corrente E e a

quarta corresponde a rota da corrente C e F, a juncao das correntes C e F e uma

das simplificacoes do metodo de Willis and Johnston. Entre a e b, as correntes

A, B, CF e E estao submetidas a mesma perda de carga. A equacao geral para

ela esta expressa em 2.32, onde ni e um coeficientes equivalente a uma resistencia

ao escoamento para cada corrente, e so depende da geometria para todas, exceto

a B, para essa, alem da geometria, o coeficiente depende do numero de Reynolds,

por isso e obtido por um processo iterativo de rapida convergencia. Essa e mais

uma simplificacao, ja que no modelo comercial todos os coeficientes dependem do

escoamento, por isso sao obtidos de maneira iterativa.

∆Pi = niM2i ; (2.32)

Realizando um balanco de massa entre a e b e na janela, tem-se as equacoes 2.33

e 2.34.

MT = MA + ME + MW ; (2.33)

MW = MB + MCF ; (2.34)

18

Como a perda de carga deve ser a mesma para as diferentes correntes, tem-se as

equacoes 2.35 e 2.36. A figura 2.5 representa analogia entre o sistema hidraulico e

um sistema eletrico

Figura 2.5: Analogia entre o sistema hidraulico e eletrico

∆P = ∆PA = ∆PE = ∆PB + ∆PW = ∆PCF + ∆PW ; (2.35)

∆PB = ∆PCF ; (2.36)

Determinando os coeficientes ni consegue-se obter a fracao de cada corrente e a

perda de carga para um vao. Para conseguir a perda de carga total basta multiplicar

pelo numero de vaos do trocador. Vale ressaltar mais uma vez que os coeficientes

referentes as correntes A, CF e E sao obtidos por equacoes que envolvem somente

a geometria do feixe, enquanto que o coeficiente referente a corrente B e obtido por

um processo iterativo.

2.9 Distorcao do perfil de temperatura

Todas as correntes do casco possuem diferentes efetividades para a transferencia de

calor. A corrente B possui a maior efetividade, ja a corrente E, e de longe a que possui

19

a menor. Alem disso, a mistura dessas correntes no casco e, geralmente, incompleta.

No caso, as correntes A, B, C e F tem maior tendencia a mistura entre elas, enquanto

que a corrente E possui uma menor tendencia. Tal fato, pode proporcionar uma

reducao da temperatura media logarıtmica calculada para o trocador em questao.

O fator de distorcao do perfil de temperatura e uma funcao que representa essa

diminuicao da temperatura media logarıtmica. Palen e Taborek [8] propuseram que

esse fator fosse funcao das temperaturas de entrada e saıda, do numero de Reynolds

da correte B e da fracao da corrente E, eles desenvolveram correlacoes para ele.

Figura 2.6: Perfis de temperatura das diferentes correntes. Adaptado de [13].

O fator de correcao varia entre 0 e 1. Para escoamentos turbulentos ele se aproxima

de 1, a medida que a fracao da corrente E aumenta, ele diminui. As temperaturas

de entrada e saıda tambem influem do seguinte modo, quanto maior a temperatura

entre a entrada e saıda do fluido do casco e quanto menor a diferenca de temperatura

entre a entrada do fluido frio e a saıda do fluido quente, mais pronunciavel sera ele,

como pode ser visto na figura 2.7. Na pratica o fator de correcao e proximo a 1 na

maioria das situacoes na qual exista o regime turbulento e superior a 0,85 para o

regime laminar. No projeto de trocadores e recomendavel que a fracao da corrente

B seja superior a 0,50 e que a fracao da corrente E seja inferior a 0,20, minimizando

a distorcao no perfil de temperaturas.

20

Figura 2.7: Distorcao do perfil de temperaturas. Adaptado de [13].

O objetivo da secao nao e obter o fator de distorcao do perfil de temperatura,

mas sim, avaliar com base nos conceitos apresentados se e possıvel desconsiderar

esse efeito no calculo.

2.10 Incrustacoes

Incrustacoes correspondem ao aparecimento de uma camada na superfıcie de

transferencia de calor que pode acontecer por diversos mecanismos, sao eles: preci-

pitacao ou cristalizacao, deposicao de particulados, reacoes quımicas, corrosao, soli-

dificacao e deposicao por atividade biologica. Ainda sim, pode existir a combinacao

desses mecanismos. Os fenomenos referentes a incrustacao sao de difıcil formulacao

matematica, ja que dependem de muitos parametros, alem do lento desenvolvimento

da camada de incrustante.

A incrustacao pode proporcionar um aumento significativo da velocidade de esco-

amento quando a camada de deposito diminuı consideravelmente a secao transversal

do tubo, isso aumenta o numero de Reynolds e com isso a transferencia de calor.

Alem disso, ha um aumento da area de troca devido ao aumento da rugosidade

da superfıcie por meio do deposito e possivelmente pode existir uma intensificacao

da turbulencia proximo a parede. Contudo, a incrustacao aumenta a resistencia

termica da parede, esse e suficiente para anular o aumento da transferencia de calor

pela intensificacao marginal da conveccao, alem de causar uma reducao do mesmo.

Entretanto, o principal problema da incrustacao reside no aumento da perda de

carga e entupimento dos tubos sendo esse um fator que pode provocar a parada de

21

um trocador e ate mesmo a perda de um feixe tubular dependendo da situacao.

2.10.1 Precipitacao ou cristalizacao

A precipitacao de sais acontece somente quando o limite de solubilidade do fluido e

excedido. A precipitacao pode ocorrer dentro do fluido de processo, na camada limite

termica ou na interface entre fluido e superfıcies. Ela e influenciada por diferentes

fatores, entretanto os principais sao: temperatura, gradiente de temperatura e a

composicao do fluido. Muitas vezes o fluido em questao possui uma concentracao de

sais abaixo da curva de saturacao, porem ao passar por um equipamento, como por

exemplo um trocador de calor, a temperatura do fluido sera alterada, mudando a

sua solubilidade, logo, a precipitacao acontece se o fluido passar a ser supersaturado.

Os fenomenos mais importantes que ocorrem nesse mecanismo de incrustacao sao:

crescimento de cristais, transferencia de solidos particulados, deposicao e remocao,

enfraquecimento ou fortalecimento da integridade mecanica do deposito.

2.10.2 Incrustacao por particulados

Corresponde a deposicao de solidos suspenso em um fluido nas superfıcies de

transferencia de calor.

2.10.3 Incrustacao por reacao quımica

Corresponde a deposicao de material produzido por reacoes quımicas indesejadas

no fluido de processo, na camada limite termica ou na interface superfıcie-fluido. A

superfıcie de transferencia de calor pode atuar somente como um catalisador para o

processo nao participando da reacao quımica como um reagente.

2.10.4 Incrustacao por corrosao

Corresponde a deposicao de material produzido por reacoes quımicas que envol-

vem a superfıcie de transferencia de calor ou a superfıcie de um outro equipamento

a montante. A corrosao e um fenomeno crıtico para as industrias.

22

2.10.5 Incrustacao biologica

Corresponde a deposicao, fixacao e crescimento de microrganismo e organismos

na superfıcie de transferencia de calor.

2.10.6 Incrustacao por solidificacao

Corresponde a solidificacao do fluido em uma superfıcie de transferencia de calor.

2.10.7 Abordagem para trocadores de calor

Observa-se que a incrustacao e formada por um conjunto de mecanismos que

podem atuar simultaneamente, tornando-a um problema extremamente complexo.

Entretanto para a analise termica em um trocador casco e tubo e possıvel simplificar

exponencialmente o problema. Ja para a analise da perda de carga ou da previsibi-

lidade quanto a iniciacao, fixacao, remocao e envelhecimento de um deposito, bem

como a previsibilidade da espessura do deposito, nao existe uma forma simplificada.

E possıvel apenas evitar a ativacao ou reduzir a atividade desses mecanismos de

incrustacao por meio do tratamento do fluido de processo, selecao adequada dos

materiais nos equipamentos, alem de outras estrategias.

Como ja mencionado, a incrustacao afeta a transferencia de calor diminuindo a

troca termica. Utilizando a abordagem expressa na secao 2.2, pode-se afirmar que a

camada de incrustante possui uma resistencia termica. Portanto, a resistencia equi-

valente possuira 5 termos se ambos os fluidos forem incrustantes: o termo referente

a conveccao interna, o termo referente a camada de incrustante na parede interna,

o termo referente a parede, o termo referente a camada de incrustante na parede

externa e o termo de conveccao externa.

Req =1

hiAi+Rwi

Ai+

1(2πLkwln ro/ri

) +Rwo

Ao

1

hoAo; (2.37)

O problema agora reside na determinacao de valores para essas resistencias. A

Tabela RGP-T-2.4 da norma TEMA possui esses valores para uma grande quanti-

dade de fluidos. Esses dados geralmente consideram um tempo entre paradas de um

23

trocador de calor para manutencao equivalente a um ano e meio. Alem disso, ele

nao considera o comportamento da incrustacao em relacao ao tempo e em relacao

as particulares condicoes nas quais o trocador e submetido. Logo, o fator de projeto

serve apenas como um guia que permitira um aumento da area de troca devido

a uma diminuicao do coeficiente global de transferencia de calor pelo aumento da

resistencia termica, como pode ser visto abaixo.

U∗ =1

A∗

hiAi+ RwiA∗

Ai+ A∗(

2πLkwln ro/ri

) + RwoA∗

Ao+ A∗

hoAo

; (2.38)

Os valores da TEMA sao conservadores e a taxa de sucesso sao altas. Vale ressaltar

que eles nao sao absolutos e que podem ser reduzidos ou aumentados de acordo

com alguma consideracao, como por exemplo: se no processamento existir algum

tratamento ou limpeza dos fluidos, pode-se reduzir o valor, entretanto e necessaria

uma analise criteriosa.

24

Capıtulo 3

Projeto termico

3.1 Influencias e aspectos fundamentais para pro-

jeto termico

Essa secao visa a analise de aspectos gerais de um trocador casco e tubo e sua

influencia no processo de transferencia de calor, na perda de carga, na taxa de

crescimento da camada incrustante e na manutencao. Os principais pontos vistos

aqui ajudarao na definicao da geometria do feixe tubular e na otimizacao do modelo.

3.1.1 Efeito da velocidade no escoamento nos tubos

A velocidade tem muita influencia no processo de transferencia de calor. Quanto

maior a velocidade maior sera o coeficiente de transferencia de calor e maior sera

a perda de carga. Geralmente, o fluido que escoa nos tubos deve possuir uma ve-

locidade que gere uma perda de carga proxima a admissıvel para o equipamento.

Entretanto, velocidades muito altas desencadeiam em processos de erosao nos tubos

que devem ser evitados. Velocidades muito baixas, alem de proporcionar uma baixa

perda de carga e um baixo coeficiente de transferencia de calor, tambem desenca-

deiam em uma maior velocidade do crescimento da camada de incrustante, e por

isso tambem deve ser evitada. Para o oleo cru, a faixa ideal para a velocidade media

de escoamento nos tubos corresponde de 1,5 m/s a 2,5 m/s.

25

3.1.2 Efeito do diametro no escoamento nos tubos

A reducao do diametro dos tubos aumenta a perda de carga do escoamento.

Contudo, para servicos com fluidos incrustantes, utiliza-se geralmente tubos de 1

polegada ou 3/4 de polegada, a utilizacao de tubos de menor diametro nao deve ser

adotada devido ao risco de obstrucao.

3.1.3 Efeito do numero de passes

Considerando um trocador com a geometria definida, ou seja, com o numero de

tubos definidos, ao aumentar o numero de passes, tem-se um aumento da velocidade

do fluido. Por exemplo: Considerando um equipamento composto por 100 tubos

e um passe nos tubos, o fluido passara pelos 100 tubos, se dobrarmos o numero

de passes, o fluido passara a escoar por 50 tubos com o dobro da velocidade e

percorrera um comprimento 2 vezes maior. Como resultado, havera um aumento da

transferencia de calor e da perda de carga, essa ultima sera mais significativa.

3.1.4 Efeito do padrao do feixe tubular

Existem 4 tipos de arranjos de feixe tubular, sao eles: triangular (30o), triangular

rotacionado (60o), quadrangular (90o) e quadrangular rotacionado (45o). Os ar-

ranjos triangulares irao acomodar mais tubos que os arranjos quadrangulares, alem

disso, desenvolverao uma maior turbulencia aumentando a transferencia de calor.

Porem, os arranjos triangulares nao permitem limpeza mecanica quando a distancia

entre os centros de dois tubos adjacentes, ou seja, o passo, for equivalente a 1,25

multiplicado pelo diametro externo do tubo. Portanto, esses arranjos devem ser uti-

lizados para servicos com fluidos limpos. Os arranjos quadrangulares sao indicados

para fluidos sujos e incrustantes pois nao ha restricao quanto a limpeza mecanica.

Para numeros de Reynolds inferiores a 2000 recomenda-se a utilizacao do arranjo

quadrangular rotacionado, uma vez que aumenta a turbulencia, caso contrario a

diferenca e insignificante.

26

3.1.5 Efeito do passo

Para o padrao triangular a norma TEMA especifica que o menor passo (distancia

entre os centros de dois tubos adjacentes) seja no mınimo 1,25 do diametro externo

do tubo. Para os arranjos quadrangulares a TEMA recomenda que o passo seja

superior a 1,25 do diametro externo, mas se a limpeza mecanica for especificada a

diferenca entre o passo e diametro externo deve ser superior a 6,4 mm. Geralmente,

os projetistas optam pelo menor passo possıvel a fim de diminuir o diametro dos

trocadores, que so e aumentado quando deseja-se reduzir a perda de carga no casco.

A estrategia de aumento do diametro so e utilizada quando todas as outras formas

de diminuir a perda de carga forem esgotadas.

3.1.6 Efeito das chicanas

O projeto das chicanas corresponde a um ponto chave para um trocador de calor

casco e tubos. A escolha do tipo da chicana, da altura do corte e do vao entre

elas asseguram a eficiencia e confiabilidade da operacao dos trocadores. As chicanas

proporcionam suporte dos tubos, mudancas repentinas na direcao do escoamento e

previnem falhas devido a vibracao gerada pelo escoamento perpendicular ao feixe

tubular.

O vao entre as chicanas corresponde a distancia entre os centros de duas placas

adjacentes, sendo o parametro mais importante. A TEMA determina que o menor

vao admissıvel corresponda ao menor valor entre 100 mm e 0,2 do diametro interno

do casco. Um vao muito pequeno pode ocasionar no aumento da resistencia do

escoamento que passa cruzado ao feixe (Corrente B), como consequencia as fracoes

dos fluidos escoando pelas folgas (Corrente A, C, E e F) irao aumentar. Um outro

problema sera a dificuldade na limpeza mecanica de depositos contidos na superfıcie

dos tubos.

Geralmente, o maximo espacamento entre as chicanas corresponde ao valor do

diametro interno do casco do trocador. Um grande vao proporcionara predominancia

do escoamento longitudinal, o qual e menos eficiente que o escoamento cruzado, alem

de um suporte inadequado dos tubos podendo elevar os riscos de falha por vibracao

27

causada pelo escoamento.

O espacamento ideal da chicana geralmente esta em torno de 0,3 a 0,6 do diametro

interno do casco. Alem disso, e importante frisar que ao diminuir o vao, o aumento

da perda de carga e marginalmente bem superior ao aumento do coeficiente de

transferencia de calor.

A altura do corte das chicanas e um segundo fator que merece atencao. A altura do

corte pode variar de 15% ate 45% dependendo do diametro interno do casco. Tanto

as pequenas alturas de corte como as grandes sao prejudiciais para o coeficiente de

transferencia de calor no lado do casco e agravantes para o fenomeno da incrustacao

devido as recirculacoes. No primeiro caso pode existir o desenvolvimento dessas

zonas nos espacos adjacentes as regioes proximas ao corte da chicana como pode

ser visto na figura 3.1. No segundo caso as zonas de recirculacao podem aparecer

proximas ao casco, devido a um escoamento quase que longitudinal. E fortemente

recomendavel que o corte das chicanas esteja entre 20% a 35% do diametro interno

do casco.

Figura 3.1: Efeito da altura do corte das chicanas. Adaptado de [13].

