Formulas, tablas y figuras de transferencia de calor

FÓRMULAS, TABLAS Y FIGURAS DE
TRANSFERENCIA DE CALOR
Juan Carlos Ramos González
Doctor Ingeniero Industrial
Raúl Antón Remírez
Doctor Ingeniero Industrial
Diciembre de 2010
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
ii
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
ÍNDICE
Fórmulas
Tema 1. Introducción a la transferencia de calor y a la conducción ...................................... 1
Tema 2. Conducción unidimensional en régimen estacionario ............................................. 3
Tema 3. Conducción bidimensional en régimen estacionario ............................................... 6
Tema 4. Conducción en régimen transitorio .......................................................................... 6
Tema 5. Introducción a la convección ................................................................................... 9
Tema 6. Convección forzada en flujo externo ..................................................................... 11
Tema 7. Convección forzada en flujo interno...................................................................... 14
Tema 8. Convección libre o natural ..................................................................................... 17
Tema 9. Introducción a la radiación .................................................................................... 19
Tema 10. Intercambio radiativo entre superficies ............................................................... 22
Tablas y Figuras
Tema 2. Conducción unidimensional en régimen estacionario ........................................... 24
Tema 3. Conducción bidimensional en régimen estacionario ............................................. 27
Tema 4. Conducción en régimen transitorio ........................................................................ 34
Tema 6. Convección forzada en flujo externo ..................................................................... 37
Tema 7. Convección forzada en flujo interno...................................................................... 42
Tema 8. Convección libre o natural ..................................................................................... 46
Tema 9. Introducción a la radiación .................................................................................... 48
Tema 10. Intercambio radiativo entre superficies ............................................................... 50
Tablas de propiedades termofísicas y de funciones matemáticas ........................................ 55
Alfabeto griego .................................................................................................................... 62
i
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
ii
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
TEMA 1. INTRODUCCIÓN A LA TRANSFERENCIA DE CALOR Y A LA
CONDUCCIÓN
• Calor o transferencia de calor o velocidad de transferencia de calor: q [J/s = W].
• Flujo calorífico o de calor: q ′′ [W/m2].
• Ley de Fourier: q ′x′ = − k
dT
. q x = q ′x′ ⋅ A . En condiciones de régimen estacionario y con una
dx
distribución lineal de temperaturas: q ′x′ = −k
T −T
T − T2
∆T
dT
= −k 2 1 = k 1
=k
.
dx
L
L
L
• Conductividad térmica: k [W/m·K].
• Ley de enfriamiento de Newton: q ′x′ = h(Ts − T∞ ) .
• Coeficiente de transferencia de calor por convección: h [W/m2·K].
• Potencia emisiva superficial: E [W/m2].
• Ley de Stefan-Boltzmann para un cuerpo negro: E b = σTs4 .
• Constante de Stefan-Boltzmann: σ = 5,67·10-8 W/m2·K4.
• El flujo de calor emitido por una superficie real a la misma temperatura que un cuerpo negro
siempre será menor y viene dado por: E = εσTs4 , donde ε es la emisividad, que puede variar
entre 0 y 1.
• Se llama irradiación, G, a la velocidad con la que la radiación incide sobre un área unitaria.
La proporción de la irradiación total que es absorbida por la superficie viene dada por la
absortividad, α (0≤α≤1), según la siguiente expresión: Gabs = αG . Irradiación de los
alrededores: G = σTalr4 .
• Intercambio
′′ =
q rad
de
radiación
para
(
una
)
q
= εE b (Ts ) − αG = εσ Ts4 − Talr4 .
A
superficie
También
gris
se
y
puede
difusa
(α
expresar
=
ε):
como:
′ = hrad (Ts − Talr ) , siendo hrad el coeficiente de transferencia de calor por radiación:
q ′rad
(
)
hrad = εσ (Ts + Talr ) Ts2 + Talr2 .
• Principio de conservación de la energía en un volumen de control formulado en un instante de
dE
tiempo (t): E& ent + E& gen − E& sal = alm = E& alm .
dt
1
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
• Principio de conservación de la energía en un volumen de control formulado en un intervalo
de tiempo (∆t): E ent + E gen − E sal = ∆E alm .
• Principio de conservación de la energía en una superficie de control: E& ent − E& sal = 0 .
r
r
 r ∂T r ∂T r ∂T  r
r
 = i q ′x′ + j q ′y′ + k q ′z′ .
• Ley de Fourier vectorial: q ′′ = − k∇T = −k  i
+ j
+k
∂y
∂z 
 ∂x
• Capacidad térmica volumétrica: ρ cp [J/m3·K]. Mide la capacidad de un material para
almacenar energía térmica.
• Difusividad térmica: α =
k
[m2/s]. Mide la capacidad de un material para conducir energía
ρc p
térmica en relación con su capacidad para almacenarla.
• Ecuación
de
difusión
de
calor
en
coordenadas
cartesianas:
∂T  W 
∂  ∂T  ∂  ∂T  ∂  ∂T 
 +  k
.
k
 +  k
 + q& = ρc p
∂x  ∂x  ∂y  ∂y  ∂z  ∂z 
∂t  m 3 
• Ecuación de difusión de calor vectorial: ∇·( k∇T ) + q& = ρc p
∂T
.
∂t
• En el caso de transmisión unidimensional en régimen estacionario y sin generación de
energía:
d  dT 
k
 = 0 . Teniendo en cuenta la ley de Fourier ( q ′x′ = − k dT dx ), esta ecuación
dx  dx 
implica que el flujo de calor en la dirección de transmisión es una constante (
dq ′x′ / dx = 0 ⇒ q ′x′ = cte. ).
• Ecuación de difusión de calor en coordenadas cilíndricas (r radial, φ angular o longitud, z
axial,
elemento
diferencial
de
dr·rdφ·dz):
volumen:
1 ∂  ∂T  1 ∂  ∂T  ∂  ∂T 
∂T
 k
 +  k
.
+ 2
 + q& = ρc p
 kr
r ∂r  ∂r  r ∂φ  ∂φ  ∂z  ∂z 
∂t
• Ecuación de difusión de calor en coordenadas esféricas (r radial, θ polar, cenital o colatitud, φ
azimutal
o
longitud,
elemento
diferencial
de
volumen:
dr·rsenθdφ·dθ):
1 ∂  2 ∂T 
1
∂  ∂T 
1
∂ 
∂T 
∂T
 k
 + 2
.
 kr
+ 2
 ksenθ
 + q& = ρc p
2
2
2
∂r  r sen θ ∂φ  ∂φ  r sen θ ∂θ 
∂θ 
∂t
r ∂r 
• Condición de contorno de primera clase o de Dirichlet: superficie mantenida a temperatura
constante, T(x = 0, t) = Ts.
2
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
• Condición de contorno de segunda clase o de Neumann: flujo de calor fijo o constante en la
superficie, q ′s′( x = 0) = −k
adiabática,
∂T
∂x
∂T
∂x
. Un caso especial es la superficie perfectamente aislada o
x =0
= 0.
x =0
• Condición de contorno de tercera clase o de Fourier: corresponde a la transferencia de calor
′′ , superficie = q conv
′′ . Si el fluido está en contacto con la
por convección en la superficie, q cond
superficie de la pared donde está el origen de coordenadas: − k
∂T
∂x
= h[T∞ − T ( x = 0, t )] . Si
x =0
el fluido está en contacto con la superficie de la pared opuesta al origen de coordenadas:
−k
∂T
∂x
= h[T ( x = L, t ) − T∞ ] .
x=L
TEMA 2. CONDUCCIÓN UNIDIMENSIONAL EN RÉGIMEN ESTACIONARIO
• Resistencia térmica de conducción para pared plana: Rt ,cond =
• Resistencia térmica de convección: Rt ,conv =
• Resistencia térmica de radiación. Rt ,rad =
Ts1 − Ts 2
L
=
.
qx
kA
Ts − T∞
1
=
.
q
hA
Ts − Talr
1
.
=
q rad
hr A
• Coeficiente global de transferencia de calor, U: q x = UA∆T . Rtot = ∑ Rt =
∆T
1
=
.
q UA
• Ley de Fourier expresada en forma integral para un sistema general en condiciones de
régimen estacionario sin generación de calor y con conducción unidimensional (en este caso,
la transferencia de calor, qx, es una constante independiente de x): q x ∫
x
x0
T
dx
= − ∫ k (T )dT .
T0
A( x)
• Resistencia térmica de conducción para una pared cilíndrica: Rt ,cond =
(Ts1 − Ts 2 ) ln(r2 / r1 )
.
=
qr
2πLk
• Resistencia térmica de convección para una pared cilíndrica: Rt ,conv =
1
1
.
=
Ah 2πrLh
3
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
• Resistencia
Rt ,cond =
térmica
de
conducción
para
una
pared
esférica:
(Ts1 − Ts 2 )
1 1 1
 − .
=
qr
4πk  r1 r2 
• Resistencia térmica de convección para una pared esférica: Rt ,conv =
1
1
.
=
Ah 4πr 2 h
• El coeficiente global de transferencia de calor en una pared cilíndrica o esférica depende del
área en función de la cual se exprese: U 1 A1 = U 2 A2 = U 3 A3 = ... = U i Ai = (∑ Rt ) .
−1
• Generación de energía térmica por unidad de volumen: q& = e& gen =
• Ecuación de calor para una aleta:
E& gen  W 
.
Vol  m 3 
d 2T  1 dAc  dT  1 h dAs 