A orientacao horizontal do corte das chicanas e recomendavel para um trocador em

que nao haja mudanca de fase. Ela minimiza o acumulo de deposito na parte inferior

do casco. Por fim, e recomendavel que a razao entre a velocidade do escoamento

na regiao da janela e na regiao de escoamento cruzado esteja entre a faixa de 0,8 e

1,2, uma vez que aceleracoes e desaceleracoes do escoamento ao longo do trocador

aumentam a perda de cargas, sem causar nenhuma melhoria para a transferencia de

calor.

28

3.1.7 Conclusao

A partir dessa analise, consegue-se entender como as alteracoes da velocidade do

escoamento e dos parametros da geometria mudam o coeficiente global de trans-

ferencia de calor. Recomenda-se testar varias combinacoes desses parametros para

obter o melhor coeficiente global de transferencia de calor em consonancia com a

perda de carga.

3.2 Apresentacao do servico e decisoes para inıcio

de projeto

3.2.1 Dados de operacao

O equipamento operara junto a coluna de destilacao de petroleo utilizando como

fluido quente o gasoleo pesado de refluxo recirculante e como fluido frio o oleo

cru. O gasoleo entrara no trocador a uma temperatura de 302oC e devera sair

na temperatura de 275oC, a vazao massica desse fluido e de 77 kg/s, a pressao de

operacao corresponde a 1300 kPa. A perda de carga admissıvel e de 70 kPa. O

fluido frio sera o oleo cru que entrara na temperatura de 227oC e devera sair na

temperatura de 249oC, a vazao massica do oleo cru sera de 100,23 kg/s, a pressao

de operacao corresponde a 2830 kPa. A perda de carga admissıvel e de 120 kPa. O

gasoleo possui um grau API de 42,5 e um fator de caracterizacao Kuop de 13. Ja o

oleo cru possui um grau API de 40 e um fator de caracterizacao Kuop de 13.

Alem das informacoes do servico, e necessario saber quais sao as condicoes de

projeto. A temperatura maxima que o fluido de processo pode atingir corresponde

a 320oC. A pressao de projeto que o fluido frio pode atingir corresponde a 4400

kPa. Para o fluido quente a pressao maxima corresponde a 1700 kPa. Um resumo

dos dados operacionais, das condicoes de projeto e das propriedades dos fluidos na

temperatura media esta disponıvel na tabela 3.1.

29

Tabela 3.1: Resumo dos dados operacionais, das condicoes de projeto e das propri-

edades dos fluidos na temperatura media do escoamento

Dados Gasoleo Oleo cru

Vazao (kg/s) 100,23 77,00

Temperatura de entrada (oC) 302,00 227,00

Temperatura de saıda (oC) 275,00 249,00

Temperatura maxima (oC) 320,00 320,00

Perda de carga admissıvel (kPa) 70,00 120,00

Pressao de operacao (kPa) 1300,00 2830,00

Pressao de projeto (kPa) 1700,00 4400,00

Grau API 42,5 40

Fator de caracterizacao Kuop 13 13

Densidade (kg/m3) 640,03 691,28

Viscosidade (Pa s) 3, 91 · 10−4 7, 55 · 10−4

Calor especıfico (kJ/kg K) 3,16 2,97

Condutividade termica (W/m K) 0,095 0,102

3.2.2 Alocacao dos fluidos

Em posse dos dados de operacao e necessario definir qual dos fluidos passara pelos

tubos e qual deles passara pelo casco. Essa decisao nao envolve nenhuma formula

fixa devido a variacao de varios fatores que devem ser considerados. Alem disso,

existem relacoes de trade-off entre eles. Os principais parametros para alocacao

do fluido serao apresentados e realizar-se-a uma discussao sobre eles em relacao a

operacao.

O primeiro fator avaliado sera a viscosidade. Geralmente para um fluido muito

viscoso e mais vantajoso coloca-lo escoando no casco, ja que para um mesmo valor

de perda de carga admissıvel e possıvel obter coeficientes maiores de transferencia

de calor. Isso tudo e possıvel pela caracterıstica do escoamento do casco, o fluido

escoa cruzado ao feixe tubular e ha mudancas de direcao devido as chicanas, tais

caracterısticas sao intensificadoras da turbulencia. Nos fluidos em questao, a visco-

sidade e inferior a 1 cP para as temperaturas de operacao, como pode ser observado

30

na tabela 3.1. Logo, esse parametro pode ser desconsiderado.

O segundo fator avaliado sera a corrosividade, ele so e relevante quando ha uma

diferenca no nıvel de agressividade dos fluidos devido a necessidade de utilizacao

de materiais mais caros. Nessas situacoes e indicado que o fluido corrosivo escoe

pelos tubos, uma vez que a area de contato entre esse fluido e o metal sera me-

nor. Alocando o fluido corrosivo nos tubos, o carretel, espelhos, tubos e o cabecote

flutuante precisarao ser fabricados de um material mais caro. Alocando o fluido

corrosivo no casco, o proprio casco, os tubos, os espelhos, o tampo e o cabecote

flutuante precisarao ser fabricados desse material especial. Nitidamente o volume

de metal utilizado na segunda situacao sera maior. Os fluidos do projeto possuem

relativamente o mesmo grau de corrosividade, entao esse fator nao sera considerado.

O terceiro fator avaliado sera o deposito. O fluido com maior tendencia de deposito

deve ser colocado para escoar nos tubos, uma vez que no casco existem regioes de

recirculacao em que ha uma maior probabilidade do desenvolvimento da camada

de incrustante. Geralmente os fluidos mais incrustantes sao os mais viscosos, logo,

esse parametro e conflitante com a viscosidade para a alocacao dos fluidos. Para os

fluidos considerados neste projeto a viscosidade nao influi, a decisao para esse fator

reside somente na avaliacao de qual fluido sera o mais incrustante. Como o oleo cru

e mais incrustante que o gasoleo pesado, ele deve escoar pelos tubos.

O quarto fator avaliado sera a pressao. Esse parametro e similar ao grau de corro-

sividade do fluido. A espessura de um vaso de pressao e funcao de algumas variaveis

dentre elas o diametro. Para uma mesma pressao, quanto maior o diametro, maior a

espessura de chapa sera necessaria para resistir. Se a diferenca de pressao for signi-

ficativa a quantidade de material necessario para alocar um fluido de maior pressao

no casco sera maior, portanto, o trocador sera mais caro. Esse fator so e represen-

tativo quando ha diferenca significativa de pressao entre os dois fluidos e grandes

diametros. Alem disso, alocando o fluido de maior pressao no casco, sujeitam-se os

tubos e o cabecote flutuante a compressao e por conseguinte a flambagem, o que e

um ponto negativo, uma vez que eles resistem melhor a pressao interna. Na situacao

do projeto existe uma diferenca de pressao consideravel entre os dois fluidos, a maior

31

pressao e consideravelmente alta e por se tratar de um trocador de refinaria possi-

velmente o diametro sera grande. Logo, o fluido de maior pressao deve ser alocado

nos tubos.

O quinto sera a vazao massica. Nesse fator, o principal problema esta na cor-

rente de menor vazao. O coeficiente de transferencia de calor por conveccao esta

ligado ao numero de Prandtl e ao numero de Reynolds, o numero de Prandtl e fixo

e depende das propriedades do fluido na temperatura em que foram avaliadas, ja

o numero de Reynolds depende da geometria da velocidade e das propriedades do

fluido em questao, uma das formas de aumentar o numero de Reynolds e assim au-

mentar a transferencia de calor, e aumentando a velocidade de escoamento. Com

o fluido de menor vazao sendo alocado nos tubos, e possıvel aumentar a velocidade

de escoamento aumentando o numero de passes, entretanto essa estrategia possui

limites, dentre eles a restricao da perda de carga admissıvel para o equipamento,

questoes relativas a dificuldade na fabricacao e a diminuicao do coeficiente de trans-

ferencia de calor convectivo do casco, essas duas ultimas sao referentes as placas

de separacao entre as camaras, sua colocacao adiciona no casco raias livres para o

escoamento diminuindo o coeficiente de transferencia de calor convectivo do casco,

alem de dificultar a fabricacao. Para a alocacao do fluido de menor vazao no casco,

e possıvel obter um escoamento turbulento com um valor mais baixo do numero

de Reynolds, devido a passagem cruzada pelos tubos e as mudancas repentinas na

direcao do escoamento pela presenca das chicanas. Nessa situacao e possıvel aumen-

tar a velocidade do fluido diminuindo o corte e o vao das mesmas, porem, ha limites

para isso impostos pela perda de carga admissıvel e pela limpeza do feixe tubular.

Entretanto, esse fator so e significativo quando ha uma diferenca de vazao massica

elevada entre as correntes. Quando ela for elevada, recomenda-se colocar o fluido

de menor vazao para escoar nos tubos, caso contrario, o fluido de menor vazao deve

ser alocado no casco, uma vez que e possıvel atingir um maior nıvel de turbulencia

com um valor menor para o numero de Reynolds. Na situacao do projeto as vazoes

sao proximas, entao opta-se por colocar o oleo cru para escoar nos tubos.

O sexto e ultimo fator sera a temperatura. Para esse parametro duas consideracoes

podem ser feitas. A primeira delas e referente a grande diferenca de temperatura,

32

superiore a 80oC, entre a entrada e a saıda da corrente alocada nos tubos, nessa

situacao se o trocador possuir somente dois passes, a diferenca de temperatura entre

as duas partes do espelho sera muito elevada, isso pode provocar elevadas tensoes

termicas desencadeando distorcao e ate possıvel falha. Se existirem mais passes, a

situacao e menos severa. Com essa elevada diferenca de temperatura recomenda-

se colocar o fluido para escoar pelo casco, ou caso decida-se escoar pelos tubos,

utilizar pelo menos quatro passes. A segunda consideracao sugere que o fluido com

maior diferenca de temperatura seja alocado nos tubos, pois isso pode resultar em

uma menor distorcao da temperatura, entretanto, esse fator so e significativo se

a quantidade de fluido que escoa pela folga entre chicana e casco for elevada, ou

se razao entre as diferencas de temperatura do fluido do casco pela diferenca de

temperatura do terminal frio for elevada. No projeto, a diferenca de temperatura

entre a entrada e a saıda do oleo cru e de 22oC e a diferenca da temperatura no

terminal frio e de 27oC, entao esse fator e pouco determinante e nao sera considerado.

A tabela 3.2 resume o que foi dito nos paragrafos acima. Por essa analise decide-se

por escoar o oleo cru pelos tubos e o gasoleo pelo casco. Aparentemente, esse foi um

caso relativamente simples no qual nao apareceram conflitos entre os parametros,

entretanto, ele pode se tornar mais complexo a medida que esses aparecem.

Tabela 3.2: Alocacao dos fluidos

Parametros Escoamento pelos tubos Escoamento pelo casco

Viscosidade Indiferente Indiferente

Corrosividade Indiferente Indiferente

Incrustacao Oleo cru Gasoleo

Pressao Oleo cru Gasoleo

Vazao massica Oleo cru Gasoleo

Temperatura Indiferente Indiferente

33

3.3 Determinacao do trocador de calor

3.3.1 Determinacao do modelo segundo a norma TEMA

Tendo em vista as caracterısticas do servico, pode-se optar por quatro modelos da

norma TEMA. Os dois primeiros sao o AES ou BES, nessa situacao ambos permitem

remocao, troca do feixe tubular, substituicao completa ou nao dos tubos, qualquer

metodo de limpeza tanto no casco como nos tubos, alem de permitir movimentacao

do feixe tubular em relacao ao casco evitando as tensoes termicas. A diferenca entre

o carretel A e o carretel B reside no tampo. No modelo A, o tampo e um flange cego

parafusado ao flange do carretel, enquanto que no modelo B o tampo e soldado,

nao sendo necessario o flange do carretel. O modelo A e mais vantajoso para a

manutencao comparado ao modelo B, entretanto a adicao de uma uniao flangeada

propicia a existencia de uma regiao em que pode ocorrer vazamentos. O modelo B

resiste melhor e e mais indicado para pressoes mais altas.

Os outros dois modelos que podem ser escolhidos sao o AET e o BET. Eles pos-

suem as mesmas vantagens dos modelos anteriores, a diferenca esta na manutencao.

Enquanto o padrao S necessita de um processo de desmontagem do cabecote para

a remocao integral do feixe, o padrao T pode ser removido integralmente sem essa

operacao, uma vez que o diametro do cabecote e menor que o diametro interno do

casco. O lado negativo do padrao T em relacao ao S e o elevado valor da folga

entre o diametro interno do casco e o diametro externo do feixe tubular aumen-

tando a fracao da corrente C. Portanto, o padrao do carretel praticamente nao influi

no calculo do coeficiente global de transferencia de calor, mas o tipo do cabecote

influira.

34

Figura 3.2: Padroes a norma TEMA. Retirado de [22]

3.3.2 Determinacao do feixe tubular

Para determinar a geometria do feixe tubular deve-se definir em primeiro lugar

os tubos, em segundo lugar o arranjo, em terceiro lugar o passo, em quarto lugar

o numero de tubos e em quinto lugar uma aproximacao para o diametro do feixe

tubular.

35

Tendo em vista que o oleo cru e um fluido incrustante, escolhe-se os tubos de 3/4

polegada e 1 polegada, ambos BWG 14. O gasoleo tambem possui essa caracterıstica,

portanto e recomendavel que haja possibilidade de limpeza mecanica, escolhe-se o

arranjo quadrangular (90o). A distancia entre os centros dos tubos deve ser a mınima

possıvel, portanto 1,25 do diametro externo dos tubos, porem deve possuir um valor

mınimo de 6,4mm, segundo a TEMA, para que seja possıvel a limpeza mecanica.

Logo, para os tubos de 1 polegada essa distancia sera de 32 mm e para os tubos de 3/4

de polegada ela sera de 25,5mm. Para a determinacao do numero de tubos, primeiro

escolhe-se qual sera a velocidade do escoamento em cada um deles. Para o oleo cru,

ela deve estar entre a faixa de 1,5 m/s a 2,5 m/s com o objetivo de evitar elevada

incrustacao e erosao. Sugere-se testar a influencia do coeficiente de transferencia

de calor nos tubos para o coeficiente global, e importante ter em mente que quanto

maior a velocidade, maior sera a perda de carga, maior sera a transferencia de calor

e menor sera o numero de tubos necessarios, isso reduzira o diametro do casco, em

contrapartida podera aumentar o comprimento do trocador, dependendo de como

o coeficiente global e modificado. As ultimas consequencias aumentam a perda de

carga no casco. Por meio da equacao 3.1 e possıvel ter uma estimativa do diametro

externo do feixe tubular. Um resumo do que foi dito esta apresentado na tabela 3.3.

Dotl =

√NttL2

tp

0, 7854+ dt (3.1)

3.3.3 Determinacao do diametro interno do casco

O diametro do casco depende exclusivamente do numero de tubos e do numero

de passes. Aumentar o numero de passes mantendo a velocidade de escoamento

nos tubos, os vaos e os cortes das chicanas, implicara em aumentar a quantidade de

tubos no feixe, em diminuir o coeficiente de transferencia de calor, em possivelmente

diminuir o comprimento do trocador e certamente em diminuir a perda de carga.

Alem disso, um trocador com um maior diametro necessitara de: espelhos maiores,

maior numero de furos nos espelhos e maior espessuras de chapa para resistir a

pressao, portanto, a fabricacao possuira um maior custo e sera mais difıcil. A tabela

3.3 exibe os valores estimados para o diametro interno em funcao dos numeros de

passe. Com base nela, testaremos modelos com 2, 4 e 6 passes nos tubos.

36

Tabela 3.3: Parametros geometricos

Tubos3/4 polegadas

BWG 14

1 polegada

BWG 14

Arranjo 90o 90o

Passo (mm) 25,5 32,0

Velocidade de

escoamento nos

tubos (m/s)

2,25 2,25

Numero de passes 2 4 6 2 4 6

Numero de tubos 748 1496 2244 368 736 1104

Diametro interno

estimado (mm)870 1200 1455 780 1075 1300

3.3.4 Determinacao das folgas e dos numeros de barras se-

lantes

Algumas folgas serao determinadas segundo recomendacoes da norma TEMA, ou-

tras serao estimadas e confirmadas apos o desenho mecanico. As folgas determinadas

pela norma TEMA sao: folga entre os tubos e os furos das chicanas (Corrente A) e

folga entre o casco e a borda das chicanas (Corrente E). A estimada corresponde a

folga entre o diametro interno do casco e o diametro externo do feixe tubular (Cor-

rente C). As raias por onde a corrente F passa dependem da orientacao das placas

de particao do carretel e do cabecote. As barras selantes geralmente sao utilizadas

quando a folga entre o feixe tubular e o casco sao elevadas, ou seja geralmente no

padrao T. A tabela 3.4, exibe os valores que serao adotados.

Tabela 3.4: Valores das folgas e numero de barras selantes

Diametro interno do casco de 457mm ate 991mm de 1016mm ate 1372mm

Folga Corrente E (mm) 4,8 6,4

Folga corrente A (mm) 0,4 0,4

Folga corrente C (mm) de 50 a 60 de 60 a 80

Numero de barras selantes 0 0

37

3.3.5 Determinacao da geometria das chicanas

Avalia-se o vao entre as chicanas e o espacamento entre elas para um conjunto de

valores dentro das recomendacoes de projeto dadas no capıtulo anterior e respeitando

as diretrizes da norma TEMA. Na secao 4.5.2 realiza-se o calculo para avaliar o

fenomeno de vibracao induzida pelo escoamento.

3.3.6 Determinacao do fator de deposito

Uma das formas de representar a resistencia termica da camada de incrustante e

por meio da utilizacao dos fatores da TEMA, caso a refinaria nao tenha nenhum dado

sobre esse parametro. Essa informacao quer dizer que ao final de aproximadamente

um ano e meio, a camada de incrustante adicionara a resistencia termica da parede

um dado valor alterando a transferencia de calor. Vale ressaltar que esse valor e

arbitrario e no caso da norma esta fundamentado em um conjunto de experiencias

previas em outros trocadores que obtiveram sucesso durante seu tempo de operacao.

Outro ponto que deve ser observado, refere-se a nao dependencia temporal desse

fator, na pratica a resistencia termica da camada de incrustante cresce ao longo

do tempo de servico, portanto, o trocador deve atender aos requisitos operacionais

na pior situacao possıvel, ou seja, a area de troca sera determinada na situacao de

operacao precedendo a parada para manutencao e limpeza. Os fatores de deposito

adotados podem ser vistos na tabela 3.5.

Tabela 3.5: Valores dos fatores de incrustacao segundo a norma TEMA

Fluido

Fator de incrustacao

T > 235 oC e V > 1, 2m/s

(K m2 /W)

Oleo cru 0,001057

Gasoleo 0,000881

3.3.7 Procedimento de calculo

Uma forma de abordar o problema utilizando essa resistencia termica devido a

incrutacao consiste em estimar um coeficiente de transferencia de calor na situacao

sujo. Claro que essa area sera maior que a necessaria para o trocador na condicao

38

limpo, portanto, ela alterara a temperatura de saıda dos fluidos quente e frio, alem

do coeficiente global de transferencia de calor na situacao limpo. A seguir descreve-

se o procedimento utilizado. Na figura 3.3 ha uma representacao esquematica do

procedimento.

Etapa I

Calcula-se o coeficiente global de transferencia de calor limpo com as temperaturas

de servico, avalia-se as propriedades dos fluidos na temperatura media de mistura

do escoamento.

Etapa II

Estima-se um valor para o coeficiente global de transferencia de calor de projeto

de modo que o fator de deposito disponıvel em 3.2, seja maior que o fator de deposito

requerido obtido na norma TEMA.

Rfdisp =1

UProjeto− 1

ULimpo(3.2)

Etapa III

Com o coeficiente global de projeto estimado, calcula-se a area necessaria para

executar a tarefa atraves da equacao 3.3.

A =Q

FUProjeto∆T(3.3)

Etapa IV

Pelo metodo NTU utilizando a area calculada na Etapa III, o coeficiente global

limpo obtido na Etapa I e as propriedades avaliadas na temperatura media de mis-

tura do servico, tem-se uma aproximacao para as temperaturas de saıda na condicao

limpo.

Etapa V

Calcula-se o coeficiente global limpo com as temperaturas obtidas na Etapa IV,

avaliam-se as propriedades dos fluidos na temperatura media de mistura conside-

39

rando novamente as temperaturas obtidas na Etapa IV. Repete-se essa Etapa ate

a convergencia, ou seja, ate o coeficiente variar de uma iteracao para outra em um

valor menor que um erro.

Observacao: Nesse caso basta somente uma iteracao, uma vez que a variacao das

propriedades dos fluidos e pequena.

Etapa VI

Por fim, calcula-se o coeficiente global na condicao suja adicionando a resistencia

de parede os fatores de incrustacao. Se as temperaturas de saıda obtidas na condicao

suja forem proximas as temperaturas de projeto o modelo e aprovado, caso contrario

aumenta-se a area e retorna-se a Etapa IV.

40

Figura 3.3: Representacao esquematica para o calculo da area de troca necessaria.

3.3.8 Avaliacao preeliminar

E notavel que o procedimento de calculo envolve uma grande combinacao de

variaveis. Por meio de uma conferencia, ou seja, execucao em alguns modelos das

Etapas I a III descritas anteriormente, consegue-se eliminar algumas consideracoes

feitas que levarao a uma menor quantidade de contas e modelos testados.

41

A primeira delas corresponde a velocidade do escoamento, pode-se escolher qual-

quer valor entre a faixa de velocidades, a decisao e manter uma velocidade de 2,25

m/s nos tubos. O valor mınimo da faixa geraria um trocador com baixa perda de

carga tanto nos tubos quanto no casco, alem de um baixo coeficiente de transferencia

de calor na situacao limpo, portanto, o trocador precisaria ter uma maior area de

troca. A velocidade maxima da faixa proporcionaria uma maxima perda de carga

e um maximo coeficiente de transferencia de calor, contudo, qualquer variacao po-

sitiva na vazao massica do processo poderia desencadear em corrosao por erosao e

dependendo do estado da superfıcie dos tubos, apos, essa flutuacao poderia surgir

corrosao localizada, como a corrosao por pitch.

A segunda corresponde ao comprimento dos tubos, o limitaremos para um valor

maximo de 6000 mm. Tubos maiores que esse comprimento elevam a dificuldade de

fabricacao. Essa segunda restricao ja elimina a opcao pelos trocadores com duplo

passe, uma vez que o comprimento dos tubos obtido nos calculos corresponde a um

valor maior que 6000 mm. Nesse criterio, avalia-se um modelo de trocador com

tubos de 1 polegada BWG 14 e com 4 passes, o comprimento dos tubos obtidos

para essa situacao corresponde a 7000 mm e tambem sera descartado. Pelo elevado

valor da folga da corrente C em um padrao de cabecote T da TEMA decide-se por

evita-lo.

Com tudo isso, sobram 3 modelos para o padrao TEMA BES. Dois modelos

compostos por tubos de 3/4 de polegada BWG 14, com 4 ou 6 passes e um modelo

composto por tubos de 1 polegada BWG 14 com 6 passes. Se por acaso existir

cruzamento de temperaturas o modelo sera descartado.

3.3.9 Resultados

Os tres modelos selecionados serao testados para diferentes configuracoes de corte

e espacamento das chicanas. Nas tabelas, de 3.6 ate 3.17, estao os parametros e

resultados para as Etapas I a III descritas em 3.3.7. Cada modelo possui 4 tabelas,

as duas primeiras correspondem aos parametros de geometria utilizados, as demais

duas correspondem aos resultados. Apos selecionado o modelo, os calculos da Etapa

42

IV ate a Etapa VI serao executados somente para ele.

43

Tabela 3.6: Parametros TEMA BES, 1 passe no casco 4 passes nos tubos. Tubos 3/4”BWG 14. Dimensoes em metros.

Parametros M1 M2 M3 M4 M5 M6 M7 M8 M9

Diametro do Casco 1,194 1,194 1,194 1,194 1,194 1,194 1,194 1,194 1,194

Folga corrente (E) 0,0064 0,0064 0,0064 0,0064 0,0064 0,0064 0,0064 0,0064 0,0064

Espessura da chicana 0,0127 0,0127 0,0127 0,0127 0,0127 0,0127 0,0127 0,0127 0,0127

Corte da chicana % 20,0 22,5 25,0 27,5 30,0 32,5 35,0 20,0 22,5

Vao entre a chicanas 0,430 0,430 0,430 0,430 0,430 0,430 0,430 0,495 0,495

Vao na entrada 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655

Vao na saıda 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655

Numero de sealing strips 0 0 0 0 0 0 0 0 0

D feixe tubular 1,134 1,134 1,134 1,134 1,134 1,134 1,134 1,134 1,134

Diametro dos tubos 0,019 0,019 0,019 0,019 0,019 0,019 0,019 0,019 0,019

Comprimento dos tubos 4,890 4,890 4,890 4,890 4,890 4,890 4,890 4,890 4,890

Passo do tubo 0,0255 0,0255 0,0255 0,0255 0,0255 0,0255 0,0255 0,0255 0,0255

Folga corrente(A) 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004

Raia de bypass 0 0 0 0 0 0 0 0 0

Numero de tubos 1496 1496 1496 1496 1496 1496 1496 1496 1496

Arranjo 90 90 90 90 90 90 90 90 90

Numero de passes 4 4 4 4 4 4 4 4 4

Espessura da parede 0,00211 0,00211 0,00211 0,00211 0,00211 0,00211 0,00211 0,00211 0,00211

44




Folga corrente (E) 0,0064 0,0064 0,0064 0,0064 0,0064 0,0064 0,0064 0,0064 0,0064


Corte da chicana % 25,0 27,5 30,0 32,5 35,0 20,0 25,0 30,0 35,0


Vao na entrada 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655 0,55 0,55 0,55 0,55

Vao na saıda 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655 0,55 0,55 0,55 0,55


D feixe tubular 1,134 1,134 1,134 1,134 1,134 1,134 1,134 1,134 1,134



Passo do tubo 0,0255 0,0255 0,0255 0,0255 0,0255 0,0255 0,0255 0,0255 0,0255

Folga corrente(A) 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004

Raia de bypass 0 0 0 0 0 0 0 0 0

Numero de tubos 1496 1496 1496 1496 1496 1496 1496 1496 1496

Arranjo 90 90 90 90 90 90 90 90 90



45

Tabela 3.8: Resultados TEMA BES, 1 passe no casco 4 passes nos tubos. Tubos 3/4”BWG 14.

M1 M2 M3 M4 M5 M6 M7 M8 M9

Coeficiente global de

transferencia de calor limpo (W/m2K)646,8 636,7 629,3 617,0 604,9 590,3 575,8 636,9 627,0

Coeficiente global de projeto (W/m2K) 285,0 285,0 280,0 280,0 275,0 275,0 270,0 280,0 280,0

Fracao corrente A 0,181 0,165 0,152 0,142 0,133 0,124 0,116 0,180 0,161

Fracao corrente B 0,521 0,545 0,564 0,579 0,593 0,605 0,617 0,523 0,551

Fracao corrente C 0,140 0,146 0,151 0,155 0,159 0,162 0,166 0,140 0,148

Fracao corrente E 0,158 0,144 0,133 0,124 0,116 0,108 0,101 0,157 0,141

Perda de carga tubos (Pa) 66528 66543 67501 67527 68535 68557 69599 67504 67418

Perda de carga casco (Pa) 14115 11688 11084 9630 8435 7393 6440 12420 9935

Razao entre area de escoamento

cruzado e area de janela1,396 1,195 1,039 0,917 0,817 0,736 0,668 1,604 1,373

46


M10 M11 M12 M13 M14 M15 M16 M17 M18












47


Parametros M1 M2 M3 M4 M5 M6 M7

Diametro do Casco 1,444 1,444 1,444 1,444 1,444 1,444 1,444

Folga corrente (E) 0,006 0,006 0,006 0,006 0,006 0,006 0,006

Espessura da chicana 0,013 0,013 0,013 0,013 0,013 0,013 0,013

Corte da chicana 20,0 22,5 25,0 27,5 30,0 32,5 35,0

Vao entre a chicanas 0,495 0,495 0,495 0,495 0,495 0,495 0,495

Vao na entrada 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655

Vao na saıda 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655

Numero de sealing strips 0 0 0 0 0 0 0

D feixe tubular 1,384 1,384 1,384 1,384 1,384 1,384 1,384

Diametro dos tubos 0,019 0,019 0,019 0,019 0,019 0,019 0,019

Comprimento dos tubos 3,507 3,507 3,507 3,574 3,574 3,644 3,717

Passo do tubo 0,0255 0,0255 0,0255 0,0255 0,0255 0,0255 0,0255

Folga corrente(A) 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004

Raia de bypass 0 0 0 0 0 0 0

Numero de tubos 2244 2244 2244 2244 2244 2244 2244

Arranjo 90 90 90 90 90 90 90

Numero de passes 6 6 6 6 6 6 6

Espessura da parede 0,0211 0,0211 0,0211 0,0211 0,0211 0,0211 0,0211

48


Parametros M8 M9 M10 M11 M12 M13 M14

Diametro do Casco 1,444 1,444 1,444 1,444 1,444 1,444 1,444

Folga corrente (E) 0,006 0,006 0,006 0,006 0,006 0,006 0,006

Espessura da chicana 0,013 0,013 0,013 0,013 0,013 0,013 0,013

Corte da chicana 20,0 22,5 25,0 27,5 30,0 32,5 35,0

Vao entre a chicanas 0,600 0,600 0,600 0,600 0,600 0,600 0,600

Vao na entrada 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655

Vao na saıda 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655 0,655

Numero de sealing strips 0 0 0 0 0 0 0

D feixe tubular 1,384 1,384 1,384 1,384 1,384 1,384 1,384

Diametro dos tubos 0,019 0,019 0,019 0,019 0,019 0,019 0,019

Comprimento dos tubos 3,507 3,507 3,574 3,574 3,644 3,644 3,717

Passo do tubo 0,0255 0,0255 0,0255 0,0255 0,0255 0,0255 0,0255

Folga corrente(A) 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004

Raia de bypass 0 0 0 0 0 0 0

Numero de tubos 2244 2244 2244 2244 2244 2244 2244

Arranjo 90 90 90 90 90 90 90

Numero de passes 6 6 6 6 6 6 6

Espessura da parede 0,0211 0,0211 0,0211 0,0211 0,0211 0,0211 0,0211

49


M1 M2 M3 M4 M5 M6 M7


transferencia de calor limpo (W/m2K)565,4 556,4 546,5 540,7 528,7 517,3 504,7

Coeficiente global de projeto (W/m2K) 265,0 265,0 265,0 260,0 260,0 255,0 250,0

Fracao corrente A 0,203 0,188 0,175 0,165 0,155 0,146 0,137

Fracao corrente B 0,521 0,542 0,559 0,573 0,586 0,598 0,611

Fracao corrente C 0,133 0,138 0,143 0,146 0,149 0,153 0,156

Fracao corrente E 0,143 0,132 0,123 0,116 0,109 0,103 0,097

Perda de carga tubos (Pa) 76429 76444 76460 77576 77604 78766 79977

Perda de carga casco (Pa) 4400 3747 3273 3475 3087 2735 2401


cruzado e area de janela1,333 1,139 0,990 0,872 0,777 0,699 0,634

50


M8 M9 M10 M11 M12 M13 M14


transferencia de calor limpo (W/m2K)558,3 549,5 540,9 529,7 519,0 505,9 493,0

Coeficiente global de projeto (W/m2K) 265,0 265,0 260,0 260,0 255,0 255,0 250,0

Fracao corrente A 0,199 0,179 0,164 0,152 0,142 0,132 0,123

Fracao corrente B 0,527 0,554 0,574 0,590 0,604 0,617 0,629

Fracao corrente C 0,134 0,141 0,146 0,151 0,154 0,157 0,161

Fracao corrente E 0,140 0,126 0,116 0,107 0,100 0,093 0,087

Perda de carga tubos (Pa) 76456 76331 77439 77452 78606 78622 79825

Perda de carga casco (Pa) 4200 3409 2869 2467 2145 1870 1622


cruzado e area de janela1,616 1,380 1,199 1,057 0,941 0,847 0,769

51

Tabela 3.14: Parametros TEMA BES, 1 passe no casco 6 passes nos tubos. Tubos de 1”BWG 14. Dimensoes em metros.