(T − T∞ ) = 0 .
+
−
dx 2  Ac dx  dx  Ac k dx 
• Distribución de temperaturas y transferencia de calor para aletas de área de sección
transversal uniforme:
• Caso A, con transferencia de calor por convección desde el extremo de la aleta (
hAc [T ( L) − T∞ ] = −kAc
dT
dx
):
x=L
θ ( x) cosh m( L − x) + (h / mk )senh m( L − x)
=
θb
cosh mL + (h / mk )senh mL
siendo θ ( x) = T ( x) − T∞ , θ b = Tb − T∞ , m 2 =
qf = M
senh mL + (h / mk ) cosh mL
cosh mL + (h / mk )senh mL
hP
, M = hPkAc θ b , P el perímetro y Ac
kAc
el área transversal.
• Caso B, extremo adiabático (
dθ
dx
= 0 ):
x =L
θ ( x) cosh m( L − x)
=
θb
cosh mL
q f = M tanh mL
• Caso C, extremo con temperatura establecida (θ(x = L) = θL):
θ ( x) (θ L / θ b )senh mx + senh m( L − x)
=
senh mL
θb
qf = M
cosh mL − (θ L / θ b )
senh mL
• Caso D, aleta muy larga (L → ∞ y θL → 0, aplicable si m·L > 2,65):
q f = M = hPkAc θ b
θ ( x ) = θ b e − mx
4
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
• La efectividad de una aleta se define como la razón entre la transferencia de calor de la aleta y
la transferencia de calor que existiría sin la aleta: ε f =
qf
hAc ,bθ b
, siendo Ac,b el área de la
sección transversal de la base de la aleta. El uso de aletas sólo se justifica cuando εf ≥ 2.
• Resistencia térmica de una aleta: Rt , f =
θb
qf
.
• Teniendo en cuenta la resistencia térmica de convección de la base de la aleta, Rt,b = 1/hAc,b,
se puede expresar la efectividad como: ε f =
Rt , b
Rt , f
.
• La eficiencia o rendimiento de una aleta se define como la razón entre el calor real transferido
por la aleta y el calor que transferiría si estuviera toda ella a la temperatura de la base:
ηf =
qf
q máx
=
qf
hA f θ b
, siendo Af la superficie total de la aleta.
• Teniendo en cuenta la ecuación que define la resistencia térmica de una aleta, se puede
expresar ésta en función de su eficiencia: Rt , f =
1
.
hA f η f
• Para el caso de una aleta recta de sección transversal uniforme y con su extremo adiabático se
tiene: η f =
M tanh mL tanh mL
.
=
hPLθ b
mL
• Se puede emplear la expresión de la aleta con extremo adiabático para una aleta con extremo
activo, empleando una longitud de aleta corregida de la forma Lc = L+(t/2) para aleta
rectangular y Lc = L+(D/4) para aleta de aguja. Esta aproximación es válida cuando (ht/k) o
(hD/2k) < 0,0625.
• Aletas de sección transversal no uniforme. En las expresiones de la distribución de
temperaturas, la transferencia de calor y el rendimiento o eficiencia de este tipo de aletas
aparecen las funciones de Bessel modificadas de primera y segunda clase de orden 0 y orden
1 (I0, I1, K0 y K1) cuyos valores están tabulados en la Tabla H. En la Tabla 2.1 se muestran las
expresiones del rendimiento para distintos tipos de aletas de sección transversal no uniforme.
• Dispositivo de varias aletas. Eficiencia global de la superficie: η o =
qt
qt
=
, siendo qt
q máx hAtθ b
la transferencia total de calor de la superficie total, At, que es la asociada a la superficie de las
5
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
aletas, Af, más la parte expuesta de la base, Ab. Es decir, At = NA f + Ab , siendo N el número
total de aletas.
• Este rendimiento también se puede expresar en función del rendimiento de una sola aleta:
q t = Nq f + q b = Nη f hA f θ b + hAbθ b ⇒ qt = η o hAtθ b ⇒ η o = 1 −
• Resistencia térmica efectiva del dispositivo de aletas: Rt ,o =
θb
qt
=
NA f
At
(1 − η f ) .
1
.
hAtη o
TEMA 3. CONDUCCIÓN BIDIMENSIONAL EN RÉGIMEN ESTACIONARIO
• Factor de forma de conducción para sistemas bidimensionales, S: q = Sk (T1 − T2 ) . Se obtiene
de la Tabla 3.1.
• Resistencia de conducción bidimensional: Rt ,cond ( 2 D ) =
1
.
Sk
• MDF: Para obtener la ecuación de diferencias finitas de un nodo aplicando el principio de
conservación de la energía a un volumen de control alrededor del nodo se supone que todo el
flujo de calor es hacia el nodo. Como estamos en régimen permanente la ecuación a emplear
es: E& ent + E& gen = 0 . El término de energía entrante puede incluir calores de conducción o de
convección que se evalúan con la ley de Fourier ( q ( m −1,n )→( m,n ) = k (∆y·1)
Tm −1,n − Tm,n
∆x
) o la ley
de enfriamiento de Newton ( q ( ∞ )→( m , n ) = h(∆x·1)(T∞ − Tm ,n ) .
TEMA 4. CONDUCCIÓN EN RÉGIMEN TRANSITORIO
• Definición general del número de Biot: Bi =
Rt,int
Rt ,ext
=
• Número de Biot para un sólido con convección: Bi =
∆Tint
.
∆Text
hLc Rt ,cond
.
=
k
Rt ,conv
• Longitud característica: Lc = Vol/As. Para una pared plana de espesor 2L sometida a
convección simétrica en su superficie ⇒ Lc = L, y para un cilindro largo o una esfera de radio
ro ⇒ Lc = ro.
6
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
• Número de Fourier: Fo =
α ·t
L2c
.
• El método de la resistencia interna despreciable es aplicable cuando Bi =
hLc
< 0,1 .
k
• Distribución de temperaturas temporal en un sólido en el que se puede aplicar el método de la
resistencia interna despreciable:

 t
hAs 
θ (t ) T (t ) − T∞
t  = exp −
=
= exp −
θ ini
Tini − T∞
 τt
 ρVolc p 
• Constante de tiempo térmica: τ t =

 .

1
· ρVolc p = Rt ·C t , siendo Rt la resistencia a la
hAs
transferencia de calor por convección y Ct la capacidad térmica del sólido.
• La transferencia total de energía que tiene lugar desde un sólido en el que se puede aplicar el
método
de
la
resistencia
interna
despreciable
durante
un
tiempo
t
será:
Q(t ) = ∫ qdt = hAs ∫ θ (t )dt ⇒ Q (t ) = ρVolc pθ ini [1 − exp(− t τ t )] = U ini [1 − exp(− t τ t )] .
t
t
0
0
• Q(t ) = −∆U (0 → t ) = −[U (t ) − U (0)] .
• Solución analítica aproximada con el primer término (aplicable cuando Fo > 0,2) de la
distribución de temperaturas en una pared plana de espesor 2L sometida a convección:
θ * ( x*, t*) =
T ( x, t ) − T∞
180
180
= C1 exp(−ζ 12 Fo) cos(
ζ 1 x*) = θ o * cos(
ζ 1 x*) ,
π
π
Tini − T∞
θ o * ( x* = 0, t ) =
siendo
T ( x = 0, t ) − T∞
= C1 exp(−ζ 12 Fo) la temperatura del plano medio (x* = x/L =
Tini − T∞
0). Los valores de C1 y ζ1 se obtienen de la Tabla 4.1.
• Transferencia total de energía en función del tiempo desde o hacia una pared plana de espesor
 180 
sen
ζ 
Q(t )
π 1

2L sometida a convección:
= 1−
θ o * (0, t ) , siendo Uo = Uini = ρcpVol(Tini Uo
ζ1
T∞) = Qmáx la energía interna inicial de la pared referida a la temperatura del fluido o la
máxima cantidad de energía que se podría transferir al fluido o desde el fluido, según éste esté
a menor o mayor temperatura que la pared.
• Solución analítica aproximada con el primer término (aplicable cuando Fo > 0,2) de la
distribución de temperaturas en un cilindro largo de radio ro sometido a convección:
7
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
θ * (r*, t*) =
T (r , t ) − T∞
= C1 exp(−ζ 12 Fo) J 0 (ζ 1 r*) = θ o * J 0 (ζ 1 r*) ,
Tini − T∞
θ o * (r* = 0, t ) =
siendo
To − T∞
= C1 exp(−ζ 12 Fo) la temperatura del eje central (r* = r/ro = 0) y J0
Tini − T∞
la función de Bessel de primera clase de orden cero cuyos valores se encuentran en la Tabla
G.
• Transferencia total de energía en función del tiempo desde o hacia un cilindro largo de radio
ro sometido a convección:
2θ * (0, t )
Q(t )
= 1− o
J 1 (ζ 1 ) , siendo J1 la función de Bessel de
ζ1
Uo
primera clase de orden uno cuyos valores se encuentran en la Tabla G y Uo = Uini =
ρcpVol(Tini - T∞) = Qmáx la energía interna inicial del cilindro referida a la temperatura del
fluido o la máxima cantidad de energía que se podría transferir al fluido o desde el fluido,
según éste esté a menor o mayor temperatura que el cilindro.
• Solución analítica aproximada con el primer término (aplicable cuando Fo > 0,2) de la
distribución de temperaturas en una esfera de radio ro sometida a convección:
θ * (r*, t*) =
T (r , t ) − T∞
1
180
1
180
= C1 exp(−ζ 12 Fo)
sen (
ζ 1r*) = θ o *
sen (
ζ 1 r*) ,
ζ 1r *
π
ζ 1r *
π
Tini − T∞
siendo θ o * (r* = 0, t ) =
To − T∞
= C1 exp(−ζ 12 Fo) la temperatura del eje central (r* = r/ro =
Tini − T∞
0).
• Transferencia total de energía en función del tiempo desde o hacia una esfera de radio ro
sometida a convección:
3θ * 
Q(t )
180
180 
= 1 − o3  sen(
ζ 1 ) − ζ 1 cos(
ζ 1 ) , siendo Uo = Uini =
π
π
Uo
ζ1 

ρcpVol(Tini - T∞) = Qmáx la energía interna inicial de la esfera referida a la temperatura del
fluido o la máxima cantidad de energía que se podría transferir al fluido o desde el fluido,
según éste esté a menor o mayor temperatura que la esfera.
• Conducción multidimensional. Para las geometrías multidimensionales de la Tabla 4.2, la
solución multidimensional se expresa como un producto de soluciones unidimensionales que
corresponden a un sólido semiinfinito, una pared plana de espesor 2L o un cilindro infinito de
radio ro: S ( x, t ) =
T ( x, t ) − T∞
Tini − T∞
; P ( x, t ) =
Sólido
semiinfinito
8
T ( x, t ) − T∞
Tini − T∞
; C (r , t ) =
Pared
plana
T (r , t ) − T∞
Tini − T∞
.
Cilindro
infinito
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
• En un sólido semiinfinito la condición de frontera interior es T(x→∞, t) = Tini y la condición
inicial es T(x, 0) = Tini. Las soluciones analíticas para tres condiciones de frontera exterior
son:
Condición de frontera
Distribución de temperaturas
T ( x, t ) − Ts
 x 
= erf 

Tini − Ts
 2 αt 
k (Ts − Tini )
∂T
=
q ′s′(t ) = −k
∂x x =0
(παt )1 / 2
Temperatura superficial constante: T
(0, t) = Ts
Condición de frontera
Flujo de calor superficial
constante: q ′s′ = q o′′
Convección superficial:
∂T
−k
= h[T∞ − T (0, t )]
∂x x =0
Distribución de temperaturas
 x 2  q o′′ x
2qo′′ (αt / π )1 / 2

x 
 −
T ( x, t ) − Tini =
exp −
erfc  −

k
 2 αt 
 4αt  k
T ( x, t ) − Tini
 x 
= erfc 
 −
T∞ − Tini
 2 αt 
  hx h 2αt  
 x
h αt 