Folga corrente (E) 0,006 0,006 0,006 0,006 0,006 0,006 0,006 0,006 0,006


Corte da chicana 20,0 22,5 25,0 27,5 30,0 32,5 35,0 20,0 22,5


Vao na entrada 0,650 0,650 0,650 0,650 0,650 0,650 0,650 0,650 0,650

Vao na saıda 0,650 0,650 0,650 0,650 0,650 0,650 0,650 0,650 0,650


D feixe tubular 1,225 1,225 1,225 1,225 1,225 1,225 1,225 1,225 1,225



Passo do tubo 0,032 0,032 0,032 0,032 0,032 0,032 0,032 0,032 0,032

Folga corrente(A) 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004

Raia de bypass 0 0 0 0 0 0 0 0 0

Numero de tubos 1104 1104 1104 1104 1104 1104 1104 1104 1104

Arranjo 90 90 90 90 90 90 90 90 90



52

Tabela 3.15: Parametros TEMA BES, 1 passe no casco 6 passes nos tubos. Tubos de 1”BWG 14. Dimensoes em metros.



Folga corrente (E) 0,006 0,006 0,006 0,006 0,006 0,006 0,006 0,006 0,006


Corte da chicana 20,0 22,5 25,0 27,5 30,0 32,5 35,0 20,0 22,5


Vao na entrada 0,650 0,650 0,650 0,650 0,650 0,650 0,650 0,650 0,650

Vao na saıda 0,650 0,650 0,650 0,650 0,650 0,650 0,650 0,650 0,650


D feixe tubular 1,225 1,225 1,225 1,225 1,225 1,225 1,225 1,225 1,225



Passo do tubo 0,032 0,032 0,032 0,032 0,032 0,032 0,032 0,032 0,032

Folga corrente(A) 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004 0,0004

Raia de bypass 0 0 0 0 0 0 0 0 0

Numero de tubos 1104 1104 1104 1104 1104 1104 1104 1104 1104

Arranjo 90 90 90 90 90 90 90 90 90



53

Tabela 3.16: Resultados TEMA BES, 1 passe no casco 6 passes nos tubos. Tubos de 1”BWG 14.

M1 M2 M3 M4 M5 M6 M7 M8 M9












54

Tabela 3.17: Resultados TEMA BES, 1 passe no casco 6 passes nos tubos. Tubos de 1”BWG 14.

M10 M11 M12 M13 M14 M15 M16 M17 M18












55

3.3.10 Analise dos resultados e selecao do modelo

O modelo correspondente ao trocador TEMA BES, 1 passe no casco e 6 passes

nos tubos, com tubos de 3/4 polegadas, apresentou um coeficiente de calor consi-

deravelmente baixo, e com isso a maior area de troca. Mesmo possuindo o menor

comprimento, o trocador em questao tem mais de 2200 tubos, o que levaria a eleva-

dos custo e dificuldade de fabricacao. Alem disso, ele possui um comprimento curto

abrigando um pequeno numero de chicanas e proporcionando um escoamento, no

lado do casco, pouco eficiente para a transferencia de calor. Portanto sera desconsi-

derado.

Sobram dois modelos, que corresponde ao trocador TEMA BES, 1 passe no casco

e 4 passes nos tubos, com tubos de 3/4 de polegada e o trocador TEMA BES, 1 passe

no casco e 6 passes nos tubos, com tubos de 1 polegada. Entre esses, a diferenca e

muito pequena. O primeiro modelo leva uma pequena vantagem pela maior eficiencia

na transferencia de calor. Pode ser levantado o seguinte questionamento, o segundo

modelo apresenta uma perda de carga maior e com isso pode ser considerado mais

eficiente, vale lembrar que a parcela correspondente as perdas localizadas e maior

para o segundo devido aos dois passes a mais. Ademais, a perda de carga nos tubos

referente a troca termica sera menor devido ao maior diametro. O modelo escolhido

sera o TEMA BES, 1 passe no casco e 4 passes nos tubos, com tubos de 3/4 de

polegadas, porem a diferenca nao e muito significativa. Os parametros e resultados

desse modelo estao listados nas tabelas de 3.6 ate 3.9.

E necessario selecionar qual sera o vao entre as chicanas e a altura de corte. Opta-

se por manter uma razao entre a area de escoamento cruzado e a area nas janelas

proximo a 1, para que nao haja aceleracao ou desaceleracao do fluido na area de

janela, causando um aumento da perda de carga com quase nenhuma contribuicao

para a transferencia de calor. Dessa forma, tres modelos sao candidatos: o M3, o

M11 e o M17. O modelo M17 apresentou um coeficiente de transferencia de calor

muito baixo e por isso sera descartado. A diferenca entre o M3 e o M11 e signifi-

cativa para esse coeficiente. Teoricamente seria escolhido o modelo M3, todavia, e

importante ter em mente que nao foi criada nenhuma ferramenta grafica para auxılio

56

do projeto termico, como ha em programas comerciais. Portanto, valores de folgas

estimadas, como a da corrente C, podem aumentar significativamente diminuindo

a resistencia do escoamento por essa regiao, aumentando a fracao massica por essa

passagem e diminuindo o coeficiente global de transferencia de calor. Escolhendo

um espacamento entre as chicanas de M11, a resistencia ao escoamento da corrente

B sera menor devido ao maior vao, por esse motivo um aumento da folga para a

corrente C podera gerar um menor aumento da fracao de vazao massica que escoa

por essa folga, dessa forma, proporcionara em uma menor reducao do coeficiente

de transferencia de calor se comparado ao modelo M3. A decisao tomada aqui leva

em conta a possıvel alteracao de alguns parametros devido ao projeto mecanico e

visa que o calculado pelo projeto termico seja proximo do modelo projetado. Essa

discussao entre as equipes responsaveis pelo projeto termico e mecanico aconte-

cem constantemente. Considera-se que o modelo M11 mantera a maior parte de

suas caracterısticas no projeto, e por essa maior previsibilidade sera selecionado.

E importante notar que apos todas as alteracoes que podem acontecer no projeto

mecanico, o calculo para a transferencia de calor sera feito novamente e a area de

troca sera ajustada caso haja uma mudanca no coeficiente global de transferencia

de calor.

Na tabela 3.18, observa-se o valor dos coeficientes globais de transferencia de

calor, considerando as propriedades dos fluidos nas temperaturas de entrada, nas

temperaturas medias e nas temperaturas de saıda do escoamento. A diferenca entre

eles e insignificante correspondendo a um maximo de 2,3 W/m2K. Desse modo,

a hipotese de que o coeficiente global e constante ao longo da area de troca e da

utilizacao da temperatura media do escoamento na avaliacao das propriedades do

fluido e pertinente, nao prejudicando o calculo.

Outro ponto a ser observado e a distorcao do perfil de temperatura, observa-se que

a fracao de vazao massica que escoa pela folga E e inferior a 12% e que a corrente

B e superior a 59%, ademais, a razao entre diferenca da temperatura de entrada e

saıda do fluido do casco pela diferenca entre as temperaturas do terminal frio e de

0,88 na condicao limpo e de 0,51 na condicao sujo, ou seja, pode-se considerar que a

distorcao no perfil de temperaturas e pouco pronunciavel. Com base nessa analise,

57

Tabela 3.18: Resultados para diferentes temperaturas de referencia das propriedade

dos fluidos.

Propriedades

avaliadas na

temperatura

de entrada

Propriedades

avaliadas na

temperatura

media

Propriedades

avaliadas na

temperatura

de saıda


transferencia de

calor limpo (W/m2K)

605,9 607,2 604,9

Fracao corrente A 0,133 0,133 0,134

Fracao corrente B 0,598 0,597 0,596

Fracao corrente C 0,153 0,153 0,154

Fracao corrente E 0,116 0,116 0,117

Perda de carga tubos (Pa) 68295 68464 68822

Perda de carga casco (Pa) 7747 7663 7583

Razao entre area

de escoamento

cruzado e area de janela

1,053 1,053 1,053

observa-se que as hipoteses consideradas em relacao ao valor constante do coefici-

ente de transferencia de calor ao longo do trocador e a nao distorcao do perfil de

temperaturas se confirmam. Portanto, o modelo de calculo proposto esta adequado

para o dimensionamento da area de troca.

A tabela 3.19 mostra o resultado referente ao modelo M11 para as Etapas IV

a VI apresentadas em 3.3.7. Observa-se que o fator F obtido foi superior a 0,8

sendo considerado adequado. Para valores inferiores a esse, as curvas do fator F

ficariam muito inclinadas, qualquer variacao na temperatura, o mudaria e muito,

alterando o calculo da transferencia de calor. Dessa forma, a avaliacao do trocador

teria sua previsibilidade prejudicada, podendo levar a erros no dimensionamento.

As temperaturas obtidas na condicao limpo e suja foram adequadas. Portanto o

modelo foi aprovado.

58

Tabela 3.19: Resultado final para o modelo escolhido.

Limpo Incrustado


transferencia de

calor (W/m2K)

607,2 257,7

Temperatura de entrada

do gasoleo (oC)302 302

Temperatura de saıda

do gas oleo (oC)262 276

Temperatura de entrada

do oleo cru (oC)227 227

Temperatura de saıda

do oleo cru (oC)260 248

Fator F 0,83 0,96

Area de troca (m2) 495,5

Comprimento

do trocador (m)5,400

59

Capıtulo 4

Projeto Mecanico

4.1 Avaliacao do processo e selecao de materiais

Um dos pontos fundamentais para o projeto mecanico e a selecao do material.

Uma avaliacao criteriosa deve ser feita para os fluidos de processo, levando a ob-

tencao dos materiais mais adequado para o servico. O emprego de um material nao

compatıvel para os fluidos pode levar a um aumento do numero de paradas, substi-

tuicao do equipamento antes da vida util programada, necessidade de um controle

corrosivo do fluido mais severo. A falha de um equipamento contendo hidrocarbone-

tos a altas temperaturas e pressao pode provocar explosao e incendios. Em sıntese,

a escolha incorreta resulta no aumento dos custos de operacao e manutencao da

planta, alem do aumento dos riscos de graves acidentes.

Os fluidos do servico sao hidrocarbonetos e trabalham a uma faixa de tempe-

ratura em que ja se pode considerar os efeitos corrosivos mais severos definidos

como corrosao em alta temperatura. Nessa categoria para os servicos de refinaria

existem, principalmente, corrosao por tres tipos de compostos: os sulfurosos sem

hidrogenio, os sulfurosos com hidrogenio e os acidos organicos. A corrosao por pro-

dutos contendo enxofre sem a presenca de hidrogenio e considerada leve em unidades

de destilacao de oleo cru que processam os denominados ”sweet crude oils”, esses

possuem um peso de produtos de enxofre inferior a 0,6%. Na destilacao envolvendo

os denominados ”sour crude oils”, em que o peso dos produtos de enxofre e superior

a 1,0%, a corrosao ja e mais agressiva e depende da quantidade de H2S formado

60

pela decomposicao de moleculas contendo enxofre, que acontece entre a faixa de

temperatura de 260oC e 455oC, recomenda-se a utilizacao de acos baixa liga como

o 5% Cr - 0,5% Mo. Uma das formas de prever os efeitos corrosivos dos compostos

sulfurosos se da pela utilizacao das Curvas de McConomy, ou experiencia previa do

processo. Embora correlacionem as taxas de corrosao anual com a porcentagem de

peso dos produtos contendo enxofre, elas nao diferenciam os tipos de compostos que

contem o enxofre nem as reacoes quımicas que acontecem. Segundo [38], as curvas

dao resultados extremamente conservadores e foram atualizadas dividindo os valores

por um fator de 2,5. Na figura 4.1, observa-se as curvas para a porcentagem de 0,6%

dos produtos contendo o enxofre e o fator de correcao para diferentes pesos na figura

4.2.

Figura 4.1: Curvas de McConomy corrigidas. Adaptado de [38].

61

Figura 4.2: Multiplicador das Curvas de McConomy conforme porcentagem do peso

dos produtos contendo enxofre. Adaptado de [38].

A corrosao por compostos sulfurosos com hidrogenio e comum nas linhas a jusante

do processo de craqueamento e hidrotratamento. De forma simplificada o craque-

amento implica na quebra do gasoleo utilizando o hidrogenio e um catalisador, e

gerando como produtos, combustıveis de alta qualidade, como pode ser observado

na figura 4.3. O hidrogenio a pressoes parciais e temperaturas elevadas, dependendo

do material, origina trincas intercristalinas, descarbonetacao superficial e empola-

mento. Para os servicos com hidrogenio e necessario escolher um material cuja curva

esteja acima do ponto de operacao do equipamento, como pode ser observado na

figura 4.4. Alem disso, o hidrogenio pode reagir quimicamente com o enxofre pre-

sente nos demais compostos sulfurosos formando o acido sulfurico. Observa-se que o

hidrogenio potencializa a corrosao. Para servicos a acima dos 260oC e com pressao

parcial de hidrogenio superior a 689 kPa nao e recomendavel o aco carbono ou acos

com porcentagem de cromo inferior a 1%. O trocador em questao opera junto a

torre de destilacao, a montante do processo de craqueamento com hidrogenio, logo,

esta sujeito a corrosao causada por produtos somente contendo enxofre.

62

Figura 4.3: Processo de craqueamento da fracao de gasoleo. Retirado de:

https://www.eia.gov/todayinenergy/detail.php?id=9650 as 14:30 do dia 13/02/2020

Acidos naftenicos sao compostos organicos que sao corrosivos a temperaturas su-

periores a 230oC, a taxa de corrosao e triplicada a cada 55oC, alem de ser propor-

cional ao numero de neutralizacao, embora esse contabilize outros tipos de acidos.

Geralmente e simples controlar a corrosao por acido naftenico, basta misturar os

oleos crus com o objetivo de que o numero de neutralizacao fique inferior a 0,5.

Esses sao os tipos mais comuns de corrosao existentes para servicos com hidro-

carbonetos que nao contenham aminas e causticos, a elevadas temperaturas. Con-

sideracoes adicionais podem ser feitas para a corrosao a baixas temperaturas, ou

seja, que acontecem nas paradas para manutencao e nos testes hidrostaticos desses

equipamentos. Com base no que foi apresentado, decide-se utilizar um aco baixa liga

contendo 5% Cr e 0,5% Mo, por apresentar resultados satisfatorios para corrosao

causada por compostos sulfurosos, sem a presenca de hidrogenio para porcentagens

de enxofre superiores a 3% e temperaturas superiores a 280oC, sendo essa uma es-

colha conservadora.

63

Figura 4.4: Curvas de Nelson. Adaptado de [38].

4.2 Resumo de materiais conforme nomeclatura

ASTM

Apresenta-se nessa secao um resumo dos materiais utilizados com a nomenclatura

ASTM, serao apresentadas as principais propriedades dos materiais utilizadas nos

calculos conforme a tabela 4.1. Todas as chapas devem ser submetidas ao tratamento

termico de normalizacao. Todos os componentes soldados passarao por alıvio de

tensao, conforme as diretrizes do codigo ASME paragrafo UCS-56.

64

Tabela 4.1: Tensoes admissıveis e modulo de elasticidade dos materiais utilizados

conforme a ASME.

Nomenclatura

conforme

ASTM

Tensao

admissıvel

a 20oC

(MPa)

Tensao

admissıvel

a 325oC

(MPa)

Modulo de

Elasticidade

a 20oC

(GPa)

Modulo de

Elasticidade

a 325 oC

(GPa)

Chapas

Carretel A-387 Grau 5 118 111 213 193

Placas de

particaoA-387 Grau 5 118 111 213 193

Casco A-387 Grau 5 118 111 213 193

Chicanas A-387 Grau 5 118 111 213 193

Tampos A-387 Grau 5 118 111 213 193

Tampo

cabecote

A-387 Classe 2

Grau 5148 139 213 193

Tubos

Tubos

para troca

de calor

A-213

Grau T5118 111 213 193

Bocais A-335 Grau P5 118 111 213 193

Forjado

B16.47 A-182 Grau F5 138 130 213 193

B16.50 A-182 Grau F5 138 130 213 193

Espelhos A-182 Grau F5 138 130 213 193

Anel

bipartidoA-182 Grau F5 138 130 213 193

4.3 Procedimento de Calculo

Os procedimentos para os calculos mecanicos seguiram as diretizes da norma

TEMA e ASME Secao VIII divisao 1. Utilizou-se a norma ASME Secao VIII di-

visao II, PD 5500, PETROBRAS N-466, AS 1210-2010 e a norma API 660 como

65

documentos complementares, quando permitido pela divisao 1 em duas situacoes:

quando a norma fazia referencia para considerar, mas nao dizia os meios, deixando

em aberto, ou quando a norma permitia expressamente a utilizacao de outro metodo

para uma dada abordagem, que foi julgado necessario.

Apresenta-se o calculo dos componentes mecanicos em duas secoes, uma referente

a linha de alta pressao e a outra referente a linha de baixa pressao. Na tabela 3.1,

observa-se as condicoes de projeto do trocador.

4.4 Linha de alta pressao

A pressao de projeto da linha de alta pressao e de 4,4 MPa, a temperatura de

projeto sera de 325oC. Todos os componentes serao projetados para resistir nessas

condicoes. Pode-se dividir essa linha em tres partes, sao elas: o carretel, os tubos e

o cabecote flutuante.

4.4.1 Carretel

Serao realizados os calculos nos seguintes componentes: Bocais do carretel, corpo

do carretel, tampo do carretel, placas de particao, flanges do espelho fixo e espelho

fixo.

Corpo e tampo do carretel

Conforme norma ASME Secao VIII divisao 1, paragrafo UG-27, calcula-se a es-

pessura mınima requerida para o corpo cilındrico. Conforme o apendice mandatorio

1, calcula-se a espessura mınima requerida para o tampo torisferico 2 para 1. Ob-

tidos as espessuras mınimas, adicionar mais 4 mm de sobre espessura de corrosao,

considerar uma reducao de 2 mm na espessura da chapa para a conformacao do

tampo, logo, para ele adiciona-se 6mm. Especifica-se a espessura da chapa como

o primeiro valor disponıvel no mercado maior que o mınimo requerido. Com a

espessura de mercado obter a maxima pressao suportada na situacao novo com a

temperatura ambiente. Reduzindo os 4 mm de corrosao da espessura especificada,

obter a maxima pressao de operacao do vaso para esses componentes com a reducao

66

da tensao admissıvel por efeito da temperatura. Na tabela 4.6 tem-se os resultados

encontrados.

Placas de particao

Conforme a norma TEMA secao V paragrafo RCB-9.13, calcula-se a espessura

mınima requerida para as placas de particao. Nao e necessario adicionar sobre

espessura de corrosao. Como nao ha certeza do tipo de suporte, ja que depende

da fabricacao, calcula-se para a pior situacao possıvel, que neste caso seria placas

fixas na maior dimensao e apoiadas na menor dimensao. Os parametros e resultados

estao na tabela 4.11.

Bocais

Considera-se que o trocador nao estara submetido a variacao brusca de pressao.

Nessa condicao, o codigo ASME isenta o reforco para conexoes com roscas com de

diametro inferior a 60 mm. Com isso os bocais de instrumentos nao precisarao de

reforco.

Ha 6 bocais no carretel. Sao 2 bocais para a entrada e saıda do fluido frio, 4

bocais para instrumentacao: medidores de pressao e temperatura. Os bocais para

instrumentacao ficarao no bocal de entrada e saıda. Escolhe-se o bocal utilizando

placa de reforco nao inserido no casco, conforme a figura 4.5, essa e uma construcao

mais barata e facil de fabricar, entretanto, ha desvantagens como a alta concentracao

de tensoes, o vazio entre o casco e o anel, podendo originar problemas de corrosao,

e a baixa resistencia em relacao aos esforcos cıclicos.

Conforme o paragrafo UW-16 (c) as soldas que unem o vaso ao bocal devem ser

de penetracao total feitas preenchendo os chanfros. Neste mesmo paragrafo, tem-se

as mınimas dimensoes para a altura da garganta das soldas filete. Executa-se o

calculo da mınima area de reforco necessario, pelo metodo de compensacao de areas

definido no paragrafo UG-37, sendo limitado pelo paragrafo UG-40.

E necessario avaliar a resistencia do cordao de solda e da conexao, essa e feita

pelo paragrafo UG-41, as tensoes admissıveis para as soldas sao dadas no paragrafo

67

Figura 4.5: Tipo de bocal selecionado. Retirado de [27]

UW-15. A avaliacao feita no paragrafo UG-41 para os bocais em questao se da

por dois modos de falha: o modo W1−1 e o modo W2−2. O primeiro corresponde

a forca necessaria para arrancamento do bocal e da placa de reforco na direcao

tangencial ao vaso. A resistencia ao cisalhamento da solda filete da placa de reforco

e a resistencia ao cisalhamento da parede do bocal colaboram para a resistencia

total contra esse modo de falha. Ja o modo W2−2 corresponde a forca necessaria

para arrancar o bocal na direcao radial, sem a placa de reforco. Colaboram para a

resistencia contra esse modo de falha, a resistencia ao cisalhamento da solda filete

adjacente a parede do bocal, mais a resistencia a tracao da solda de penetracao

total na base do bocal. A carga necessaria para romper as soldas filete, a solda

de penetracao total e para cisalhar o bocal, podem ser aproximadas conforme as

equacoes 4.1, 4.2 e 4.3 respectivamente.

Fsf = LegSsfπDc

2(4.1)

Fspn = LegSspnπDmstn

2(4.2)

Fcb = LegScbπDmbtn

2(4.3)

Os valores para a maxima forca suportada pelos cordoes de soldas sao dados pela

equacao 4.4 e 4.5, e devem satisfazer as condicoes impostas pelo paragrafo UG-41,

68

F1−1 > W1−1, F2−2 > W2−2, F1−1 > W e F2−2 > W . Ou seja, devem ser maior que

as cargas calculadas para o arrancamento do bocal.

F1−1 = Fsfpr + Fcb (4.4)

F2−2 = Fsfb + Fspnt (4.5)

A norma AS 1210-2010 considera que a resistencia da solda filete adjacente ao bo-

cal tambem colabora para o modo 1-1, logo a forca necessaria para romper os cordoes

de solda corresponde a uma soma das duas contribuicoes descritas no paragrafo an-

terior mais essa contribuicao e, portanto, menos conservativa em relacao a proposta

apresentada. Para o modo 2-2, ela considera a resistencia da solda filete da placa de

reforco, alem das resistencias descritas no paragrafo anterior. Novamente, a forca

necessaria para romper os cordoes de solda sera um valor maior se comparada ao

paragrafo anterior e, portanto, menos conservativo.

A dimensao do bocal de respiro sera arbitrada como NPS 4 polegadas. O dimen-

sionamento da area de escoamento necessaria para a valvula de seguranca envolve

um conjunto de parametros relacionados a planta, os quais nao foram fornecidos.

Considera-se que um dos bocais de respiro do casco estara ligado a esse sistema

de seguranca. Para o fluido dos tubos, considera-se que a tubulacao que o conduz

estara ligada a esse sistema de seguranca. Para o dreno foi arbitrado bocais NPS 4

polegadas.

No procedimento delimitado pelos paragrafos acima, nao e possıvel obter a

maxima pressao de operacao dos bocais. Dimensionando-os pelo apendice man-

datorio 1-10, ao inves das regras do paragrafo UG, e possıvel obter a maxima pressao

interna que eles podem suportar.

A ASME Secao VIII divisao 1 menciona a necessidade de avaliar tensoes loca-

lizadas provocadas por carregamentos externos dos quais os bocais podem estar

submetidos, entretanto ela nao fala como realizar. A divisao 2 direciona para a

utilizacao do documento WRC 107 ou WRC 297 [35]. A norma AS 1210-2010, alem

69

desses, tambem direciona para a norma inglesa PD 5500. Esses carregamentos exter-

nos seriam obtidos atraves do calculo das tubulacoes da planta e devem ser avaliadas

em conjunto com os engenheiros responsaveis pelas tubulacoes. O Anexo G.2.8 da

norma PD 5500 delimita uma forma alternativa de se obter as cargas maximas inde-

pendentes nos bocais, porem, o recomendavel e a avaliacao com as cargas fornecidas

pelo engenheiro de tubulacao para se obter o valor das tensoes localizadas nas di-

versas situacoes as quais o equipamento sera submetido. Por esse motivo, nao sera

executado esse procedimento, mas, para uma situacao real e necessario leva-lo em

conta. A tabela 4.12 apresenta uma legenda dos bocais do trocador. A tabela 4.13

apresenta os resultados para a compensacao de area e para as resistencias das soldas.

Flange do espelho fixo

Pelo diametro interno do trocador, utilizou-se um flange de pescoco padronizado

conforme a ASME B16.47. Informacoes sobre ele estao na tabela 4.23. Nesse flange,

existem regioes submetidas a diferencas de temperatura que podem atingir a um

maximo de 75oC, o que pode resultar em um cisalhamento entre a face do flange

e a face do espelho por dilatacao diferencial. Mesmo que o movimento relativo

seja pequeno, a existencia de uma variacao cıclica nas temperaturas, pode levar

ao desgaste e a perda de selabilidade de uma junta de dupla camisa com grafite

flexıvel, em menos de 100 ciclos, conforme dito em [40] . Segundo VEIGA et al [40],

a expansao diferencial acontece por uma diferenca de massa entre os participantes

da uniao flangeada, nesse caso o flange e o espelho, que e muito consideravel, ou

tambem por diferenca de material, que nao e o caso. As juntas de metal serrilhado

com cobertura de grafite flexıvel, conforme o artigo, mantiveram suas caracterısticas

para um valor superior a 100 ciclos de temperatura, mantendo a carga de aperto

do parafuso em um valor maior que 75% da carga inicial. Pela diferenca elevada

de massa entre o flange e o espelho decide-se por utilizar esse tipo de junta para

a vedacao. Mais detalhes serao abordados em relacao as juntas de vedacao em

4.6. Todos os flanges padronizados B16.47 serao calculados conforme o apendice

mandatorio 2 da norma ASME Secao VIII divisao 1. Os resultados estao nas tabelas

4.24, 4.25 e 4.26.

70

Espelho fixo

O calculo do espelho fixo seguiu as diretrizes da norma ASME Secao VIII divisao

1, Parte UHX e o apendice nao mandatorio A. Utilizou-se a configuracao d conforme

a figura 4.6, para essa, e necessario checar as tensoes para 3 tipos de carregamento

expressos na tabela 4.2. Opta-se por uma junta tubo espelho expandida por todo o

comprimento, conforme recomendacoes da norma TEMA. Sao feitos quatro rasgos

de mandrilagem para cada furo conforme paragrafo RB-7.24. Os tamanhos dos furos

no espelho seguem as recomendacoes de RCB-7.21. Conforme as recomendacoes da

norma PETROBRAS N-466, na expansao a extremidade dos tubos deve ultrapassar

em 3 mm a superfıcie do espelho. O Fator de eficiencia da junta tubo-espelho

considerado foi de 0,7, conforme apendice A da norma ASME. Os resultados estao

na tabela 4.9

Figura 4.6: Espelho fixo nao integral, configuracao d do codigo ASME.

Tabela 4.2: Carregamentos possıveis para o espelho de configuracao d da figura

UHX 14.2 do codigo ASME

COMBINACAO DE CARREGAMENTOS

No Tipo Pt (MPa) Ps (MPa) Pe (MPa)

1 Pressao nos tubos 4,4 0 -4,4

2 Pressao no casco 0 1,7 1,7

3Pressao no casco e

no tubo4,4 1,7 -2,7

Flanges para os bocais

Os flanges sao determinados segundo a pressao de projeto e a maxima temperatura

de operacao. Eles serao padronizados conforme a ASME B16.50 e estao definidos

71

na tabela 4.23. Serao utilizados juntas de metal espiraladas.

4.4.2 Tubos

Avaliacao de maxima pressao interna e externa para tubos de 3/4 de polegada

BWG 14 com 6000 mm de comprimento.

Pressao interna

A pressao interna sera avaliada conforme a norma ASME Sec VIII divisao 1,

paragrafo UG-27. Os resultados estao na tabela 4.14. A formula da norma ASME em

UG-27 e a mesma que na norma B31.3, se o fator W e E forem iguais a 1 e se o fator

Y for igual a 0,4. A diferenca e que a norma B31.3 calcula a espessura mınima pelo

diametro externo, enquanto que o paragrafo UG-27 calcula pelo diametro interno.

Os resultados estao expressos na tabela 4.14. Geralmente tubos de equipamentos

de troca de calor nao recebem sobre espessura de corrosao pois ela afetaria a troca

termica. Por esse motivo o tempo de servico medio para eles corresponde a 8 anos.

O modelo do trocador em questao permite a substituicao de todos os tubos.

Pressao externa

Os tubos podem estar submetidos a compressao, se ocorrer a perda de pressao do

oleo cru. Como a maxima pressao de projeto para o gasoleo corresponde a 1,7 MPa,

eles devem resistir essa valor. A pressao externa sera verificada conforme a norma

ASME Sec VIII div 1, paragrafo UG-28. O resultado pode ser observado na tabela

4.14.

4.4.3 Cabecote Flutuante

Serao realizados os calculos nos seguintes componentes: Flange do cabecote,

tampo, anel bipartido, placas de particao e o espelho.

Tampo e flange do cabecote

Calculado a espessura mınima requerida do tampo e o flange do cabecote con-

forme o procedimento alternativo da norma ASME divisao 2, paragrafo 4.7.5.3, esse

72

metodo so foi utilizado, pois a divisao 1 adverte que o procedimento adotado no

apendice mandatorio 1, paragrafo 1-6, nao considera a continuidade entre o flange e

o tampo, ao contrario do procedimento alternativo da divisao 2 que leva em conta

essa continuidade, sendo mais preciso para analise. Para a sua execucao, sera ne-

cessario as cargas de aperto do parafuso obtidos pelo procedimento delineado pelo

apendice mandatorio 2 da divisao 1, paragrafo 2.5. Os resultados estao nas tabelas

4.16, 4.17 e 4.18. A junta de vedacao sera de metal serrilhado com cobertura de

grafite flexıvel. A maxima pressao de operacao na situacao corroıdo, corresponde a

6,5 MPa para a pressao interna e 1,8 MPa para a pressao externa. O calculo para

a situacao nao corroıda foi efetuado, mas nao foi colocada. O flange e o tampo

resistem na situacao nao corroıda.

Anel bipartido

Calculado conforme a norma TEMA paragrafo RCB-5.141, opta-se pelo ”Style

A”. Resultados na tabela 4.19.

Espelho flutuante

O calculo do espelho flutuante seguiu as diretrizes da norma ASME Secao VIII

divisao 1, parte UHX. Utilizou-se as configuracoes C conforme a figura UHX 14.2

do codigo. Os resultados estao na tabela 4.10. A combinacao de carregamentos ja

listados estao na tabela 4.2.

4.5 Linha de baixa pressao

A pressao de projeto da linha de baixa pressao corresponde a 1,7 MPa, a tempera-

tura maxima prevista e 325oC. Pode-se dividir essa linha em tres partes, novamente

para facilitar a exposicao. A primeiro corresponde ao casco, a segunda corresponde

ao feixe tubular e a terceira corresponde ao tampo.

4.5.1 Casco

Os elementos analisados no casco serao: o costado, os bocais: 2 bocais para

entrada e saıda do gasoleo, um bocal para respiro, um bocal para dreno, quatro

73

para instrumentacao: dois no bocal de entrada e dois no bocal de saıda; as unioes

flangeadas e por fim as saias.

Costado

Conforme norma ASME Secao VIII divisao 1, paragrafo UG-27, calcula-se a es-

pessura mınima requerida para o corpo cilındrico. Obtidas as espessuras mınimas,

adicionar mais 4 mm de sobre espessura de corrosao. Especifica-se a espessura da

chapa como o primeiro valor disponıvel no mercado maior que o mınimo requerido.

Com a espessura de mercado obter a maxima pressao suportada na situacao novo

com a temperatura ambiente. Reduzindo os 4 mm de corrosao da espessura especifi-

cada, obter a maxima pressao de operacao do vaso para esses componentes. Calcular

a tensao admissıvel nas condicoes de projeto por meio dessas equacoes. Por UCS-66

definir a temperatura de isencao para o ensaio de impacto. Na tabela 4.6 tem-se os

resultados encontrados

Bocais

Os calculos dos bocais foram feitos como descrito anteriormente. Os resultados

obtidos estao na tabela 4.13.

Flange do espelho fixo

Flange de pescoco padronizado conforme ASME B16.47 Serie A. Informacoes na

tabela 4.23. Um flange Classe 300 ja seria suficiente, entretanto, ele deve ser classe

400 por causa de seu par. A junta utilizada sera tambem de metal serrilhado com

revestimento de grafite flexıvel.