− exp + 2  erfc 
+
k 
k  
 2 αt
  k
donde la función gaussiana de error, erf (η), y la función complementaria de error, erfc (w) =
1 – erf (w), son funciones matemáticas estándar cuyos valores se encuentran en la Tabla E.
• MDF en régimen transitorio. Expresión en diferencias finitas de la velocidad de variación de
T p +1 − Tmp, n
la energía almacenada: E& alm = ρc pV m , n
.
∆t
• Criterio de estabilidad en el MDF explícito: el coeficiente asociado con el nodo de interés en
el tiempo anterior (coeficiente de Tmp,n ) debe ser mayor o igual que cero. Así se obtiene un
valor límite para Fo =
α∆t
( ∆x ) 2
, del que se obtiene el máximo valor permisible de ∆t.
TEMA 5. INTRODUCCIÓN A LA CONVECCIÓN
• Ley de enfriamiento de Newton: q ′′ = h(Ts − T∞ ) ; q = h A(Ts − T∞ ) .
• Coeficiente de transferencia de calor por convección local, h o promedio, h [W/m2·K].
9
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
• Relación
entre
los
coeficientes
de
q = ∫ q ′′dAs = (Ts − T∞ ) ∫ hdAs = h As (Ts − T∞ )
As
As
placa plana: h =
convección
⇒
h=
1
As
local
∫
As
y
promedio:
hdAs . Para flujo sobre una
1 L
hdx .
L ∫0
• Espesor de la capa límite de velocidad, δ(x): la y para la que u(y) = 0,99·u∞.
• Espesor de la capa límite térmica, δt(x): la y para la que (Ts - T(y))/(Ts - T∞) = 0,99.
• Relación del coeficiente de convección en la capa límite: h =
• Número de Reynolds: Re x =
− k f ∂T / ∂y
Ts − T∞
y =0
.
ρu ∞ x u ∞ x
.
=
µ
ν
• Número de Reynolds crítico para el inicio de la turbulencia en flujo externo: Rex,c = 5·105.
• Expresión diferencial de la ecuación de conservación de la masa o de continuidad:
∂ρ ∂ ( ρu ) ∂ ( ρv)
 kg 
= 0  3 .
+
+
∂y
∂x
∂t
 m ·s 
• Expresiones diferenciales de las ecuaciones de balance de la cantidad de movimiento o del
momento lineal:
 ∂u
∂u ∂u 
∂p ∂   ∂u 2  ∂u ∂v   ∂   ∂u ∂v 
kg 
N
+v
+  = −
+ µ 2
−  +   + µ  +  + X  3 = 2 2 
∂y ∂t 
∂x ∂x   ∂x 3  ∂x ∂y   ∂y   ∂y ∂x 
m ·s 
m
 ∂x
 ∂v
∂p ∂   ∂v 2  ∂u ∂v   ∂   ∂u ∂v 
∂v ∂v 
ρ  u + v +  = − + µ 2 −  +   + µ  +  + Y .
∂y ∂y   ∂y 3  ∂x ∂y   ∂x   ∂y ∂x 
∂y ∂t 
 ∂x
ρ  u
• Expresión diferencial de la ecuación de conservación de la energía:
∂  ∂T  ∂  ∂T 
∂ ( pu ) ∂ ( pv)
 + q& − Xu − Yv + µΦ −
−
=
k
 +  k
∂x  ∂x  ∂y  ∂y 
∂x
∂y
∂  
V
 ρu  e + gy +
∂x  
2
2
 ∂  
V
 +  ρv e + gy +
2
 ∂y  
2
 ∂  
V
 +  ρ  e + gy +
2
 ∂t  
2
  W 
  3 
  m 
, siendo V2 = u2 + v2.
• Expresión diferencial de la ecuación de conservación de la energía térmica para fluido
incompresible en flujo estacionario:
 ∂T
∂T  ∂  ∂T  ∂  ∂T 
 + µΦ + q& .
 = k
+v
 + k
∂y  ∂x  ∂x  ∂y  ∂y 
 ∂x
ρc p  u
10
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
 ∂u ∂v  2
 ∂u  2  ∂v  2  
• Disipación viscosa: µΦ = µ  +  + 2   +     .
 ∂x   ∂y   
 ∂y ∂x 
• Aproximaciones de capa límite: fluido incompresible (ρ constante), con propiedades
constantes (k, µ, etc.), fuerzas de cuerpo insignificantes (X=Y=0) y sin generación de energía (
q& = 0 ).Además: u >> v y
∂u ∂v ∂v
∂T
∂u
∂T
>>
, ,
en la capa límite de velocidad y
>>
en
∂x ∂y ∂x
∂x
∂y
∂y
la capa límite térmica.
• Ecuación de conservación de la masa o de continuidad en la capa límite:
∂u ∂v
+
= 0.
∂x ∂y
• Ecuaciones de balance de la cantidad de movimiento o del momento lineal en la capa límite:
∂u
∂u
1 ∂p
∂ 2u
u
+v
=−
+ν 2
∂x
∂y
ρ ∂x
∂y
y
∂p
= 0.
∂y
2
∂ 2T ν  ∂u 
∂T
∂T
• Ecuación de conservación de la energía en la capa límite: u
= α 2 +   .
+v
∂y
∂x
c p  ∂y 
∂y
• Número de Prandtl: Pr =
ν
.
α
• Número de Nusselt: Nu =
hL ∂T *
=
.
kf
∂y * y *=0
• Las formas adimensionales de las soluciones de la capa límite adoptan la siguiente forma:
Nu = f ( x*, ReL , Pr ) y Nu =
hL
= f (Re L , Pr ) .
kf
• Relación entre los espesores de las capas límites hidrodinámica y térmica en régimen laminar:
δ
≈ Pr 1 / 3 .
δt
TEMA 6. CONVECCIÓN FORZADA EN FLUJO EXTERNO
• Temperatura de película es la temperatura media entre la del fluido y la de la superficie:
Tf =
Ts + T∞
.
2
11
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
• Espesor de la capa límite laminar: δ lam ( x) =
5
u ∞ / νx
=
5x
Re x
.
• Correlación de convección local para el flujo laminar sobre una placa plana con temperatura
superficial constante: Nu x =
hx x
= 0,332 Re1x / 2 Pr 1 / 3 . Con propiedades a Tf y Pr ≥ 0,6.
k
• Relación entre los espesores de las capas límites de velocidad y térmica en régimen laminar:
δ lam
≈ Pr 1 / 3 .
δ t ,lam
• Correlación de convección promedio para el flujo laminar sobre una placa plana con
temperatura superficial constante: Nu x =
hx x
= 0,664 Re1x / 2 Pr 1 / 3 . Con propiedades a Tf y Pr ≥
k
0,6.
• Espesor de la capa límite de velocidad turbulenta: δ turb = 0,37 xRe x−1 / 5 .
• Espesor de la capa límite térmica turbulenta: δ t ,turb ≈ δ turb .
• Correlación de convección local para el flujo turbulento sobre una placa plana con Ts = cte:
Nu x = 0,0296 Re x4 / 5 Pr 1 / 3 . Con propiedades a Tf y 0,6 < Pr < 60.
• Para condiciones de capa límite mezclada (laminar y turbulenta) se trabaja con el coeficiente
de convección promedio: hL =
L
1  xc
 ∫0 hlam dx + ∫x hturb dx  .
c

L
• Correlación de convección promedio para capa límite mezclada (laminar y turbulenta) sobre
una placa plana con Ts = cte: Nu L = (0,037 Re L4 / 5 − 871) Pr 1 / 3 . Con propiedades a Tf y
 0,6 < Pr < 60 

5
8
5·10 < Re L < 10  .
 Re x = 5·10 5 
c


• Correlación de convección promedio para capa límite mayoritariamente turbulenta, es decir,
la longitud de la capa límite laminar es despreciable (L >> xc y ReL >> Rex,c), sobre una placa
plana con Ts = cte: Nu L = 0,037 Re
4/5
L
Pr
1/ 3
 0,6 < Pr < 60 


. Con propiedades a Tf y 5·10 5 < Re L < 10 8  .
 Re x = 5·10 5 
c


12
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
• Correlación de convección local para flujo laminar sobre una placa plana que desprende un
flujo de calor superficial constante: Nu x = 0,453 Re1x / 2 Pr 1 / 3 , con Pr ≥ 0,6 y propiedades a Tf.
• Correlación de convección local para flujo turbulento sobre una placa plana que desprende un
flujo de calor superficial constante: Nu x = 0,0308 Re x4 / 5 Pr 1 / 3 , con 0,6 ≤ Pr ≤ 60 y propiedades
a Tf.
• Flujo sobre una placa plana que desprende un flujo de calor superficial constante. La
variación de la temperatura superficial local se obtiene con: Ts ( x) = T∞ +
q ′s′
.
hx ( x)
• Número de Reynolds para flujo cruzado sobre un cilindro: ReD = V·D/ν.
• Correlación de Hilpert para flujo cruzado sobre un cilindro: Nu D = CRe Dm Pr 1 / 3 . Los valores
de las constantes C y m se dan en la Tabla 6.3 en función de ReD. La Tabla 6.4 da los valores
de las constantes para cilindros no circulares. Las propiedades se evalúan a Tf. Válida para
fluidos con Pr ≥ 0,7.
 Pr
• Correlación de Zhukauskas para flujo cruzado sobre un cilindro: Nu D = CRe Pr 
 Prs
m
D
n



1/ 4
.
n = 0,37 si Pr ≤ 10  0,7 < Pr < 500
Con 
. Los valores de las constantes C y m se dan en
 y 
6 
n = 0,36 si Pr > 10  1 < ReD < 10 
la Tabla 6.5 en función de ReD. Las propiedades se evalúan a T∞, excepto Prs a Ts.
• Correlación
de
Nu D = 0,3 +
• Correlación
Nu D = CRe
Churchill
y
0,62 Re1D/ 2 Pr 1 / 3
[1 + (0,4 / Pr ) ]
2 / 3 1/ 4
de
m
D , máx
Pr
Zhukauskas
0 , 36
 Pr

 Prs



1/ 4
Bernstein
para
  ReD  5 / 8 
 
1 + 
  282.000  
para
flujo
a
flujo
cruzado
sobre
un
cilindro:
4/5
. Con propiedades a Tf y ReD·Pr > 0,2.
través
de
un
banco
de
tubos:
N L ≥ 20



6
. Con 1.000 < Re D ,máx < 2·10  . Las constantes C y m se dan


0,7 < Pr < 500
en la Tabla 6.6. Las propiedades se evalúan a T = (Tent + Tsal ) / 2 , excepto Prs a Ts. Para NL <
20 se aplica un factor de corrección tal que Nu D
N L < 20
= C 2 Nu D
N L ≥ 20
, donde C2 está dado en
la Tabla 6.7.
• ReD,máx se define en función de la velocidad máxima del fluido dentro del banco de tubos.
13
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
• ST es el espaciado transversal y SL el espaciado longitudinal (distancias entre centros de
tubos).
• Para la configuración alineada la velocidad máxima se da en el plano transversal entre dos
tubos verticales y su valor es Vmáx =
ST
V.
ST − D
• Para la configuración escalonada se utiliza la misma expresión si la velocidad máxima se da
en el plano transversal. Pero si se da en el plano diagonal la expresión es Vmáx =
ST
V.
2( S D − D)
La velocidad máxima ocurre en el plano diagonal si se cumple la siguiente condición (ver
 2  ST  2 
Figura 6.2): 2( S D − D) < ( S T − D) ⇒ S D =  S L +   
 2  

• Diferencia de temperaturas media logarítmica: ∆Tml =
• Cálculo de la temperatura de salida del flujo:
1/ 2
<
ST + D
.
2
(Ts − Tent ) − (Ts − Tsal )
.
 Ts − Tent 

ln
T
−
T
sal 
 s

Ts − Tsal
πDNh
= exp −
 ρVN S c
Ts − Tent
T T p


 , donde N es el


número total de tubos y NT el número de tubos en el plano transversal.
• Cálculo de la transferencia de calor por unidad de longitud de tubo: q ′ = h NπD∆Tml .
TEMA 7. CONVECCIÓN FORZADA EN FLUJO INTERNO
• El número de Reynolds para flujo interno se define en función del diámetro del tubo y de la
velocidad media del fluido sobre la sección transversal del tubo: Re D =
ρu m D u m D
. Como
=
µ
ν
m& = ρu m Ac , para un tubo circular el número de Reynolds se puede expresar: Re D =
4m&
.
πDµ
• Número de Reynolds crítico para el inicio de la turbulencia en flujo interno: ReD,c = 2.300.
 xcd ,h 
 ≈ 0,05ReD .
• Longitud hidrodinámica de entrada para flujo laminar: 
 D  lam
 xcd ,h 
 ≤ 60 .
• Longitud hidrodinámica de entrada para flujo turbulento: 10 ≤ 
D
 turb

14
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
• Expresión de la velocidad media en función del flujo másico integrado en la sección
transversal: u m ( x) =
m&
=
ρAc
∫
Ac
ρu (r , x)dAc
ρAc
=
2
ro2
∫
ro
0
u (r , x)rdr .
 xcd ,t
• Longitud de entrada térmica para flujo laminar: 
 D

 ≈ 0,05Re D Pr .
 lam
 xcd ,t
• Longitud de entrada térmica para flujo turbulento: 
 D

 = 10 .
 turb
• Temperatura media definida en función de la energía térmica transportada por el fluido:
U& = E& t = ∫ ρu (r )c v T (r , x)dAc = m& cv Tm ( x) ⇒ Tm ( x) =
∫
Ac
ρuc v TdAc
m& cv
Ac
• Bajo
condiciones
térmicas
completamente
∂  Ts ( x ) − T ( r , x ) 
∂T
 = 0 . Además:

∂x
∂x  Ts ( x) − Tm ( x)  cd ,t
∂T
∂x
=
cd ,t
Ts − T dTm
Ts − Tm dx
=
cd ,t
dTs
dx
2
u m ro2
desarrolladas
=
cd ,t
=
dTm
dx
∫
ro
0
u (r )T (r , x)rdr .
se
cumple:
≠ f (r ) para q ′s′ = cte y
cd ,t
= f (r ) para Ts = cte.
cd ,t
• Al aplicar un balance de energía al flujo interno en un tubo de un gas ideal o de un líquido
incompresible se obtiene que la transferencia de calor por convección al fluido es igual a la
rapidez a la que aumenta la energía térmica del fluido: q conv = m& c p (Tm , sal − Tm ,ent ) .
• Variación axial de la temperatura media para el caso de flujo de calor superficial constante:
Tm ( x) = Tm ,ent +
q ′s′P
x.
m& c p
• Variación axial de la temperatura media para el caso de temperatura superficial constante:
 Px 
Ts − Tm ( x)
= exp −
h.
 m& c 
Ts − Tm ,ent
p


• La transferencia total de calor se expresa en función de la diferencia de temperaturas media
logarítmica: q conv = h As ∆Tml ; ∆Tml =
(Ts − Tm , sal ) − (Ts − Tm ,ent )
∆Tsal − ∆Tent
=
.
ln(∆Tsal / ∆Tent )
 (Ts − Tm , sal )

ln
(Ts − Tm ,ent ) 

15
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
• Caso de un tubo rodeado de un fluido externo (convección interna y externa simultáneas):
 U As
∆Tsal T∞ − Tm , sal
=
= exp −
 m& c
∆Tent T∞ − Tm ,ent
p



1
 = exp −

 m& c R
p tot



∆Tml
 ; q conv = U As ∆Tml =
.

Rtot

• Correlación de convección local para flujo laminar en la región completamente desarrollada
con flujo de calor superficial constante: Nu =
hD 48
=
= 4,36 . Propiedades a Tm.
k
11
• Correlación de convección local para flujo laminar en la región completamente desarrollada
con temperatura superficial constante: Nu =
hD
= 3,66 . Propiedades a Tm.
k
• Número de Graetz: Gz D = ( D / x) ReD Pr .
• Correlación de Hausen para flujo laminar con longitud de entrada térmica (perfil de
velocidades
Nu D =
desarrollado)
y
con
temperatura
superficial
constante:
0,0668( D / L) Re D Pr
hD
. Propiedades a Tm = (Tm,ent + Tm, sal ) / 2 .
= 3,66 +
2/3
k
1 + 0,04[( D / L) Re D Pr ]
• Correlación de Sieder y Tate para flujo laminar interno con longitud de entrada combinada y
 Re Pr 
con temperatura superficial constante: Nu D = 1,86 D 
 L/D 
Tm = (Tm,ent
1/ 3
 µ

 µs



0 ,14
. Con propiedades a
 0,48 < Pr < 16.700 
+ Tm, sal ) / 2 , excepto µs a Ts y 0,0044 < µ < 9,75 .


µs


• Correlación de Dittus-Boelter para flujo turbulento interno completamente desarrollado,
válida tanto para flujo de calor como para temperatura superficial constante:
Nu D = 0,023Re D4 / 5 Pr n . Con n = 0,4 para calentamiento (Ts > Tm), n = 0,3 para enfriamiento
0,7 ≤ Pr ≤ 160
(Ts < Tm), las propiedades evaluadas a Tm y  ReD ≥ 10.000  .
 ( x / D) ≥ 10 
• Correlación de Sieder y Tate para flujo turbulento interno completamente desarrollado y con
grandes variaciones de las propiedades del fluido, válida tanto para flujo de calor como
16
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
temperatura superficial constante: Nu D = 0,027 Re
4/5
D
Pr
1/ 3
 µ

 µs



0 ,14
. Con propiedades a Tm,
0,7 ≤ Pr ≤ 16.700
excepto µs a Ts y  ReD ≥ 10.000  .
 ( x / D) ≥ 10 
• El número de Nusselt promedio en flujo turbulento para todo el tubo es igual al valor asociado
con la región completamente desarrollada, Nu D ≈ Nu D ,cd , para valores de (L / D) > 60 y las
propiedades del fluido a Tm = (Tm,ent + Tm, sal ) / 2 .
4 Ac
, donde Ac es el
Pmojado
• Para tubos no circulares se trabaja con el diámetro hidráulico: Dh =
área de la sección transversal y Pmojado el perímetro mojado. Las expresiones del número de
Reynolds para el diámetro hidráulico son: Re Dh =
ρu m Dh u m Dh 4m&
.
=
=
µ
ν
µP
• Número de Nusselt local para flujo laminar completamente desarrollado en tubos no
circulares: Tabla 7.2.
• Correlaciones de convección para flujo turbulento completamente desarrollado en tubos no
circulares: Las mismas que para tubos circulares trabajando con el diámetro hidráulico.
TEMA 8. CONVECCIÓN LIBRE O NATURAL
• Número de Grashof: Grx =
gβ (Ts − T∞ ) x 3
ν2
.
• Relación entre la convección forzada y la convención libre: si GrL / Re L2 << 1 , la convección
libre se desprecia frente a la forzada; si GrL / Re L2 >> 1 , la forzada se desprecia frente a la
libre.
• Soluciones de similitud para la convección libre laminar sobre una superficie vertical.
Número
de
Nusselt
hx  Grx 
Nu x =
=

k  4 
local:
17
1/ 4
· f ( Pr ) ,
siendo
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
f ( Pr ) =
0,75Pr 1 / 2
(0,609 + 1,221Pr
h L 4  GrL 
= 
Nu L =

k
3 4 
1/ 2
+ 1,238Pr
1/ 4
· f ( Pr ) =
.
)
1/ 4
Número
de
Nusselt
promedio:
4
Nu L .
3
• Número de Rayleigh: Ra x = Grx Pr =
gβ (Ts − T∞ ) x 3
να
.
• Transición entre la capa límite laminar y la turbulenta en placas verticales: Grx,c ≈ 109 ⇒
Rax,c / Pr ≈ 109.
• Correlación de Churchill y Chu para la convección libre sobre una superficie vertical a
temperatura
constante
aplicable
0,387 Ra 1L/ 6
h L 
Nu L =
= 0,825 +
k

1 + (0,492 / Pr ) 9 / 16
[
para
todo
RaL:
2

. Propiedades calculadas a Tf = (Ts + T∞)/2.
8 / 27 

]
• Correlación para la convección libre sobre una superficie vertical a temperatura constante
0,670 Ra1L/ 4
hL
= 0,68 +
aplicable al flujo laminar: Nu L =
k
1 + (0,492 / Pr ) 9 / 16
[
]
4/9
con RaL ≤ 109.
Propiedades calculadas a Tf = (Ts + T∞)/2.
• Si la condición de la superficie es un flujo de calor constante en vez de una temperatura
uniforme, la diferencia de temperaturas (Ts - T∞) aumentará con x. Las correlaciones
anteriores son aplicables en este caso si Nu L y RaL se definen en términos de la diferencia de
temperaturas en el punto medio de la placa, ∆TL / 2 = Ts ( L / 2) − T∞ . Como h = q ′s′ / ∆TL / 2 es
necesario realizar un proceso iterativo para determinar Ts (L/2). Es posible obtener una
expresión para la temperatura en cualquier punto en función de la temperatura en el punto
 x
medio: ∆Tx = Ts ( x) − T∞ ≈ 1,15 
 L
1/ 5
∆T L / 2 .
• Los resultados anteriores también se pueden aplicar a cilindros verticales de altura L si el
espesor de la capa límite, δ, es mucho menor que el diámetro del cilindro, condición que viene
dada por:
35
D
.
≥
L GrL1 / 4
18
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
• Para placas inclinadas (superficie superior de placa fría o superficie inferior de placa caliente)
se pueden emplear las correlaciones para placas verticales sustituyendo g por g·cos (θ) para 0º
≤ θ ≤ 60º (θ se mide desde la vertical).
• Para placas horizontales se utiliza una longitud característica definida como el cociente entre
el área y el perímetro de la placa: Lc = As / P.
• Correlaciones de convección libre para la superficie superior de una placa horizontal caliente
o para la superficie inferior de una placa horizontal fría a temperatura constante:
Nu Lc = 0,54 Ra 1Lc/ 4 si 104 ≤ RaLc ≤ 107 y Nu Lc = 0,15 Ra1Lc/ 3 si 107 ≤ RaLc ≤ 1011. Propiedades
calculadas a Tf.
• Correlaciones de convección libre para la superficie inferior de una placa horizontal caliente o
para la superficie superior de una placa horizontal fría a temperatura constante:
Nu Lc = 0,27 Ra1Lc/ 4 con 105 ≤ RaLc ≤ 1010. Propiedades calculadas a Tf.
• Correlación de Churchill y Chu para la convección libre sobre un cilindro largo horizontal:
0,387 Ra 1D/ 6
h D 
Nu D =
= 0,60 +
k

1 + (0,559 / Pr ) 9 / 16
[
2

con RaD ≤ 1012. Propiedades calculadas a Tf.
8 / 27 

]
• Convección libre y forzada combinadas. Se produce cuando
correlaciones
convenientes
corregidas
con
GrL
≈ 1 . Se utilizan las
Re L2
la
siguiente
expresión:
3
3
Nu combinada
= Nu 3forzada ± Nu libre
. El signo + se emplea cuando los dos flujos tienen el mismo
sentido o son perpendiculares y el signo - se emplea cuando los dos flujos tienen sentidos
opuestos.
TEMA 9. INTRODUCCIÓN A LA RADIACIÓN
• Ángulo sólido diferencial: dω = dAn / r2 = senθ·dθ·dφ. Unidad: estereorradián (sr). El ángulo
sólido
subtendido
∫ dω = ∫
h
2π
0
π /2
∫
0
por
el
hemisferio
sobre
un
diferencial
de
senθdθdφ = 2π sr .
• Intensidad espectral emitida: I λ ,e (T , λ , θ , φ ) =


dqe
W
.

2
dA1 cos θdωdλ  m ·sr· µm 
19
área
dA1
vale:
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
E λ (T , λ ) = q λ′′,e (T , λ ) =
• Potencia emisiva espectral:
=∫
2π
0
π /2
∫
0
2π π / 2
dq e
= ∫ ∫ I λ ,e (T , λ ,θ , φ ) cosθdω =
0
0
dA1 dλ
 W 
I λ ,e (T , λ ,θ , φ ) cosθsenθdθdφ  2