Flange do tampo

Esse sera o unico flange projetado, o calculo sera feito conforme a norma ASME

Sec VIII divisao 1, apendice mandatorio 2. O resultado para a carga no parafuso

esta na tabela 4.23, o resultado para as tensoes esta na tabela 4.22.

74

Saias

Os suportes para o trocador de calor foram calculados conforme a norma TEMA.

Calcula-se somente para uma situacao, levando em conta a temperatura de operacao

e o peso do trocador estando cheio de agua. Essa, sera a pior condicao possıvel, uma

vez que a densidade da agua e maior que a dos oleos utilizados. As tabelas 4.27 e

4.28 apresentam os parametros para as saias. A tabela 4.29 apresenta o resultado

para analise de tensoes.

4.5.2 Feixe tubular

Utilizacao de 12 barras de 12,7 mm de diametro roscada nas pontas, acima do

numero mınimo definido pela TEMA na tabela R-4.71. O maximo vao de tubos nao

suportado, desconsiderando os vaos das extremidades, corresponde a 990 mm, por

isso utiliza-se chicanas com espessura de 19,1 mm acima do mınimo requerido pela

norma TEMA na tabela RCB-4.41. Sera necessario o uso de placas de suporte nas

extremidades devido ao vao superior a 1010 mm, prevenindo contra flambagem. A

placa de suporte do cabecote flutuante possuira 25,4 mm de espessura. A placa de

suporte do espelhos fixo possuira 19,1 mm de espessura.

Vibracao induzida pelo escoamento

Um fenomeno crıtico para trocadores de calor e a vibracao do feixe tubular, ela

pode levar a falha do equipamento por: falha nas juntas tubo espelho expandidas

e falha por fadiga nos tubos. Os pontos crıticos sao as regioes em que a frequencia

natural de vibracao dos tubos e baixa. Executa-se o procedimento de calculo descrito

na Secao VI da norma TEMA para 3 regioes: a entrada, os vaos do trocador e a

saıda. A entrada do trocador e uma regiao particular devido a presenca da placa

quebra-jato, sua utilizacao esta de acordo com a faixa de ρV 2 da norma TEMA.

E importante ressaltar que a colocacao da placa nao garante a protecao do feixe

tubular para a vibracao, mas ela pode diminuir o efeito por impedir o contato direto

entre o fluido que entra no casco com o feixe. As areas de entrada e saıda foram

calculadas conforme a norma TEMA. Os resultados estao na tabela 4.3.

75

Tabela 4.3: Resultados para analise de vibracao dos tubos.

Entrada Meio Saıda

Frequencia natural (Hz) 154 52 254

Parametro elastico do fluido 0,106 0,320 0,066

Velocidade (m/s) 1,50 0,50 2,84

Velocidade crıtica (m/s) 4,3 1,7 15,7

Amplitude de vibracao (in) 0,0108 0,0018 0,0142

Amplitude por turbulencia (in) 0 0,0020 0

Limite de amplitude (in) 0,015 0,015 0,015

4.5.3 Tampo

Os elementos analisados no tampo serao: Tampo torisferico ,costado, as unioes

flangeadas e os bocais: um para o dreno e um para o respiro.

Tampo torisferico e costado

Conforme norma ASME Seccao VIII div 1, paragrafo UG-27, calcula-se a es-

pessura mınima requerida para o tampo torisferico 2 para 1 . Obtido a espessura

mınima, adicionar mais 4 mm de sobre espessura de corrosao e mais 2 mm supondo

uma perda por conformacao. Especifica-se a espessura da chapa como o primeiro

valor disponıvel no mercado maior que o mınimo requerido. Com a espessura de

mercado, obter a maxima pressao suportada na situacao novo com a temperatura

ambiente. Reduzindo os 6 mm da espessura especificada, obter a maxima pressao

de operacao do vaso para esses componentes. Calcular a tensao admissıvel nas

condicoes de projeto por meio dessas equacoes. Por UCS-66 definir a mınima tem-

peratura de isencao para o ensaio de impacto. Os resultados encontrados estao na

tabela 4.6.

Bocais

Os calculos dos bocais foram feitos como descrito anteriormente. Os resultados

obtidos estao na tabela 4.13.

76

Unioes flangeadas

Pelo diametro interno do trocador, utilizou-se um flange de pescoco padronizado

conforme a ASME B16.47. Informacoes na tabela 4.23. Para a junta de vedacao,

utiliza-se metal serrilhado com grafite flexıvel.

4.6 Juntas de vedacao

As imperfeicoes na superfıcie dos flanges, na uniao de suas faces, criam vazios por

onde o fluido ou o gas escoam e vazam. A utilizacao de juntas e imprescindıvel para

diminuir a taxa desse vazamento. A condicao de estanqueidade completa e difıcil de

ser atingida, sempre havera algum vazamento por menor que seja. O objetivo dessa

secao e discutir o projeto das juntas de vedacao conforme o servico do trocador.

Para uma junta de vedacao, devem ser observados 3 componentes: a junta, o flange

e os parafusos. No primeiro componente, devem ser determinados qual o material e

tipo de junta, esse deve ser adequado para o servico e levar em consideracao o tipo

de fluido, a corrosividade, a pressao e a temperatura de operacao, alem de outros

fatores. No segundo componente podem surgir dois tipos: flanges projetados e flan-

ges padronizados, no caso dos flanges padronizados B16.50 as juntas sao tambem

padronizadas conforme ASME B16.20, no caso de flanges padronizados B16.47 as

juntas podem ser padronizadas ou projetadas, ja no caso de flanges projetados, e ne-

cessario realizar o projeto do flange conforme a ASME Secao VIII divisao 1 apendice

mandatorio 2. Nesse estabelece-se um valor mınimo de carga do parafuso para assen-

tamento da junta e um valor para a carga do parafuso na operacao, para essas cargas

tem-se as tensoes pelo metodo Taylor Forge. Alem disso, cada junta demanda um

acabamento de face do flange, esse deve ser selecionado adequadamente para que ela,

quando submetida a compressao consiga deformar e preencher as imperfeicoes da su-

perfıcie. Uma escolha errada do tipo de acabamento e um nao conhecimento desses

valores sao um dos motivos para o vazamento. Pelo procedimento da norma ASME,

ja e obtida um valor para a area mınima de parafuso necessaria. O espacamento,

maximo e mınimo, entre os parafusos adjacentes ja esta limitado pelo proprio codigo.

No caso dos flanges padronizados o numero de parafusos ja e definido.

77

As forcas atuantes em uma uniao flangeada podem ser simplificadas para 4 tipos:

a forca radial, a forca de vedacao, a forca dos estojos e a forca de separacao. A forca

radial tende a expulsar a junta e aumentar o diametro do flange, a forca de separacao

esta na direcao longitudinal e tende a separar os flanges, a forca dos parafusos

mantem a uniao e a forca de vedacao e responsavel por manter a estanqueidade,

ela e igual a forca do parafuso quando nao submetido a pressao interna. Quando

submetido a esse carregamento a forca de vedacao e a forca do estojo menos a forca

de separacao. O aperto do parafuso deve resistir a separacao, manter a vedacao e

compensar o relaxamento da uniao ao longo do tempo.

Uma das caracterısticas dessa uniao e a perda na carga de aperto do parafuso

ao longo do tempo, ou logo apos o primeiro aperto. Uma das formas de diminuir

essa segunda perda que se origina pelo escoamento da junta e em menor escala pelo

escoamento dos parafusos e porcas, apos o carregamento, e por meio do reaperto a

quente para operacoes mais crıticas, ou pelo simples reaperto. Claro que dentro de

um limite, quanto maior o aperto do parafuso maior a selabilidade da junta, logo,

procura-se o limite maximo. Existem basicamente 3 limitantes para esse: a junta,

que pode ser esmagada; o parafuso que pode falhar, ou trabalhar muito proximo a

tensao de escoamento e o flange que pode deformar excessivamente. O procedimento

expresso na ASME PCC-1 deve ser utilizado para se obter a forca de instalacao, que

deve ser aplicada nos parafusos. Nao sera realizado esse calculo pois e necessaria uma

analise elastica do flange para se obter a maxima tensao admissıvel, conforme dito

na ASME PCC-1. A analise pode ser feita por elementos finitos ou pelo documento

WRC Bulletin 538. Nesse caso limita-se apenas a escolha da junta, do tipo de

acabamento superficial do flange e das dimensoes.

As principais causas para a falha da junta sao: Temperatura e pressao incom-

patıveis, ataque quımico, incompatibilidade entre o material da junta e do flange,

acabamento incompatıvel, ciclagem termica, falha no dimensionamento e montagem

inadequada. Devido a grande diferenca de massa entre o flange e o espelho e a uma

diferenca de temperatura consideravel, que e maxima no espelho fixo correspondendo

a cerca de 75oC, decide-se por utilizar juntas do tipo Camprofile (metalica serrilhada

com cobertura), por resistir adequadamente a ciclagem termica e ao cisalhamento

78

das interfaces para os flanges B16.47 e o flange projetado, como ja abordado. A

junta do flange do tampo nao apresenta uma diferenca grande de temperatura,

mas decide-se manter esse tipo. Para as juntas dos pequenos flanges, decide-se por

utilizar juntas de metal espiraladas, nesse caso nao e necessario nenhum dimensio-

namento, basta a classe de pressao e o diametro nominal. Para as juntas Camprofile

942, escolheu-se o aco AISI 304L com revestimento de grafite flexıvel. Para a junta

911, escolheu-se tiras metalicas do aco AISI 304L com enchimento de grafite flexıvel.

O acabamento da superfıcie dos flanges B16.50 recomendado e de 3, 2µm.

Figura 4.7: Desenho esquematico da junta. Retirado do: Catalogo geral de produtos

TEADIT.

79

Tabela 4.4: Juntas para os flanges B16.47 e para o flange projetado

Flanges B16.47B

(mm)

E

(mm)

C

(mm)

Di

(mm)

De

(mm)

Flange carretel

Flange do espelho16

4 + 0,2

4 - 0,213 1323,6 1355,6

Flange do casco

Flange do espelho16

4 + 0,2

4 - 0,213 1323,6 1355,6

Flange do casco

Flange do tampo16

4 + 0,2

4 - 0,213 1587,6 1619,6

Flange do

cabecote16

4 + 0,2

4 - 0,213 1195,6 1227,6

Caracterısticas do fabricante (TEADIT)

JuntaAcabamento

superficial

(µm)

Tolerancia

(Di e De)

(mm)

Tolerancia

B

(mm)

Tolerancia

C

(mm)Di De

Camprofile 942

(faixa de diametro

500 - 1500 mm)

1,6

a

2,0

+1,6 -0,0 +0,0 -1,6 0,0 -0,8 0,0 -0,8

Camprofile 942

(Diametro maior

que 1500 mm)

1,6

a

2,0

+2,5 -0,0 +0,0 -2,5 0,0 -0,8 0,0 -0,8

4.7 Maxima pressao de operacao e pressao de

teste hidrostatico

O feixe tubular deve ser testado fora do casco quando especificado pelo cliente

e quando seu arranjo construtivo permitir. Adota-se a hipotese de que o feixe

tubular sera testado dentro do casco, isso pode adicionar mais um limitante para a

pressao do casco, uma vez que a pressao de teste aplicada nao deve ultrapassar a

maxima pressao de compressao calculadas para os componentes do lado dos tubos.

80

As pressoes de testes nao serao aplicadas simultaneamente no casco e nos tubos.

Dessa forma, a pressao de teste para os tubos sera de 6,11 MPa e a pressao de teste

para o casco sera de 1,8 MPa. A maxima pressao de operacao no lado dos tubos e

de 4,66 MPa, enquanto que a maxima pressao de operacao no lado do casco e de 1,8

MPa.

4.8 Parametros e resultados

4.8.1 Corpo do vaso

Tabela 4.5: Parametros para o calculo do corpo do vaso.

Parametros para calculo

do corpo do vaso

CARRETEL CASCO TAMPO

Costado Tampo Costado Costado Tampo

Diametro (mm) 1209,8 1209,8 1241,4 1485,8 1485,8

Eficiencia de junta 1,0 1,0 1,0 1,0 1,0

Pressao de projeto (MPa) 4,4 4,4 1,7 1,7 1,7

Tensao admissıvel do

material na temperatura

ambiente (MPa)

118 118 118 118 118

Tensao admissıvel do

material na temperatura

de projeto (MPa)

111 111 111 111 111

Espessura para

corrosao (mm)4,0 4,0 4,0 4,0 4,0

81

Tabela 4.6: Resultados para espessuras das chapas, maxima pressao adimissıvel e

maxima pressao de teste hidrostatico.

CARRETEL CASCO TAMPO

RESULTADOS

CONFORME

ASME SECAO VIII

DIVISAO 1

Costado Tampo Costado Costado Tampo

Pressao de

projeto (MPa)4,4 4,4 1,7 1,7 1,7

Maxima

temperatura (oC)325 325 325 325 325

Espessura mınima

requerida

corroıda (mm)

24,56 28,75 9,59 11,48 13,61

Espessura mınima requerida

nao corroıda (mm)28,56 32,75 13,59 15,48 17,61

Espessura especificada (mm) 30,16 34,93 14,30 22,30 22,30

Maxima pressao de operacao

nao corroıdo (MPa)5,70 5,35 2,68 3,47 2,69

Maxima pressao de operacao

corroıdo PMTA (MPa)4,66 4,42 1,82 2,69 2,03

Pressao de teste

hidrostatico (MPa)6,45 6,11 2,52 3,72 2,81

Mınima temperatura para

isencao de teste

de impacto (oC)

10 10 -5 0 0

82

4.8.2 Espelho fixo e flutuante

Tabela 4.7: Parametros dos materiais do espelho.

Parametros dos materiais Espelho fixo Espelho flutuante

Tensao admissıvel do espelho

na temperatura ambiente (MPa)138 138

Modulo de elasticidade do

espelho na temperatura

ambiente (GPa)

213 213

Tensao admissıvel

espelho na temperatura

de projeto (MPa)

130 130

Modulo de elasticidade

tubo na temperatura

de projeto espelho (GPa)

193 193

Tensao admissıvel tubo

na temperatura

de projeto do espelho (MPa)

111 118

Modulo de elasticidade

tubo na temperatura de

projeto dos tubos (GPa)

193 193

Tensao admissıvel tubo

na temperatura de

projeto dos tubos (MPa)

111 118

Tensao de escoamento

do tubo na temperatura

de projeto dos tubos (MPa)

173 207

Pressao de projeto no lado

dos tubos (MPa)4,4 4,4

Pressao de projeto no lado

do casco (MPa)1,7 1,7

83

Tabela 4.8: Parametros para a geometria do espelho. Nomenclatura conforme a

ASME.

Parametro do espelho Espelho fixo Espelho flutuante

ac (mm) 681,0 605,0

as (mm) 681,0 592,0

A (mm) 1358,0 1231,0

h (mm) 150,0 145,0

h corroıdo (mm) 142,0 137,0

dt (mm) 19,1 19,1

r0 (mm) 566,2 566,2

P (mm) 25,5 25,5

Al (mm2) 158661 158661

hg (mm) 8 8

ltx (mm) 142 141

tt (mm) 2,11 2,11

L (mm) 5500 5500

Numero de tubos 1442 1442

84

Tabela 4.9: Resultados para o espelho fixo. Cor* - Corroıdo.

RESULTADOS

CONFORME UHX-14

Espelho

Fixo

CARREGAMENTO 1 2 3

Situacao Cor* Novo Cor* Novo Cor* Novo

Espessura do espelho (mm) 142 150 142 150 142 150

Tensao de flexao

admissıvel do espelho (MPa)195 207 195 207 195 207

Maxima tensao de

flexao do espelho (MPa)174 171 66 67 107 105

Tensao de cisalhamento


Maxima tensao de

cisalhamento do

espelho (MPa)

36 34 14 13 22 21

Tensao admissıvel dos

tubos (MPa)111 118 111 118 111 118

Tensao maxima nos

tubos (MPa)44 41 11 10 26 24

Maximo carregamento

sobre a junta tubo

espelho (N)

5040 4573 1200 1039 2902 2616

Lmax (apendice nao

mandatorio A (f = 0,7)) (N)X 8725 X 8725 X 8725

Tensao para falha por

flambagem nos tubos (MPa)-34 -34 -34 -34 -34 -34

Tensao mınima nos

tubos (MPa)-32 -29 -20 -18 -22 -20

Maxima pressao

de operacao (MPa)4,66 5,27 3,03 3,31 X X

85

Tabela 4.10: Resultados para o espelho flutuante. Cor* - Corroıdo.