 m · µm 
.
∞
′′ ,emit = ∫ Eλ (T , λ )dλ [W/m2].
• Potencia emisiva total: E (T ) = q rad
0
• Emisor difuso: I λ ,e (T , λ ,θ , φ ) = I λ ,e (T , λ ) ⇒ E λ (T , λ ) = πI λ ,e (T , λ ) ⇒ E = πI e .
• Irradiación
Gλ (λ ) = q λ′′,i (λ ) =
espectral:
2π π / 2
dqi
= ∫ ∫ I λ ,i (λ ,θ , φ ) cosθsenθdθdφ
0
0
dA1 ·dλ
[W/m2·µm].
∞
′′ ,inc = ∫ Gλ (λ )dλ [W/m2].
• Irradiación total: G = q rad
0
• Radiación incidente difusa: I λ ,i (λ ,θ , φ ) = I λ ,i (λ ) ⇒ Gλ (λ ) = πI λ ,i (λ ) ⇒ G = πI i .
• Radiosidad espectral:
′′ ,emit + reflj (λ ) =
J λ (λ , T ) = q rad
2π π / 2
dqe+ r
= ∫ ∫ I λ ,e+ r (λ , T ,θ , φ ) cos θsenθdθdφ [W/m2·µm].
0
0
dA1 ·dλ
∞
′ ,emit + ref = ∫ J λ (λ , T )dλ [W/m2].
• Radiosidad total: J (T ) = q ′rad
0
• Emisor y reflector difuso: I λ ,e + r (λ , T , θ , φ ) = I λ ,e + r (λ , T ) ⇒ J λ (λ , T ) = πI λ ,e + r (λ , T ) ⇒
J (T ) = πI e + r (T ) .
2hc o2
• Distribución de Planck: I λ ,b (λ , T ) = 5
, donde h = 6,6256·10-34 J·s es la
λ [exp(hco / λkT ) − 1]
constante de Planck, co = 2,998·108 m/s es la velocidad de la luz en el vacío y k = 1,3805·10-23
J/K es la constante de Boltzmann. Como el cuerpo negro es un emisor difuso:
E λ ,b (λ , T ) = πI λ ,b (λ , T ) =
C1
, donde C1 y C2 son la primera y segunda
λ [exp(C 2 / λT ) − 1]
5
constantes de radiación.
• Ley de desplazamiento de Wien:
dE λ ,b (λ , T )
dλ
• Ley de Stefan-Boltzmann: Eb = ∫
∞
0
= 0 ⇒ λ máx T = C 3 = 2.898µm·K .
C1
dλ = σT 4 , donde σ = 5,67·10-8
λ [exp(C 2 / λT ) − 1]
5
W/m2·K4 es la constante de Stefan-Boltzmann.
20
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
•
∫
Emisión de banda: F (0 → λ ) =
∫
λ
0
∞
0
E λ ,b dλ
E λ ,b dλ
∫
=
λ
E λ ,b dλ
0
σT 4
λ
E λ ,b
0
σT 5
=∫
d (λT ) = f (λT ) .
• Emisividad superficial, ε: Emisividad (hemisférica) espectral: ε λ (λ , T ) =
∫
E (T )
Emisividad total (hemisférica): ε (T ) =
=
E b (T )
∞
0
ε λ ( λ , T ) E λ , b ( λ , T ) dλ
E λ (λ , T )
.
E λ ,b ( λ , T )
. En un emisor difuso
E b (T )
la emisividad direccional es independiente de la dirección.
• Absortividad superficial, α: Absortividad (hemisférica) espectral: α λ (λ ) =
∫
G
Absortividad (hemisférica) total: α = abs =
G
∞
0
α λ (λ )Gλ (λ )dλ
∫
∞
0
• Para radiación solar (Tb = 5.800 K): α Sol =
∫
∞
0
Gλ (λ )dλ
∫
0
E λ ,b (λ , 5.800 K )dλ
Reflectividad (hemisférica) total: ρ =
G
=
∫
∞
0
ρ λ (λ )Gλ (λ )dλ
∫
∞
0
Gλ (λ )dλ
.
.
• Reflectividad superficial, ρ: Reflectividad (hemisférica) espectral: ρ λ (λ ) =
Gref
G λ (λ )
. α = α (λ ,θ , φ , sup .) ≠ α (T ) .
α λ (λ ) Eλ ,b (λ , 5.800 K )dλ
∞
Gλ ,abs (λ )
Gλ ,ref (λ )
G λ (λ )
.
.
• ρλ + α λ + τ λ = 1 ⇒ ρ + α + τ = 1 .
• Ley
E1 (Ts )
α1
de
=
Kirchhoff
E 2 (Ts )
α2
(para
superficies
en
el
interior
de
un
recinto):
= ... = Eb (Ts ) . Como α ≤ 1 ⇒ E(Ts) ≤ Eb(Ts). También se cumple:
ε1 ε 2
=
= ... = 1 ⇒ ε = α.
α1 α 2
• Superficie difusa (emisora y receptora difusa): ελ,θ y αλ,θ son independientes de la dirección
(θ, φ) ⇒ ελ = αλ.
• Superficie gris: ελ y αλ son independientes de λ.
21
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
• Superficie gris difusa: ελ,θ y αλ,θ son independientes de λ (gris) y de la dirección (difusa) ⇒ ε
= α.
TEMA 10. INTERCAMBIO RADIATIVO ENTRE SUPERFICIES
• Factor de forma de radiación (también llamado de configuración, de apariencia, de visión o de
vista): Fij =
qi → j
Ai J i
=
1
Ai
∫ ∫
Ai
cosθ i cosθ j
πR 2
Aj
dAi dA j . F ji =
q j →i
Aj J j
=
1
Aj
∫ ∫
Ai
cos θ i cos θ j
πR 2
Aj
dAi dA j .
Estas dos ecuaciones son válidas para superficies emisoras y reflectoras difusas y con
radiosidad uniforme.
• Relación de reciprocidad: Ai Fij = A j F ji .
• Regla de la suma en un recinto de N superficies:
N
∑F
j =1
ij
= 1.
• Superficie plana o convexa: Fii = 0.
n
• Para una superficie que se puede descomponer en la suma de varias, A j = ∑ Ak , se tiene que:
k =1
n
n
Fi ( j ) = ∑ Fik y F( j )i =
∑A F
k =1
n
ki
∑A
k =1
k =1
• Intercambio
k
neto
.
k
de
radiación
entre
dos
superficies
negras:
qij = qi→ j − q j →i = Ai Fij Ebi − A j F ji Ebj = Ai Fij σ (Ti 4 − T j4 ) .
• Transferencia neta de radiación desde la superficie i en un recinto con N superficies negras:
N
qi = ∑ Ai Fij σ (Ti 4 − T j4 ) .
j =1
• Transferencia neta de radiación desde una superficie gris difusa en un recinto:
qi = ( J i − Gi ) Ai = ( Ei − α i Gi ) Ai =
Ebi − J i
, siendo (1 - εi) /εiAi, la resistencia radiativa
(1 − ε i ) / ε i Ai
superficial.
• Transferencia neta de radiación desde una superficie gris difusa en un recinto:
N
N
qi = ∑ qij = ∑
j =1
j =1
Ji − J j
( Ai Fij )
−1
, siendo (AiFij)-1 la resistencia radiativa geométrica.
22
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
• Intercambio
neto
q1 = −q 2 = q12 =
de
radiación
en
un
recinto
de
dos
superficies:
Eb1 − Eb 2
.
1 − ε1
1− ε2
1
+
+
ε 1 A1 A1 F12 ε 2 A2
• Intercambio neto de radiación entre dos superficies separadas por una cubierta de radiación:
A1σ (T14 − T24 )
q12 =
.
1 1 − ε 3,1 1 − ε 3, 2 1 Para el caso de N cubiertas de radiación con ε iguales
+
+
+
ε1
ε 3,1
ε 3, 2
ε2
(incluyendo las superficies extremas): (q12 ) N =
1
(q12 ) 0 .
N +1
• Superficie rerradiante: superficie idealizada en la que la transferencia de calor neta por
radiación es cero: qi = 0 ⇒ Ji = Gi = Ebi.
23
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
TEMA 2. CONDUCCIÓN UNIDIMENSIONAL EN RÉGIMEN ESTACIONARIO.
Tabla 2.1. Eficiencia de formas comunes de aletas.
Descripción
Esquema
Dimensiones
Eficiencia
A f = 2 wLc
Aleta recta
de perfil
rectangular
t
Lc = L + (t / 2)
ηf =
m = (2h / kt )1 / 2
siendo w >> t
w
tanh mLc
mLc
L
Aleta recta
de perfil
triangular
[
A f = 2w L2 + (t / 2) 2
m = (2h / kt )
siendo w >> t
1/ 2
w
t
L
24
]
1/ 2
ηf =
1 I 1 (2mL)
mL I 0 (2mL)
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla 2.1. Eficiencia de formas comunes de aletas (continuación).
Descripción
Aleta recta
de perfil
parabólico
Esquema
Dimensiones
[
Eficiencia
A f = w C1 L2 + ( L2 / t ) ln(t / L + C1 )
w
t
[
]
]
ηf =
1/ 2
C1 = 1 + (t / L) 2
m = (2h / kt )1 / 2
[4(mL)
2
2
]
+1
1/ 2
+1
L
Aleta
anular de
perfil
rectangular
A f = 2π (r22c − r12 )
t
r2 c = r2 + (t / 2)
m = (2h / kt )1 / 2
L
r1
r2
25
η f = C2
K1 (mr1 ) I 1 (mr2 c ) − I 1 (mr1 ) K1 (mr2c )
I 0 (mr1 ) K1 (mr2c ) + K 0 (mr1 ) I 1 (mr2 c )
( 2 r / m)
C2 = 2 1 2
(r2c − r1 )
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla 2.1. Eficiencia de formas comunes de aletas (continuación).
Descripción
Esquema
Dimensiones
Eficiencia
A f = πDLc
Aleta de
aguja
cilíndrica
ηf =
Lc = L + (D / 4)
D
m = (4h / kD)1 / 2
tanh mLc
mLc
L
Aleta de
aguja
cónica
Af =
πD
[L
2
+ ( D / 2) 2
2
m = (4h / kD)1 / 2
D
]
1/ 2
ηf =
2 I 2 (2mL)
mL I 1 (2mL)
L
Aleta de
aguja
parabólica
y = (D/2)·(1 - x/L)2
D
Af =
πL3 
L

ln[(2 DC 4 / L) + C3 ]
C3 C 4 −
8D 
2D

2
C 3 = 1 + 2( D / L )
[
L
]
2 1/ 2
C 4 = 1 + ( D / L)
m = (4h / kD)1 / 2
26
ηf =
[4 / 9(mL)
2
2
]
+1
1/ 2
+1
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
TEMA 3. CONDUCCIÓN BIDIMENSIONAL EN RÉGIMEN ESTACIONARIO.
Tabla 3.1. Factores de forma de conducción para sistemas bidimensionales seleccionados [q
= Sk(T1 - T2)].
Descripción
del sistema
Esquema
Restricciones
Factor de forma
T2
1.1. Esfera
enterrada
en un
medio
semiinfinito
1.2. Esfera
enterrada
en un
medio
semiinfinito
con
superficie
aislada
(Bejan pág.
115)
z > D/2
S=
2πD
1 − (D / 4 z)
z > D/2
S=
2πD
1 + (D / 4z)
D
aislado
T2
z
T1
T2
D
1.3. Esfera
enterrada
en un
medio
infinito
(Holman
pág. 55)
1.4.
Conducción
entre dos
esferas en
un medio
infinito
(Bejan y
Holman)
z
T1
T2
T2
T2
T1
T2
S = 2πD
Ninguna
D
T2
T2
T1
D
w/ D > 3
d
w
27
S=
2πd
( D / 2w) 4  d
d 
−
1

−
D  1 − (d / 2w) 2  w
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla 3.1. Factores de forma de conducción para sistemas bidimensionales seleccionados [q
= Sk(T1 - T2)] (continuación).
Descripción
del sistema
1.5.
Cavidad
hemisférica
en medio
semiinfinito
con
superficie
aislada
(Bejan)
Esquema
Factor de forma
Ninguna
S = πD
aislado
T1
T2
T2
T2
T2
2.1.
Cilindro de
longitud L
enterrado
en un medio
semiinfinito
S=
L >> D
z
2πL
arc cosh(2 z / D)
T1
L >> D
z > 3D / 2
L
D
2.2.
Cilindro de
longitud
infinita
enterrado
en un medio
semiinfinito
(Rohsenow
pág. 3-120)
2.3.
Cilindro
vertical de
longitud L
enterrado
en un medio
semiinfinito
2.4.
Conducción
entre dos
cilindros
paralelos de
longitud L
en un medio
infinito
D
aislado
Restricciones
S=
S′ =
z≈D
T2
z
T1
S′ =
∞
∞
2πL
ln(4 z / D)
2π
arc cosh(2 z / D)
2π
z > 2D
ln (2 z / D ) +

z >> D
S′ =
2π
ln(4 z / D )
L >> D
S=
2πL
ln(4 L / D)
D
(2 z D )2 − 1 

T2
L
T1
D
T2
T1
D
d
L >> D1 , D2
L >> w
w
28
S=
2πL
 4w 2 − D 2 − d 2
arc cosh
2 Dd




Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla 3.1. Factores de forma de conducción para sistemas bidimensionales seleccionados [q
= Sk(T1 - T2)] (continuación).
Descripción
del sistema
2.5. Cilindro
de longitud L
en medio de
planos
paralelos de
igual longitud
y ancho
infinito
2.6. Cilindro
de longitud L
centrado en
un sólido de
sección
cuadrada de
igual longitud
Esquema
Restricciones
Factor de forma
T2
∞
∞
z
T1
z >> D / 2
L >> z
L
D
∞
z
S=
2πL
ln(8 z / πD)
∞
T2
T2
T1
w>D
L >> w
w
S=
2πL
ln(1,08w / D)
D
T2
2.7. Cilindro
excéntrico de
longitud L en
el interior de
un cilindro de
igual longitud
T1
d
z
D
2.8. Fila
infinita de
cilindros de
longitud
infinita en un
medio
semiinfinito
(Rohsenow)
29
D>d
L >> D
S=
z>D
S′ =
2πL
 D 2 + d 2 − 4z 2
arc cosh
2 Dd




2π
ln[(2 L / πD)·senh (2πz / L)]
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla 3.1. Factores de forma de conducción para sistemas bidimensionales seleccionados [q
= Sk(T1 - T2)] (continuación).
Descripción
del sistema
Esquema
Restricciones
2.9. Fila
infinita de
cilindros de
longitud
infinita en el
plano medio
de una placa
infinita
(Rohsenow)
3.1. Cubo
enterrado en
un medio
infinito
(Holman)
z>D
L
Ninguna
4.1.
Paralelepípedo
inmerso en un
medio
semiinfinito
(Holman)
Ninguna
4.2. Agujero
de sección
rectangular
muy largo en
un medio
semiinfinito
(Rohsenow)
a>b
30
Factor de forma
S′ =
2π
ln[(2 L / πD)·senh (πz / L)]
S = 8,24 L
  b 
1,685L log1 + 
  a 
S=
0 , 078
b
 
c
a
+ 5,7
2
b
S′ =
 3,5 z 
ln 0, 25 0,75 
a b 
−0 , 59
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla 3.1. Factores de forma de conducción para sistemas bidimensionales seleccionados [q
= Sk(T1 - T2)] (continuación).
Descripción del sistema
Esquema
Restricciones
Factor de forma
W
5.1. Pared plana con
superficies isotermas
(Bejan)
H
A
T1
H > L/5
W > L/5
T2
S=
WH
L
L
T2
5.2. Esquina de dos paredes
contiguas
L
T1
W > L/5
S = 0,54W
Ninguna
S = 0,15 L
Ninguna
S = 2D
T2
W
T2
L
5.3. Esquina de tres
paredes contiguas con
diferencia de temperaturas
entre las superficies
interior y exterior (Bejan)
T1
T2
W
T2
T2
T2
T1
D
6.1. Disco delgado sobre
medio semiinfinito
T2
T1
6.2. Disco delgado
horizontal enterrado en un
medio semiinfinito (Kreith
pág. 112)
z
T2
D
31
Ninguna
S=
4,45 D
1 − ( D / 5,67 z )
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla 3.1. Factores de forma de conducción para sistemas bidimensionales seleccionados [q
= Sk(T1 - T2)] (continuación).
Descripción
del sistema
6.3. Disco
delgado
horizontal
enterrado
en un medio
semiinfinito
(Bejan)
6.4. Disco
delgado
horizontal
enterrado
en un medio
semiinfinito
con
superficie
aislada
(Bejan)
Esquema
Factor de forma
T1
z
T2
z>D
S=
2πD
(π / 2) − arc tan( D / 4 z )
z>D
S=
2πD
(π / 2) + arc tan( D / 4 z )
L/ D > 2
S=
2πD
(π / 2) − arc tan( D / 2 L)
D
aislado
T1
T1
z
T2
D
6.5. Dos
discos
paralelos
coaxiales en
un medio
infinito
(Bejan)
7.1. Placa
horizontal
delgada de
anchura W
(dimensión
⊥ al dibujo)
enterrada
en un medio
semiinfinito
(Bejan y
Holman)
Restricciones
T1
T2
D
L
T1
z
T2
L
32
z >> L
L >W
S=
z=0
L >W
S=
L >> W
z > 2W
S=
2πL
ln(4 L / W )
πL
ln(4 L / W )
2πL
ln(2πz / W )
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla 3.1. Factores de forma de conducción para sistemas bidimensionales seleccionados [q
= Sk(T1 - T2)] (continuación).
Descripción del
sistema
Esquema
Restricciones Factor de forma
7.2. Placa vertical
delgada y larga según
la dimensión ⊥ al
dibujo enterrada en
un medio semiinfinito
(Rohsenow)
7.3. Placa horizontal
delgada y larga según
la dimensión ⊥ al
dibujo enterrada en
un medio semiinfinito
(Rohsenow)
1 z
< < 12
2 L
L
S ′ = 2,38· 
z
0 , 24
1 z
< < 12
2 L
L
S ′ = 2,94· 
z
0 , 32
T1
z
T2
L
33
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
TEMA 4. CONDUCCIÓN EN RÉGIMEN TRANSITORIO.
Tabla 4.1. Coeficientes de la aproximación con un término de las soluciones de conducción
transitoria unidimensional.
Pared plana
Cilindro infinito
Esfera
Bi
C1
C1
C1
ζ1 (rad)
ζ1 (rad)
ζ1 (rad)
0,01
0,0998
1,0017
0,1412
1,0025
0,1730
1,0030
0,02
0,1410
1,0033
0,1995
1,0050
0,2445
1,0060
0,03
0,1732
1,0049
0,2439
1,0075
0,2989
1,0090
0,04
0,1987
1,0066
0,2814
1,0099
0,3450
1,0120
0,05
0,2217
1,0082
0,3142
1,0124
0,3852
1,0149
0,06
0,2425
1,0098
0,3438
1,0148
0,4217
1,0179
0,07
0,2615
1,0114
0,3708
1,0173
0,4550
1,0209
0,08
0,2791
1,0130
0,3960
1,0197
0,4860
1,0239
0,09
0,2956
1,0145
0,4195
1,0222
0,5150
1,0268
0,10
0,3111
1,0160
0,4417
1,0246
0,5423
1,0298
0,15
0,3779
1,0237
0,5376
1,0365
0,6608
1,0445
0,20
0,4328
1,0311
0,6170
1,0483
0,7593
1,0592
0,25
0,4801
1,0382
0,6856
1,0598
0,8448
1,0737
0,30
0,5218
1,0450
0,7465
1,0712
0,9208
1,0880
0,40
0,5932
1,0580
0,8516
1,0932
1,0528
1,1064
0,50
0,6533
1,0701
0,9408
1,1143
1,1656
1,1441
0,60
0,7051
1,0814
1,0185
1,1346
1,2644
1,1713
0,70
0,7506
1,0919
1,0873
1,1539
1,3225
1,1978
0,80
0,7910
1,1016
1,1490
1,1725
1,4320
1,2236
0,90
0,8274
1,1107
1,2048
1,1902
1,5044
1,2488
1,0
0,8603
1,1191
1,2558
1,2071
1,5708
1,2732
2,0
1,0769
1,1795
1,5995
1,3384
2,0288
1,4793
3,0
1,1925
1,2102
1,7887
1,4191
2,2889
1,6227
4,0
1,2646
1,2287
1,9081
1,4698
2,4556
1,7201
5,0
1,3138
1,2402
1,9898
1,5029
2,5704
1,7870
6,0
1,3496
1,2479
2,0490
1,5253
2,6537
1,8338
7,0
1,3766
1,2532
2,0937
1,5411
2,7165
1,8674
8,0
1,3978
1,2570
2,1286
1,5526
2,7654
1,8921
9,0
1,4149
1,2598
2,1566
1,5611
2,8044
1,9106
10,0
1,4289
1,2620
2,1795
1,5677
2,8363
1,9249
20,0
1,4961
1,2699
2,2881
1,5919
2,9857
1,9781
30,0
1,5202
1,2717
2,3261
1,5973
3,0372
1,9898
40,0
1,5325
1,2723
2,3455
1,5993
3,0632
1,9942
50,0
1,5400
1,2727
2,3572
1,6002
3,0788
1,9962
100,0
1,5552
1,2731
2,3809
1,6015
3,1102
1,9990
1,5707
1,2733
2,4050
1,6018
3,1415
2,0000
∞
Bi = hL/k para la pared plana y Bi = hro/k para el cilindro infinito y la esfera.
34
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla 4.2. Soluciones de conducción transitoria de sistemas multidimensionales expresadas
como producto de soluciones de sistemas unidimensionales.
Sistema
Esquema
Solución
S (x, t)
Sólido
semiinfinito
S ( x, t ) =
x
T ( x, t ) − T∞
Tini − T∞
sólido
semiinfinito
∞
P (x, t)
Pared plana
P ( x, t ) =
x
T ( x, t ) − T∞
Tini − T∞
pared
plana
2L1
∞
∞
C (r, t)
Cilindro
infinito
r
C (r , t ) =
T (r , t ) − T∞
Tini − T∞
ro
∞
∞
S (x1, t)·P (x2, t)
Placa
semiinfinita
S ( x1 , t )·P( x 2 , t )
x2
x1
2L2
35
cilindro
infinito
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla 4.2. Soluciones de conducción transitoria de sistemas multidimensionales expresadas
como producto de soluciones de sistemas unidimensionales (continuación).
Sistema
Esquema
Solución
∞
Barra
rectangular
infinita
P (x1, t)·P (x2, t)
x2
x1
P( x1 , t )·P( x 2 , t )
∞
2L1
2L2
∞
C (r, t)·S (x, t)
Cilindro
semiinfinito
C ( r , t )·S ( x, t )
r
x
ro
∞
Barra
rectangular
semiinfinita
P (x1, t)·P (x2, t)·S (x3, t)
S ( x3 , t )·P( x1 , t )·P( x 2 , t )
x3
x2
x1
2L1
2L2
Paralelepípedo
rectangular
P (x1, t)·P (x2, t)·P (x3, t) x
3
x1
2L3
x2
P( x1 , t )·P( x 2 , t )·P( x3 , t )
2L1
2L2
C (r, t)·P (x, t)
Cilindro corto
x
2L1
C ( r , t )·P ( x, t )
r
ro
36
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
TEMA 6. CONVECCIÓN FORZADA EN FLUJO EXTERNO
Tabla 6.1. Tabla resumen de correlaciones para flujo externo sobre placa plana.
Correlaciones
Transferencia de calor
1*
h x
Nu x = x = 0,332 Re 1x / 2 Pr 1 / 3
k
dq = hx (Ts − T∞ )dAs
2**
Nu x =
hx x
= 0,664 Re1x / 2 Pr 1 / 3
k
3*
Nu x =
hx x
= 0,0296 Re x4 / 5 Pr 1 / 3
k
4**
Nu L =
5**
hL L
= (0,037 Re L4 / 5 − 871) Pr 1 / 3
k
Nu L =
hL L
= 0,037 Re L4 / 5 Pr 1 / 3
k
q ′x′ = hx (Ts − T∞ )
q ′′ = h (Ts − T∞ )
q = h As (Ts − T∞ )
q ′x′ = hx (Ts − T∞ )
dq = hx (Ts − T∞ )dAs
q ′′ = h (Ts − T∞ )
q = h As (Ts − T∞ )
q ′′ = h (Ts − T∞ )
q = h As (Ts − T∞ )
q ′s′ = cte. /
6*
Nu x = 0,453 Re Pr
7*
Nu x = 0,0308 Re
1/ 2
x
1/ 3
T s ( x ) = T∞ +
q ′s′
h x ( x)
q ′s′ = cte. /
4/5
x
Pr
1/ 3
T s ( x ) = T∞ +
q ′s′
h x ( x)
Condiciones
Placa a temperatura Ts constante. Régimen laminar. Valor local en x. Pr > 0,6.
Placa a Ts constante. Régimen laminar. Valor promedio entre 0 y x (ó entre 0 y x = L).
Pr > 0,6.
Placa a Ts constante. Régimen turbulento. Valor local en x. 0,6 < Pr < 60.
Placa a Ts constante. Régimen mixto (parte laminar y parte turbulento). Valor
promedio entre 0 y x = L. Pr > 0,6. 5·105 < ReL < 108.
Placa a Ts constante. Régimen predominantemente turbulento (parte laminar
despreciable ⇒ L >> xc y ReL >> Rex,c). Valor promedio entre 0 y x = L. Pr > 0,6.
5·105 < ReL < 108.
Placa que desprende un flujo de calor uniforme. Régimen laminar. Valor local en x. Pr
> 0,6.
Placa que desprende un flujo de calor uniforme. Rég. turbulento. Valor local en x. 0,6
< Pr < 60.
ρu ∞ x u ∞ x
ρu L u L
ν µ ρ c p µc p
=
**: Re L = ∞ = ∞
Condición de rég. turbulento para placa plana: Rex,c > 5·105
Número de Prandtl: Pr = =
=
µ
ν
µ
ν
α ρ k
k
En todas las correlaciones las propiedades del fluido se calculan a la temperatura de película: T f = (Ts + T∞ ) / 2 ; Ts: Temperatura de la superficie [K]; T∞: Temp. del
*: Re x =
flujo libre [K]; As: Área de transferencia de calor [m2]; ν: viscosidad cinemática [m2/s]; µ: viscosidad dinámica [N/m2·s]; α: difusividad térmica [m2/s]; k:
conductividad térmica del fluido [W/m·K].
37
Tabla 6.2. Tabla resumen de correlaciones para flujo cruzado sobre cilindros.
Correlaciones para flujo cruzado sobre un cilindro
Nu D =
1
3
q ′′ = h (Ts − T∞ )
hD
= CRe Dm Pr 1 / 3
k
 Pr
hD
= CRe Dm Pr n 
Nu D =
k
 Prs
2
Transferencia de calor
q = h As (Ts − T∞ )




q ′′ = h (Ts − T∞ )
1/ 4
q = h As (Ts − T∞ )
[
q ′′ = h (Ts − T∞ )
4/5
  Re D  5 / 8 
Nu D
1 + 
 
  282000  
Correlaciones para flujo cruzado sobre un banco de N
cilindros
0,62 Re 1D/ 2 Pr 1 / 3
hD
=
= 0,3 +
1/ 4
k
1 + (0,4 / Pr ) 2 / 3
Condiciones
Correlación de Hilpert. Los valores de las constantes C y m se dan en la
Tabla 6.3 en función de ReD. La Tabla 6.4 da los valores de las constantes
para cilindros no circulares. Las propiedades se evalúan a Tf. Válida para
fluidos con Pr ≥ 0,7.
n = 0,37 si Pr ≤ 10
Correlación
de
Zhukauskas.
Con
y
n = 0,36 si Pr > 10