RESULTADOS

CONFORME UHX-14

Espelho

Flutuante

CARREGAMENTO 1 2 3

Situacao Cor* Novo Cor* Novo Cor* Novo

Espessura do

espelho (mm)137 145 137 145 137 145

Tensao de flexao


Maxima tensao de

flexao do espelho (MPa)-135 -133 56 55 -84 -83

Maxima pressao

de operacao (MPa)Limitado pelo espelho fixo

4.8.3 Placas de particao

Tabela 4.11: Resultados e parametros para as placas de particao.

Placas de particao

Tensao admissıvel (MPA) 111

Largura (mm) 1092,6

Comprimento (mm) 1421

C/L 1,3

Parametro B 0,4743

Perda de carga

considerada entre

as camaras (KPa)

70

Espessura mınima (mm) 15,4

Espessura especificada (mm) 15,9

86

4.8.4 Bocais

Tabela 4.12: Parametros dos bocais. Nomenclatura conforme a ASME.

Bocais do

CarretelNo Tubo

t

(mm)

te

(mm)

tn

(mm)

d

(mm)

trn

(mm)

tr

(mm)

Bocais para

entrada e saıda

do fluido

112 pol

Sch 8026,10 22,30 13,50 297,00 5,15 24,56

Bocais para

instrumentacao2 X X X X X X X

Bocais do

cascoNo Tubo

t

(mm)

te

(mm)

tn

(mm)

d

(mm)

trn

(mm)

tr

(mm)

Bocais para

entrada e saıda

do fluido

310 pol

Sch 8010,30 14,30 11,00 251,00 1,96 9,60

Bocais para

respiro e dreno4

4 pol

Sch 4010,30 12,70 2,02 110,00 0,48 9,60

Bocais para

instrumentacao5 X X X X X X X

Tampo No Tubot

(mm)

te

(mm)

tn

(mm)

d

(mm)

trn

(mm)

tr

(mm)

Bocais para

respiro e dreno6

4 pol

Sch 4018,30 12,70 2,02 110,00 0,48 11,48

87

Tabela 4.13: Resultados para os bocais.

Numero do Bocal 1 3 4 6

Compensacao de areas

A (mm2) 7751,7 2409,6 1058,5 1265,8

A1 (mm2) 457,4 175,7 77,2 752,0

A2 (mm2) 831,7 465,6 54,7 140,9

A41 (mm2) 400,0 100,0 144,0 144,0

A42 (mm2) 484,0 196,0 144,0 144,0

A5 (mm2) 6021,2 1601,6 643,9 643,9

Dp (mm) 585,0 385,0 165,0 165,0

AT (mm2) 7993,4 2538,9 1063,8 1738,6

Verificacao da resistencia dos cordoes de solda

W (N) 809667,3 247962,9 108924,3 56943,0

W11 (N) 836496,7 262315,2 109509,3 109509,3

F11 (N) 1611118,1 812333,2 196879,8 196879,8

W22 (N) 136718,7 62781,6 22052,4 22052,4

F22 (N) 1094018,3 605132,8 146473,0 146473,0

4.8.5 Tubos

Tabela 4.14: Resultados para os tubos.

Pressao interna Pressao externa

Espessura requerida (mm) 0,30 Dext/t 9,03

Espessura (mm) 2,11 L/Dext 320

Pressao maxima na

temperatura ambiente (MPa)28,6 Fator A 0,015

Pressao maxima na

temperatura de servico (MPa)26,9 Fator B (MPa) 95

-Maxima pressao

externa (MPa)14,8

88

4.8.6 Tampo do cabecote flutuante

Tabela 4.15: Parametros para o calculo do tampo do cabecote flutuante. Variaveis

conforme nomenclatura da ASME.

Geometria do tampo

do cabecote

Situacao Novo Corroıdo

A (mm) 1440,0 1432,0

B (mm) 1163,4 1171,4

C (mm) 1339,8 1339,8

R (mm) 1072,0 1072,0

T (mm) 190,0 182,0

t (mm) 36,1 28,1

q (mm) 76,0 80,0

Parametros da junta

Fator m 4

y (MPa) 31

bo (mm) 8,0

b (mm) 7,1

G (mm) 1213,6

Largura (mm) 16,0

Cargas de aperto no parafuso

Operacao (N) 6038689

Assentamento (N) 5011310

89

Tabela 4.16: Resultados para o cabecote flutuante na situacao corroıdo, submetido

a 4,4 MPa, na condicao de operacao.

Situacao corroıdo - Pressao interna 4,4 MPa - Operacao

Tensao Valor Maximo admissıvel

Tensao de membrana

do tampo (MPa)84 139

Tensao de membrana local

na transicao

tampo-flange (MPa)

74 208

Tensao de flexao na transicao

tampo-flange (MPa)-28 -


mais tensao de flexao na

transicao tampo-flange na

superfıcie interna (MPa)

45 208




superfıcie externa (MPa)

102 208

Tensao de membrana

no flange (MPa)-35 130

Tensao de membrana mais

tensao de flexao na superfıcie

externa do flange (MPa)

61 195



interna do flange (MPa)

-132 195

90

Tabela 4.17: Resultados para o cabecote flutuante na situacao corroıdo, no assenta-

mento de junta.

Situacao corroıdo - Assentamento de junta


Tensao de membrana

do tampo (MPa)0 148


na transicao

tampo-flange (MPa)

6 222


tampo-flange (MPa)100 -





106 222





-95 222

Tensao de membrana

no flange (MPa)-5 138




59 207




-70 207

91

Tabela 4.18: Resultados para o cabecote flutuante na situacao corroıdo, submetido

a 1,7 MPa de pressao externa.

Situacao corroıdo - Pressao externa 1,7 MPa - Operacao


Tensao de membrana

do tampo (MPa)-34 139


na transicao

tampo-flange (MPa)

-20 208


tampo-flange (MPa)178 -





158 208





-199 208

Tensao de membrana

no flange (MPa)3 130




74 195




-68 195

92

4.8.7 Anel bipartido

Tabela 4.19: Resultados e parametros para o anel bipartido. Nomenclatura conforme

a TEMA.

Anel bipartido

Tensao de flexao admissıvel na

temperatura de projeto (MPA)130


admissıvel na temperatura

projeto (MPa)

104

A (mm) 1440,0

B (mm) 1254,0

C (mm) 1339,8

Z (mm) 1250,0

Carga de parafuso operacao (N) 6657185

Carga de parafuso

assentamento (N)5126481

Espessura mınima requerida na

operacao (mm)157,1

Espessura mınima requerida para

assentamento (mm)133,8

Espessura especificada (mm) 160,0

Espessura do dente

(min 25,4 mm)37,0

Tensao de flexao operacao (MPa) 126


operacao (MPa)45

Tensao de flexao no

assentamento (MPa)97

Tensao de cisalhamento no

assentamento (MPa)35

93

4.8.8 Flange projetado

Tabela 4.20: Parametros do flange projetado. Nomenclatura conforme a ASME.

Geometria do Flange

Situacao Novo Corroıdo

A (mm) 1809,8 1809,8

B (mm) 1241,4 1233,4

C (mm) 1701,8 1701,8

R (mm) 196,2 200,2

t (mm) 162,0 162

g1 (mm) 34,0 30,0

go (mm) 14,3 10,3

h (mm) 109,0 109,0

r (mm) 20,0 20,0

Parametro da junta

Fator m 4

y (MPa) 31

bo (mm) 7,1

b (mm) 8,0

G (mm) 1605,4

Largura (mm) 16,0

94

Tabela 4.21: Resultado do flange projetado para carga do parafuso.

Flange projetado Novo Corroıdo

Wm1 (N) 3924345 3924345

Wm2 (N) 1105278 1105278

Area de parafuso

para resistir a pressao

(mm2)

30187 30187

Area de

parafuso para o

assentamento

da junta (mm2)

8502 8502

Tensao admissıvel

do parafuso

selecionado (MPa)

130 130

Diametro parafuso/

quantidade

2 1/4pol

/32

2 1/4pol

/32

Area (mm2) 70668 70668

Carga de aperto do

parafuso na operacao (N)3924345 3924345

Carga de aperto do

parafuso no Assentamento (N)5146078 5146078

95

Tabela 4.22: Resultados conforme ASME divisao 1 Apendice 2 para as tensoes no

flange projetado.

Operacao Assentamento

Flange projetado Novo Cor* Max. Novo Cor* Max.

Pressao (MPa) 1,7 1,7 - - - -

Tensao longitudinal

no cubo (SH) (MPa)99 91 207/195 38 36 207/195

Tensao radial no

anel (SR) (MPa)10 8 138/130 4 3 138/130

Tensao tangencial

no anel (ST) (MPa)80 87 138/130 31 33 138/130

(SH + SR)/2 (MPa) 55 50 138/130 21 20 138/130

(SH + ST)/2 (MPa) 90 89 138//30 35 35 138/130

Fator de rigidez do

flange (ideal < 1)0,62 0,67 - 0,21 0,23 -

Pressao maxima

(MPa)- 2,47 - - - -

96

4.8.9 Flanges padronizados

Tabela 4.23: Flanges padronizados.

Flanges (B16.47) No Serie/Classe NPS T (oC) P (MPa) T (oC) P (MPa)

Flange carretel-

espelho1

Serie A/

Classe 40050 20 6,89 325 5,50

Flange casco -

espelho2

Serie A/

Classe 40050 20 6,89 325 5,50

Flange casco -

tampo3

Serie A/

Classe 30060 20 5,17 325 4,14

Flanges (B16.50) No Serie/Classe NPS T (oC) P (MPa) T (oC) P (MPa)

Flanges carretel 4 Classe 400 12 20 6,89 325 5,50

Flanges casco -

Entrada e saıda5 Classe 300 10 20 5,17 325 4,14

Flanges casco -

respiro e dreno6 Classe 300 4 20 5,17 325 4,14

Flanges tampo -

respiro e dreno7 Classe 300 4 20 5,17 325 4,14

97

Tabela 4.24: Resultados conforme ASME divisao 1 Apendice 2 para o flange padro-

nizado da uniao do espelho fixo com o carretel.


Flange padronizado

do carretelNovo Cor* Max. Novo Cor* Max.

Pressao (MPa) 4,4 4,4 - - - -

Area de parafuso

requerida (mm2)55915 55915 - 7106 7106 -

Area de parafuso

disponıvel (mm2)70668 70668 - 70668 70668 -

Carga do

parafuso (kN)7269 7269 - 5055 5055 -

Tensao longitudinal

no cubo (SH) (MPa)115 124 207/195 75 77 207/195

Tensao radial no

anel (SR) (MPa)27 26 138/130 18 16 138/130

Tensao tangencial

no anel (ST) (MPa)62 74 138/130 40 46 138/130

(SH + SR)/2 (MPa) 71 75 138/130 47 47 138/130

(SH + ST)/2 (MPa) 89 99 138//30 58 62 138/130

Fator de rigidez do

flange (ideal < 1)0,51 0,60 - 0,30 0,34 -

98


nizado da uniao espelho fixo com casco.


Flange do espelho

fixo com cascoNovo Cor* Max. Novo Cor* Max.

Pressao (MPa) 4,4 4,4 - - - -

Area de parafuso

requerida (mm2)55915 55915 - 7106 7106 -

Area de parafuso

disponıvel (mm2)70668 70668 - 70668 70668 -

Carga do

parafuso (kN)7269 7269 - 5055 5055 -

Tensao longitudinal

no cubo (SH) (MPa)118 126 207/195 83 90 207/195

Tensao radial no

anel (SR) (MPa)16 13 138/130 11 9 138/130

Tensao tangencial

no anel (ST) (MPa)99 111 138/130 70 80 138/130

(SH + SR)/2 (MPa) 67 70 138/130 47 50 138/130

(SH + ST)/2 (MPa) 109 119 138/130 77 85 138/130

Fator de rigidez do

flange (ideal < 1)0,81 0,90 - 0,52 0,59 -

99


nizado do tampo.


Flange padronizado

do tampoNovo Cor* Max. Novo Cor* Max.

Pressao (MPa) 1,7 1,7 - - - -

Area de parafuso

requerida (mm2)30187 30187 - 8500 8500 -

Area de parafuso

disponıvel (mm2)70668 70668 - 70668 70668 -

Carga do

parafuso (kN)3924 3924 - 5146 5146 -

Tensao longitudinal

no cubo (SH) (MPa)69 70 207/195 51 52 207/195

Tensao radial no

anel (SR) (MPa)10 8 138/130 7 6 138/130

Tensao tangencial

no anel (ST) (MPa)41 47 138/130 30 35 138/130

(SH + SR)/2 (MPa) 40 39 138/130 29 29 138/130

(SH + ST)/2 (MPa) 55 59 138/30 41 44 138/130

Fator de rigidez do

flange (ideal < 1)0,40 0,45 - 0,26 0,31 -

100

4.8.10 Saias

Tabela 4.27: Massa do trocador.

Massa do trocador

Volume de

aco (m3)2,732

Densidade

do aco (kg/m3)8760

Volume de

agua (m3)9,309

Densidade da

agua (kg/m3)1000

Massa do trocador

vazio (kg)24000

Massa do trocador

cheio (kg)33800

Tabela 4.28: Parametros para o calculo da saia. Nomenclatura conforme a TEMA.

Parametros

θ (o) 160,0

b (mm) 500,0

A (mm) 2450,0

B (mm) 2150,0

H (mm) 500

ts (mm) 14,3

R (mm) 620,5

L (mm) 7104,0

Qf (N) 139710,3

Qs(N) 200206,2

101

Tabela 4.29: Resultados para o calculo da saia.

f sMaxima tensao

admissıvel

Tensao devido a pressao

interna (MPa)37 111

Tensao longitudinal de flexao na

fibra superior na saia (MPa)37 37 111

Tensao longitudinal de flexao na

fibra inferior na saia (MPa)-37 -37 -86

Tensao tangencial

de cisalhamento no casco (MPa)3 6 88

Tensao nos tampos S2 (MPa) 5 10 88

Tensao nos tampos S3 (MPa) 2 4 -

S3 + Tensao devido a

pressao interna (MPa)39 41 139

Tensao circunferencial

na ponta da saia (MPa)-23 -33 166

Tensao circunferencial

na parte inferior do casco (MPa)10 14 166

102

Capıtulo 5

Conclusoes

5.1 Calculo do modelo finalizado

A tabela 5.2, apresenta os resultados para a transferencia de calor do projeto

finalizado, os parametros que foram modificados apos o projeto mecanico estao dis-

ponıveis na tabela 5.1. As mudancas na geometria aconteceram principalmente pela

utilizacao dos flanges padronizados, pelo tamanho do diametro externo do espelho

flutuante, ja que ele deve conseguir atravessar o casco para a remocao do feixe tubu-

lar; e pela alteracao dos vaos de entrada e saıda, por causa dos fatores construtivos

que levaram ao posicionamento dos bocais considerando a possibilidade de execucao

das soldas nos flanges. Observa-se que o modelo finalizado atende aos criterios de

projeto propostos.

Tabela 5.1: Parametro modificados apos o projeto mecanico.

Modificacao nos parametros

apos o projeto mecanicoAntes Depois

Diametro interno (mm) 1194 1241,4

Espessura da chicana (mm) 13 19

Vao de entrada (mm) 655 740

Vao de saıda (mm) 655 555

Diametro do

feixe tubular (mm)1134 1150

Numero de tubos 1496 1420

103

Tabela 5.2: Comparacao entre o modelo calculado antes e depois do projeto

mecanico.