 0,7 < Pr < 500
 1 < Re < 10 6  . Los valores de las constantes C y m se dan en la Tabla
D


6.5 en función de ReD. Las propiedades se evalúan a T∞, excepto Prs a Ts
q = h As (Ts − T∞ )
Correlación de Churchill y Bernstein. Con propiedades a Tf y ReD·Pr >
0,2.
Transferencia de calor
Condiciones
]
Correlación
4
 Pr
hD
Nu D =
= CRe Dm, máx Pr 0 , 36 
k
 Prs




de
Zhukauskas.
Con
q ′′ = h ∆Tml
1/ 4
q′ = h πD∆Tml
q = q ′NL = h NπDL∆Tml
N L ≥ 20


1.000 < Re
6
< 2·10  .
D , máx



0,7 < Pr < 500
Las
constantes C y m se dan en la Tabla 6.6. Las propiedades se evalúan a
T = (Tent + Tsal ) / 2 , excepto Prs a Ts. Para NL < 20 se aplica un factor de
corrección tal que Nu D
N L < 20
= C 2 Nu D
N L ≥ 20
, donde C2 está dado en la
Tabla 6.7
Re D =
ρu ∞ D u ∞ D
=
µ
ν
Re D , max =
ρVmax D Vmax D
=
µ
ν
Diferencia de temperaturas media logarítmica: ∆Tml =
Config. alineada: Vmáx =
2( S D − D ) > ( S T − D)
(Ts − Tent ) − (Ts − Tsal )
 T − Tent 

ln  s
 Ts − Tsal 
ST
ST
V ; Config. escalonada: Vmáx =
V
ST − D
ST − D
ó Vmáx =
ST
V
2( S D − D )




ST: espaciado transversal; SL: espaciado longitudinal; NT: número de tubos en direc. transversal;
NL: número de tubos en direc. longitudinal; N = NT x NL: núm. total de tubos.
Cálculo de la temperatura de salida del flujo:
si
si 2( S D − D) < ( S T − D) ;
38

Ts − Tsal
πDNh
= exp −

Ts − Tent
 ρVN T S T c p
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla 6.3. Coeficientes de la correlación de Hilpert para flujo cruzado sobre un cilindro
(Pr ≥ 0,7).
ReD
0,4 - 4
4 - 40
40 - 4.000
4.000 - 40.000
40.000 - 400.000
C
0,989
0,911
0,683
0,193
0,027
m
0,330
0,385
0,466
0,618
0,805
Tabla 6.4. Coeficientes de la correlación de Hilpert para flujo de aire cruzado sobre un
paralelepípedo.
Geometría
Cuadrado en
diagonal
Cuadrado recto
Hexágono recto
Hexágono en
diagonal
Dibujo
V
V
V
V
ReD
C
m
D
5·103 - 105
0,246
0,588
D
5·103 - 105
0,102
0,675
5·103 - 1,95·104
0,160
0,638
1,95·104 - 105
0,0385
0,782
5·103 - 105
0,153
0,638
4·103 - 1,5·104
0,228
0,731
D
D
D
Placa vertical
Tabla 6.5. Coeficientes de la correlación de Zhukauskas para flujo de aire cruzado sobre
un cilindro.
ReD
1 - 40
40 - 1.000
103 - 2·105
2·105 - 106
C
0,75
0,51
0,26
0,076
39
m
0,4
0,5
0,6
0,7
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Figura 6.1. Nu local para flujo de aire cruzado sobre un cilindro. (Incropera)
Tabla 6.6. Coeficientes de la correlación de Zhukauskas para el flujo cruzado sobre un
banco de tubos.
C
m
Configuración
ReD,máx
2
10
10
0,80
0,40
Alineado
10 - 102
0,90
0,40
Escalonado
2
3
10 - 10
Se aproxima como un cilindro único
Alineado
102 - 103
Se aproxima como un cilindro único
Escalonado
3
5
0,27
0,63
Alineado (ST / SL > 0,7) 10 - 2·10
0,35(ST / SL)1/5
0,60
Escalonado (ST / SL < 2) 103 - 2·105
3
5
0,40
0,60
Escalonado (ST / SL > 2) 10 - 2·10
5
6
2·10 - 2·10
0,021
0,84
Alineado
2·105 - 2·106
0,022
0,84
Escalonado
Para ST / SL < 0,7, la transferencia de calor es ineficiente y los tubos alineados no se deben usar.
40
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla 6.7. Coeficiente de corrección C2 de la correlación de Zhukauskas para el flujo
cruzado sobre un banco de tubos para NL < 20 y ReD > 103.
NL
Alineado
Escalonado
1
0,70
0,64
2
0,80
0,76
3
0,86
0,84
4
0,90
0,89
5
0,92
0,92
7
0,95
0,95
10
0,97
0,97
13
0,98
0,98
16
0,99
0,99
Figura 6.2. Disposición de los tubos en configuración alineada (a) y escalonada (b) en un
banco de tubos. (Incropera)
NL
NT
Figura 6.3. Esquema de un banco de tubos en flujo cruzado. (Incropera)
41
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
TEMA 7. CONVECCIÓN FORZADA EN FLUJO INTERNO
Figura 7.1. Número de Nusselt local en la región de entrada para flujo laminar en el
interior de un tubo circular con temperatura superficial uniforme. (Bejan)
Figura 7.2. Número de Nusselt local en la región de entrada para flujo laminar en el
interior de un tubo circular con flujo de calor superficial uniforme. (Bejan)
42
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Diagrama 7.1. Metodología para seleccionar las correlaciones de convención forzada en flujo interno.
- Región de entrada ⇒ (x < xcd,t ó Gz-1 < 0,05) ⇒ Figuras 7.1. y 7.2. Siendo: xcd,t = 0.05·D·ReD·Pr.
- Correlación local:
- Región c. d. ⇒ NuD = cte
(x > xcd,t ó Gz-1 > 0,05):
ReD < 2.300 ⇒ Régimen Laminar:
- q ′s′ = cte ⇒ NuD = 4,36.
- Ts = cte ⇒ NuD = 3,66.
- Tubo no circular ⇒ Tabla 7.1.
- Problema de longitud de entrada térmica (si xcd,t >> xcd,h; Pr >> 1):
Correlación de Hausen.
- Reg. de entrada + c. d.:
- Problema de longitud de entrada combinada (si O(xcd,t)≈O(xcd,h); O(Pr)≈1):
Correlación de Sieder y Tate.
- Correlación promedio:
- q ′s′ = cte ⇒ Nu D = 4,36 .
- Región c. d. ⇒ Nu D = cte :
- Ts = cte ⇒ Nu D = 3,66 .
- Tubo no circular ⇒ Tabla 7.1.
- Correlación de Dittus-Boelter.
- Correlación local
(en región c. d.: x/D > 10):
ReD > 2.300 ⇒ Régimen Turbulento:
- Correlación de Sieder y Tate:
(se usa con aceite siempre; con agua y con aire si hay grandes ∆T).
- Correl. de Dittus-Boelter.
con prop. a Tm =
- Correlación promedio
(condiciones c. d.: L/D > 60):
- Correl. de Sieder y Tate.
* En el temario de este curso no se estudia la región de entrada en régimen turbulento.
43
Tm ,ent + Tm , sal
2
.
Tabla 7.1. Tabla resumen de las correlaciones de convención forzada en flujo interno.
1
Correlaciones para tubos circulares
hD
Nu =
= 4,36
k
Nu =
2
3
4
5
6
7
8
Re D =
Nu D =
hD
= 3,66
k
dq = h(Ts − Tm )πDdx
0,0668( D / L) Re D Pr
hD
= 3,66 +
2/3
k
1 + 0,04[( D / L) Re D Pr ]
Nu D =
hD
 Re Pr 
= 1,86 D 
k
 L/D 
Nu D =
1/ 3
 µ

µ
 s
Nu D =
q = h PL∆Tml
q ′x′ = h(Ts − Tm )
dq = h(Ts − Tm )πDdx



0 ,14



0 ,14
Condiciones
Tubo sometido a un flujo de calor superficial uniforme, q ′x′ = cte . Régimen laminar, correlación
local, región completamente desarrollada. Propiedades calculadas a Tm.
Tubo sometido a una temperatura superficial uniforme, Ts = cte . Régimen laminar, correlación
local, región completamente desarrollada. Propiedades calculadas a Tm.
Correlación de Hausen. Tubo sometido a Ts = cte . Régimen laminar, correlación promedio,
región de entrada + c. d., problema de longitud de entrada térmica (perfil de velocidades
desarrollado, xcd,t >> xcd,h, Pr >> 1). Propiedades calculadas a Tm = (Tm ,ent + Tm ,sal ) / 2 .
Correlación de Sieder y Tate. Tubo sometido a Ts = cte . Régimen laminar, correlación
promedio, región de entrada + c. d., problema de longitud de entrada combinada (O(xcd,t) ≈
O(xcd,h)). Propiedades calculadas a Tm = (Tm ,ent + Tm ,sal ) / 2 , excepto µs a Ts. Rango de validez:
0,48 < Pr < 16.700 y 0,0044 < (µ / µs) < 9,75.
Correlación de Dittus-Boelter. Tubo sometido a q ′x′ = cte. o Ts = cte. Régimen turbulento,
correlación local, región completamente desarrollada. Con n = 0,4 para calentamiento (Ts > Tm)
0,7 ≤ Pr ≤ 160


y n = 0,3 para enfriamiento (Ts < Tm). Propiedades a Tm. Rango de validez:  ReD ≥ 10.000  .
 ( x / D) ≥ 10 
q = h PL∆Tml
q′ = q / L
q ′′ = q / PL
Correlación de Sieder y Tate. Tubo sometido a q ′x′ = cte. o Ts = cte. Régimen turbulento,
correlación local, región completamente desarrollada. Grandes variaciones de las propiedades
0,7 ≤ Pr ≤ 16.700


del fluido. Popiedades calculadas a Tm, excepto µs a Ts. Rango de validez:  ReD ≥ 10.000  .
 ( x / D) ≥ 10 
Mismas condiciones que correlación 5, pero correlación promedio para flujo completamente
desarrollado, (L / D) > 60. Propiedades calculadas a Tm = (Tm ,ent + Tm ,sal ) / 2 .
q = h PL∆Tml
q′ = q / L
q ′′ = q / PL
Mismas condiciones que correlación 6, pero correlación promedio para flujo completamente
desarrollado, (L / D) > 60. Propiedades calculadas a Tm = (Tm ,ent + Tm ,sal ) / 2 , excepto µs a Ts.
q ′x′ = h(Ts − Tm )
dq = h(Ts − Tm )πDdx
hD
= 0,023ReD4 / 5 Pr n
k
 µ
hD
= 0,027 Re D4 / 5 Pr 1 / 3 
k
 µs
ρu m D u m D
=
µ
ν




q = h PL∆Tml
0 ,14
hD
= 0,023Re D4 / 5 Pr n
k
 µ
hD
= 0,027 Re D4 / 5 Pr 1 / 3 
Nu D =
k
 µs
Nu D =
Transferencia de calor
q ′x′ = h(Ts − Tm )
dq = h(Ts − Tm )πDdx
q ′x′ = h(Ts − Tm )
Las correlaciones 1 y 2 son válidas como promedio si L >> xcd,t
Diferencia de temperaturas media logarítmica: ∆Tml =
(Ts − Tm ,ent ) − (Ts − Tm , sal )
 T − Tm ,ent
ln s
T −T
m , sal
 s