ComparacaoAntes Depois

Limpo Incrustado Limpo Incrustado

Coeficiente de

transferencia de calor (W/m2K)607,2 257,7 577,3 252,3

Fracao de corrente A 0,133 0,133 0,103 0,103

Fracao de corrente B 0,597 0,597 0,603 0,603

Fracao de corrente C 0,153 0,153 0,182 0,182

Fracao de corrente E 0,116 0,116 0,112 0,112

Perda de carga nos tubos (kPa) 72,7 72,7 77,0 77,0

Perda de carga no casco (kPa) 7,6 7,6 6,4 6,4

Temperatura de entrada do

gasoleo (oC)302 302 302 302

Temperatura de saıda do

gasoleo (oC)262 276 263 276

Temperatura de entrada do

oleo cru (oC)227 227 227 227

Temperatura de saıda do

oleo cru (oC)260 248 259 248

Fator F 0,83 0,96 0,85 0,96

Area de troca (m2) 495 495 505 505

5.2 Comparacao de resultados

Os dados de servico do trocador de calor apresentado foram retirados do um artigo

[3] o qual o autor so realizou os calculos termicos, existe uma pequena diferenca nas

propriedades dos fluidos e no fator de deposito utilizado por ele, contudo, ainda e

possıvel a comparacao. Em primeiro lugar, o autor escolheu que o gasoleo escoasse

pelos tubos. Essa consideracao esta relacionada a maior agressividade corrosiva do

fluido devido a sua maior temperatura. De fato, comparando na figura 4.1 observa-

se que a taxa de corrosao para o gasoleo na temperatura de operacao corresponde

104

a aproximadamente tres vezes a taxa de corrosao do oleo cru em sua temperatura

de operacao, considerando uma mesma porcentagem de peso dos produtos contendo

enxofre para os dois fluidos. Todavia, e importante notar que na coluna de destilacao

o oleo cru entra a temperaturas superiores a 500oC, a pressao da torre geralmente

e atmosferica. A essa temperatura e pressao, a maioria dos compostos organicos

contendo enxofre ja reagiram quimicamente formado o H2S, que estara no estado

gasoso. Pelo seu peso molecular, o H2S se concentrara no topo da torre, junto

as fracoes mais leves. Como o gasoleo e uma fracao pesada, nele havera pouca

quantidade de H2S e de enxofre ainda presente nas moleculas organicas, em outras

palavras, a porcentagem de peso dos compostos contendo enxofre pode reduzir,

diminuındo o grau de corrosividade do fluido. Em um projeto real, provavelmente

ter-se-iam detalhes a respeito dos componentes da fracao de petroleo tornando a

justificativa mais clara para a selecao de materiais. A escolha apresentada neste

trabalho foi conservadora em relacao a esse ponto.

O autor considerou um trocador de um passe no casco e dois passes nos tubos,

obtendo um equipamento com um comprimento dos tubos de troca de 9 metros, por

esse motivo, conseguiu reduzir o diametro interno do casco e aumentar a perda de

carga nessa regiao. No trabalho, desconsiderou-se a hipotese de um trocador com

mais de 6 metros, por causa de aspectos construtivos como maior dificuldade de

garantia do paralelismo e alinhamento dos tubos, fundamentais para a integridade

mecanica do equipamento. Por esse motivo, escolheu-se um trocador de 4 passes nos

tubos, a fim de aumentar o perımetro de troca na secao transversal, diminuindo o

comprimento. Outro ponto a ser observado e a alocacao do fluido de maior pressao

no casco. Como observado nas tabelas 4.16 e 4.18, o cabecote flutuante consegue

resistir a pressao mais elevada quando aplicadas no lado concavo. Evidentemente,

o trocador proposto pelo autor do artigo, tera um diametro menor e com isso esse

efeito e reduzido, porem ainda significativo. Em sıntese, para resistir a uma mesma

pressao aplicada na parte convexa do cabecote, ele necessitara de maiores espessuras

de chapa e maior espessura do flange, ou da utilizacao de materiais com maiores

tensoes admissıveis comparado a essa mesma pressao aplicada na parte concava.

105

Por fim, o autor do artigo considerou um menor fator de deposito para o oleo

cru. De fato, no trabalho em questao o valor adotado pode ser um pouco exagerado,

mesmo assim nao comprometeu o trocador na situacao limpo, uma vez que nao ha

cruzamento de temperaturas, alem do valor do fator F ser superior a 0,8.

Em relacao a analise termica, o autor do artigo obteve um resultado superior para

o coeficiente de transferencia de calor sujo por dois motivos: o primeiro relativo

ao menor fator de deposito considerado e o segundo referente ao maior coeficiente

de transferencia de calor obtido pelo escoamento no casco, por causa do menor

diametro e da alocacao do fluido de maior vazao massica no casco, o que possibilitou

um escoamento com maior velocidade, ou seja, maior numero de Reynolds. Como

reflexo, a area necessaria para a troca termica foi menor que a area obtida neste

trabalho.

Tabela 5.3: Comparacao entre o modelo obtido no artigo e o modelo obtido no

trabalho.

Artigo Trabalho

Coeficiente de transferencia

de calor no casco (W/m2K)2920 1000

Coeficiente de transferencia

de calor nos tubos (W/m2K)2300 2430

Coeficiente de global

transferencia de calor sujo (W/m2K)460 252

Perda de carga nos tubos (kPa) 51,0 77,0

Perda de carga no casco (kPa) 120,0 6,4

Area de troca (m2) 300 505

106

5.3 Folha de dados do trocador

Figura 5.1: Folha de dados

5.4 Consideracoes finais

O modelo de trocador obtido apos o projeto mecanico atende aos requisitos do

processo. Mesmo que o fator de deposito tenha sido super dimensionado, nao ha cru-

107

zamento de temperaturas em nenhuma fase da operacao. Isso pode ser evidenciado

pelas temperaturas de saıda do trocador na situacao limpo. Se nao ha cruzamento

nessa condicao, nao acontecera em qualquer outra, em que o coeficiente global de

transferencia de calor seja menor. Se o processo exigir um controle de temperatura,

ele sera feito por meio da regulacao da vazao nos trocadores, desviando uma fracao

das correntes.

Figura 5.2: Modelo TEMA BES, 1 passe no casco e 4 passes nos tubos.

Mesmo sem a utilizacao de um recurso grafico na fase do projeto termico, o tro-

cador obtido apos o projeto mecanico foi similar, possuindo poucas alteracoes em

poucos fatores. A planilha desenvolvida para o calculo termico tem a capacidade de

avaliar varios modelos simultaneos, entretanto, e necessario levar em conta as consi-

deracoes apresentadas no capıtulo 3, para que a otimizacao do modelo seja adequada

e criteriosa. Alem disso, e possıvel realizar o calculo termico para qualquer fluido

em qualquer condicao de projeto desde que se possa considerar a hipotese de um

coeficiente global de transferencia de calor medio, que nao haja mudanca de fase e

que nao haja distorcao do perfil de temperaturas.

No projeto mecanico, efetuou-se o calculo de todos os componentes de acordo com

a norma TEMA e ASME, tambem outras normas foram consultadas. No anexo, tem-

se o desenho do trocador que nao constitui em um desenho para fabricacao. Para ela,

seriam necessarios estudos a respeito dos processos de fabricacao, tolerancia dimen-

sional e geometrica aplicada, estudo dos processos de soldagem, alem de algumas

vistas mais detalhadas de alguns componentes.

108

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112

Apendice A

Desenhos

113

A

A

B

G

C

D

EH

F

SEÇÃO A-A

3

2

1

5 6 7 15 16 17 27 3028

31323334

14 204 29

3538 37 36

DETALHE BESCALA 1 : 5

8 9 10 11 1312

DETALHE GESCALA 1 : 5 39404142

DETALHE CESCALA 1 : 5

1918

DETALHE DESCALA 1 : 5

22 23 24 25 2621

DETALHE EESCALA 1 : 2

DETALHE HESCALA 1 : 2

11

DETALHE FESCALA 1 : 1

25

1:20

VISTA DE CONJUNTO

1/5

41 ESTOJO 2 1/4 " COM ROSCA PADRÃO UNC A-193 GRAU B740 FLANGE B16.47 SÉRIE A CLASSE 300 NPS 60 A-182 GRAU F539 FLANGE PROJETADO A-182 GRAU F538 FLANGE B16.50 CLASSE 300 NPS 10 A-182 GRAU F537 TUBO NPS 10 Sch 80 A-335 GRAU P5 36 PLACA DE REFORÇO BOCAL NPS 10 A-387 GRAU 5 CLASSE 1 35 COSTADO DO CASCO A-387 GRAU 5 CLASSE 1 34 SAIAS A-387 GRAU 5 CLASSE 1 33 FLANGE B16.50 CLASSE 400 NPS 12 A-182 GRAU F532 TUBO NPS 12 Sch 80 A-335 GRAU P5 31 PLACA DE REFORÇO BOCAL NPS 12 A-387 GRAU 5 CLASSE 1 30 TAMPO TORISFÉRICO 2:1 DO CARRETEL A-387 GRAU 5 CLASSE 1 29 OLHAL DO CARRETEL A-182 GRAU F528 PLACA DE PARTIÇÃO DO CARRETEL A-387 GRAU 5 CLASSE 1 27 COSTADO DO CARRETEL A-387 GRAU 5 CLASSE 1 26 ESTOJO 2 1/4 " COM ROSCA PADRÃO UNC A-193 GRAU B725 JUNTA DE VEDAÇÃO DO ESPELHO FIXO COM FLANGE DO CARRETEL CAMPROFILE 942 AISI 304L G.FLEX24 ESPELHO FIXO A-182 GRAU F523 JUNTA DE VEDAÇÃO DO ESPELHO FIXO COM FLANGE DO CASCO CAMPROFILE 942 AISI 304L G.FLEX22 FLANGE B16.47 SÉRIE A CLASSE 400 NPS 50 A-182 GRAU F521 PORCA SEXTAVADA PESADA DE 2 1/4" ROSCA PADRÃO UNC A-193 GRAU B720 PLACA DE SUPORTE DO FEIXE TUBULAR A-387 GRAU 5 CLASSE 1 19 QUEBRA-JATO A-387 GRAU 5 CLASSE 1 18 PORCA SEXTAVADA PESADA DE 1/2 " ROSCA PADRÃO UNC A-193 GRAU B717 BARRAS A-739 GRAU B2216 CHICANA CORTE SUPERIOR A-387 GRAU 5 CLASSE 1 15 CHICANA CORTE INFERIOR A-387 GRAU 5 CLASSE 1 14 PLACA DE SUPORTE DO CABEÇOTE FLUTUANTE A-387 GRAU 5 CLASSE 1 13 ANEL BIBARTIDO A-182 GRAU F512 ESPELHO FLUTUANTE A-182 GRAU F511 JUNTA DE VEDAÇÃO DO CABEÇOTE FLUTUANTE CAMPROFILE 942 AISI 304L G.FLEX10 ESTOJO 2" COM ROSCA PADRÃO UNC A-193 GRAU B69 FLANGE DO CABEÇOTE FLUTUANTE A-182 GRAU F58 PORCA SEXTAVADA PESADA DE 2" ROSCA PADRÃO UNC A-193 GRAU B67 FLANGE B16.50 CLASSE 300 NPS 4 A-182 GRAU F56 TUBO NPS 4 Sch 40 A-335 GRAU P5 5 PLACA DE REFORÇO BOCAL NPS 4 A-387 GRAU 5 CLASSE 1 4 OLHAL DO TAMPO A-182 GRAU F53 TAMPO TORISFÉRICO 2:1 A-387 GRAU 5 CLASSE 1 2 PLACA DE PARTIÇÃO DO CABEÇOTE A-387 GRAU 5 CLASSE 1 1 TAMPO DO CABEÇOTE FLUTUANTE A-387 GRAU 5 CLASSE 2

PEÇA DESCRIÇÃO MATERIAL

B

K

J

I

H

G

F

E

D

C

A

L

152 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 161

B

K

J

I

H

G

F

E

D

C

A

L

151413121110987654321 16

FOLHA:

TIAGO BASTOS MOSCON MICCO PUNTEL

DATA:NISIO DE CARVALHO LOBO BRUM

ESCALA:

TÍTULO / SUBTÍTULO

TIPO DO DESENHO:

PROJETO DE TROCADOR DE CALORPARA SERVIÇO EM REFINARIA

PROJETO DE CONCLUSÃO DE CURSO:


INSTITUIÇÃO:

DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICADEPARTAMENTO:

PROJETADO POR:

ORIENTADO POR:

MARÇO/2020

2"

3/8"

I

I

12

09,8

1362

1

460,

5

1570

162 4,8

272,8 750

585

375

118

412

R15

SEÇÃO I-I

PLACA DE REFORÇO ESPESSURA DE 22,3

2"

3/8"

2"

3/8" J

J

1241

,4

16

22,8

18

09,8

1701

,8

162 6,4

R20

271 4800

12

70

12

41,4

1270

14

60,5

1362

15

70

4,8

272,8 162

340

165

325 400

R15

SEÇÃO J-J



2"

3/8" K

K

14

79,4

16

26

17

01,8

1810

15

24

166,8 4,8

271

165 400

138

240

R15

SEÇÃO K-K


25,

4

R636

14,3

20°

121

0

63

343

623 903

1183 1260

14,3

14,3

43

,5

1260

500

SAIA

1323,6

1355,6

4

248

,5 1

6

1355,6

13

4

1587,6

1619,6

4

13

1227,6

16

4

2/5

CARRETEL, CASCO, TAMPO, SAIA E JUNTAS DE VEDAÇÃO

CASCO

CARRETEL

TAMPO

JUNTA DE VEDAÇÃO DO ESPELHOCOM O FLANGE DO CASCO

JUNTA DE VEDAÇÃO DO TAMPO

JUNTA DE VEDAÇÃO DO TAMPODO CABEÇOTE FLUTUANTE

JUNTA DE VEDAÇÃO DO ESPELHOCOM O FLANGE DO CARRETEL

B

K

J

I

H

G

F

E

D

C

A

L

152 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 161

B

K

J

I

H

G

F

E

D

C

A

L

151413121110987654321 16

FOLHA:



ESCALA:


TIPO DO DESENHO:

PROJETO DE UM TROCADOR DE CALORPARA SERVIÇO EM REFINARIA



INSTITUIÇÃO:


PROJETADO POR:

ORIENTADO POR:

MARÇO/2020 1:20

ESPELHO FIXO

732 1245

5350 5760

5465

1760 2275

2790 3305

3820 4335

4850

295

1420 TUBOS 19,1 A-213GRAU T5 - COMPRIMENTODE 5760PLACAS DE SUPORTE

1358,8 R602,5

19,3

M

M

1420 FUROS 19,3PASSO DE 25,5

1185

1230,8

19,3

N

N

1420 FUROS 19,3PASSO DE 25,5

562 506

292 127

12

35

84

258

487

5

65

13

,1

13

19,1

12

35

25,4

R617,5

223

19,1

4,8 145,2 150

O

U

SEÇÃO M-M

P

V

SEÇÃO N-N

DETALHE OESCALA 1 : 2

4,8

17

3,2

0,4

DETALHE PESCALA 1 : 2

4,8 1

7

DETALHE UESCALA 1 : 2

60°

22,8

140 144,8

DETALHE VESCALA 1 : 2

1:10MARÇO/2020 3/5

FEIXE TUBULAR

FEIXE TUBULAR

ESPELHO FLUTUANTE

CHICANAS

B

K

J

I

H

G

F

E

D

C

A

L

152 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 161

B

K

J

I

H

G

F

E

D

C

A

L

151413121110987654321 16

FOLHA:



ESCALA:


TIPO DO DESENHO:




INSTITUIÇÃO:


PROJETADO POR:

ORIENTADO POR:

2"

1/8"

Q

Q

14

40

11

63,4

1234

1339

,8

15,

9

194,8 111

4,8

S1072

SEÇÃO Q-Q

1:20 4/5

TAMPO DO CABEÇOTE FLUTUANTE

A

B

C

D

E

F

1 2 3 4


DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA



INSTITUIÇÃO:

DEPARTAMENTO:

PROJETADO POR:

NISIO DE CARVALHO LOBO BRUMORIENTADO POR:


DATA:MARÇO/2020

ESCALA:

TIPO DO DESENHO:


FOLHA:

2"

1/8"

S

S

12

31,6

14

40

13

39,8

T

SEÇÃO S-S

60°

160

37

DETALHE TESCALA 1 : 5

1:20 5/5

ANEL BIPARTIDO

A

B

C

D

E

F

1 2 3 4


DEPARTAMENTO DE ENGENHARIA MECÂNICA



INSTITUIÇÃO:

DEPARTAMENTO:

PROJETADO POR:

NISIO DE CARVALHO LOBO BRUMORIENTADO POR:


DATA:MARÇO/2020

ESCALA:

TIPO DO DESENHO:


FOLHA:

projeto de um trocador de calor casco e tubo para … · tiago bastos moscon micco puntel...

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