Tubos de sección no circular con régimen laminar, correlación local y región c. d.: Tabla 7.1.
Tubos de sección no circular con régimen turbulento y región c. d.: Correlaciones 5, 6, 7 u 8, pero trabajando con el diámetro hidráulico, Dh = 4·Ac / P. Ac: área de la sección
transversal. P: perímetro.
44
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla 7.2. Números de Nusselt para flujo laminar completamente desarrollado en tubos de
diferente sección transversal.
NuD =
Sección transversal
Circular
Rectangular
(a = altura, b =base)
Rectangular
(a = altura, b =base)
Rectangular
(a = altura, b =base)
Rectangular
(a = altura, b =base)
Rectangular
(a = altura, b =base)
Rectangular
(a = altura, b =base)
Rectangular (a =
altura, b =base)
Triangular
hDh
k
b
a
-
q ′s′ uniforme
Ts uniforme
4,36
3,66
1,0
3,61
2,98
1,43
3,73
3,08
2,0
4,12
3,39
3,0
4,79
3,96
4,0
5,33
4,44
8,0
6,49
5,60
∞
8,23
7,54
-
3,11
2,47
45
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
TEMA 8. CONVECCIÓN LIBRE O NATURAL
Figura 8.1. Perfiles de velocidad y de temperatura para la capa límite laminar de
convección libre sobre una superficie vertical isoterma. (Incropera)
Figura 8.2. Vista lateral de los patrones de flujo de la convección libre sobre placas planas
inclinadas: Ts > T∞ a la izquierda y Ts < T∞ a la derecha.
46
Tabla 8.1. Tabla resumen de correlaciones de convención libre.
Transferencia de
calor
Correlación
1/ 4
1
2
hx  Grx 
0,75 Pr 1 / 2
Nu x =
=
 ·
k  4  (0,609 + 1,221Pr 1 / 2 + 1,238 Pr )1 / 4
Nu L =

0,387 Ra1L/ 6
hL 
= 0,825 +
9 / 16 8 / 27
k
[1 + (0,492 / Pr ) ] 

Nu L =
3
1/ 4
L
0,670 Ra
hL
= 0,68 +
k
[1 + (0,492 / Pr ) 9 / 16 ]4 / 9
h Lc
= 0,54 Ra1Lc/ 4
k
con 104 ≤ RaLc ≤ 107
h Lc
Nu Lc =
= 0,15 Ra 1Lc/ 3
k
con 107 ≤ RaLc ≤ 1011
Nu Lc =
4
5
6
h Lc
Nu Lc =
= 0,27 Ra 1Lc/ 4
k
con 105 ≤ RaLc ≤ 1010
7

0,387 Ra1D/ 6
hD 
Nu D =
= 0,60 +
9 / 16 8 / 27
k
[1 + (0,559 / Pr ) ] 

Grx =
gβ (Ts − T∞ ) x 3
ν
propiedades, Nu L
2
2
q ′x′ = h(Ts − Tm )
dq = h(Ts − Tm )dAz
Representación
gráfica
Ts > T∞
q ′′ = h (Ts − T∞ )
Placa vertical con temperatura superficial constante, Ts = cte.
Régimen laminar, Grx < 109. Correlación local.
hL 4
Correlación promedio: Nu L =
= Nu L
k
3
Correlación de Churchill y Chu. Placa vertical con Ts = cte.
Correlación promedio. Válida para todo RaL.
q = h As (Ts − T∞ )
q ′′ = h (Ts − T∞ )
Placa vertical con Ts = cte. RaL ≤ 109. Correlación promedio.
q = h As (Ts − T∞ )
q ′′ = h (Ts − T∞ )
Ts < T∞
Condiciones
Ts > T∞
Ts < T∞
Ts > T∞
Ts < T∞
q = h As (Ts − T∞ )
q ′′ = h (Ts − T∞ )
q = h As (Ts − T∞ )
2
q ′′ = h (Ts − T∞ )
q = h As (Ts − T∞ )
Ts > T∞
Placa horizontal con Ts = cte. Superficie superior
de placa caliente o inferior de placa fría.
Correlación promedio. Longitud característica
definida como el cociente entre el área y el
perímetro de la placa: Lc = As / P.
Placa horizontal con Ts = cte. Superficie inferior de
placa caliente o superior de placa fría. Correlación
promedio. Longitud característica definida como el
cociente entre el área y el perímetro de la placa: Lc
= As / P.
Correlación de Churchill y Chu (promedio) para la
convección libre sobre un cilindro largo horizontal:
con RaD ≤ 1012.
Ra x
gβ (Ts − T∞ ) L3
gβ (Ts − T∞ ) D 3
; Ra L = GrL Pr =
; Ra D =
; Propiedades calculadas a Tf = (Ts + T∞)/2; Correlaciones 1 a 3: válidas para q ′x′ = cte si
Pr
να
να
y RaL se definen en función de la temperatura en el punto medio de la placa: Tf = (Ts(L/2) + T∞)/2; ∆TL / 2 = Ts ( L / 2) − T∞ ⇒ h = q′s′ / ∆TL / 2 ⇒
=
∆Tx = Ts ( x) − T∞ ≈ 1,15(x / L ) ∆TL / 2 ; Correlaciones 1 a 3: válidas para cilindros verticales de altura L si el espesor de la capa límite, δ, es mucho menor que el diámetro del cilindro
1/ 5
⇒ (D / L ) ≥ (35 / GrL1 / 4 ) ; Para placas inclinadas (superficie superior de placa fría o superficie inferior de placa caliente) se pueden emplear las correlaciones 1 a 3 sustituyendo g por
g·cos (θ) para 0º ≤ θ ≤ 60º (θ se mide desde la vertical).
47
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
TEMA 9. INTRODUCCIÓN A LA RADIACIÓN
Figura 9.1. Distribución de Planck. Potencia Emisiva espectral del cuerpo negro.
10
10
10
10
10
10
Potencia emisiva
espectral, Eλb
(W/m2·µm)
10
10
10
10
10
10
10
10
9
8
T = 5.800 K
λmáx·T = 2.898 µm·K
7
6
5
T = 2.000 K
4
T = 1.000 K
3
2
T = 800 K
1
T = 300 K
0
T = 100 K
-1
-2
T = 50 K
-3
-4
0.1
0.2
0.4 0.6
1
2
4
6
10
20
40
longitud de onda, λ (µm)
Tabla 9.1. Funciones de radiación de cuerpo negro.
λT
(µm·K)
200
400
600
800
1.000
1.200
1.400
1.600
1.800
2.000
2.200
2.400
2.600
2.800
2.898
3.000
3.200
3.400
I λ ,b ( λ , T )
F( 0→ λ )
σT 5
(µm·K·sr)-1
0,3750·10-27
0,4903·10-13
0,1040·10-8
0,9911·10-7
0,1185·10-5
0,5239·10-5
0,1344·10-4
0,2491·10-4
0,3756·10-4
0,4934·10-4
0,5896·10-4
0,6589·10-4
0,7013·10-4
0,7202·10-4
0,7223·10-4
0,7203·10-4
0,7060·10-4
0,6815·10-4
0,000000
0,000000
0,000000
0,000016
0,000321
0,002134
0,007790
0,019718
0,03934
0,06673
0,10089
0,14026
0,1831
0,2279
0,250108
0,2732
0,3181
0,3617
48
I λ ,b ( λ , T )
I λ ,b (λ máx , T )
0,000000
0,000000
0,000014
0,001372
0,016406
0,072534
0,18608
0,3449
0,5199
0,6831
0,8163
0,9122
0,9709
0,9971
1,000000
0,9971
0,9774
0,9436
60
100
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla 9.1. Funciones de radiación de cuerpo negro (continuación).
λT
(µm·K)
F( 0→ λ )
3.600
3.800
4.000
4.200
4.400
4.600
4.800
5.000
5.200
5.400
5.600
5.800
6.000
6.200
6.400
6.600
6.800
7.000
7.200
7.400
7.600
7.800
8.000
8.500
9.000
9.500
10.000
10.500
11.000
11.500
12.000
13.000
14.000
15.000
16.000
18.000
20.000
25.000
30.000
40.000
50.000
75.000
100.000
0,4036
0,4434
0,4809
0,5160
0,5488
0,5793
0,6076
0,6337
0,6590
0,6804
0,7010
0,7202
0,7378
0,7541
0,7692
0,7832
0,7961
0,8081
0,8192
0,8295
0,8391
0,8480
0,8563
0,8746
0,8900
0,9031
0,9142
0,9237
0,9319
0,9400
0,9451
0,9551
0,9629
0,9700
0,9738
0,9809
0,9856
0,9922
0,9953
0,9980
0,9990
0,9997
0,999905
I λ ,b ( λ , T )
I λ ,b ( λ , T )
σT
(µm·K·sr)-1
I λ ,b (λ máx , T )
5
0,6504·10-4
0,6152·10-4
0,5781·10-4
0,5404·10-4
0,5033·10-4
0,4673·10-4
0,4331·10-4
0,4008·10-4
0,3706·10-4
0,3424·10-4
0,3164·10-4
0,2923·10-4
0,2701·10-4
0,2497·10-4
0,2310·10-4
0,2138·10-4
0,1980·10-4
0,1835·10-4
0,1703·10-4
0,1581·10-4
0,1469·10-4
0,1366·10-4
0,1272·10-4
0,1068·10-4
0,9015·10-5
0,7653·10-5
0,6533·10-5
0,5605·10-5
0,4833·10-5
0,4187·10-5
0,3644·10-5
0,2795·10-5
0,2176·10-5
0,1719·10-5
0,1374·10-5
0,9082·10-6
0,6233·10-6
0,2765·10-6
0,1405·10-6
0,4739·10-7
0,2016·10-7
0,4186·10-8
0,1358·10-8
49
0,9004
0,8517
0,8003
0,7481
0,6967
0,6470
0,5996
0,5549
0,5130
0,4741
0,4380
0,4047
0,3740
0,3457
0,3198
0,2960
0,2741
0,2541
0,2357
0,2188
0,2034
0,1891
0,1761
0,1478
0,1248
0,1060
0,09044
0,077600
0,066913
0,057970
0,050448
0,038689
0,030131
0,023794
0,019026
0,012574
0,008629
0,003828
0,001945
0,000656
0,000279
0,000058
0,000019
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
TEMA 10. INTERCAMBIO RADIATIVO ENTRE SUPERFICIES
Tabla 10.1. Factores de forma radiativos para geometrías bidimensionales.
Geometría
Esquema
Factor de forma
wi
Fij
i
Placas paralelas
centradas
L
−
j
i
[(W
2
j
2Wi
j
− Wi ) 2 + 4
+4
]
1/ 2
−
]
1/ 2
2Wi
Wi = wi / L W j = w j / L
wj
Placas paralelas
inclinadas de igual
anchura y una
arista en común
[(W + W )
=
j
w
α 
Fij = 1 − sen 
2
α
i
w
j
Placas
perpendiculares
con una arista en
común
wj
Fij =
[
1 + ( w j / wi ) − 1 + ( w j / wi ) 2
]
1/ 2
2
i
wi
wk
Recinto de tres
lados
wj
k
Fij =
j
wi + w j − wk
2wi
i
wi
Fij =
j
i
ri
Cilindros paralelos
de radios diferentes
1 
2
2 1/ 2
 π + [C − ( R + 1) ] −
2π 
− [C 2 − ( R − 1) 2 ]
1/ 2
rj
+ ( R − 1)
s
− ( R + 1)
+
π
R 1
cos −1  −  −
180º
C C 
π
R 1 
cos −1  +  
180º
C C  
R = r j / ri S = s / ri C = 1 + R + S
j
r
Cilindro y placa
paralelos
L
s1
i
Fij =
s 
r
π  −1 s1
− tan −1 2 
tan

s1 − s 2 180º 
L
L
s2
s
j
D
Plano infinito y fila
de cilindros
  D 2 
Fij = 1 − 1 −   
  s  
1/ 2
+
 s2 − D2 
 D π

tan −1 
+ 
2
 s  180º
 D

i
50
1/ 2
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Figura 10.1. Factor de forma radiativo para dos rectángulos paralelos alineados.
j
L
i
Y
X
1
0.8
Y / L = inf.
Y / L = 10
Y/L=4
0.5
Y/L=2
Y/L=1
0.3
Y / L = 0,6
0.2
Fij
Y / L = 0,4
0.1
0.08
Y / L = 0,2
0.05
Y / L = 0,1
0.03
0.02
0.01
0.1
Y / L = 0,05
0.2 0.3
0.5
1
2
3
X/L
51
5
10
20
40
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Figura 10.2. Factor de forma radiativo para dos discos paralelos coaxiales.
j
rj
L
i
ri
1
0.9
8
6
5
3
4
0.8
rj / L = 2
0.7
1,5
Fij
0.6
1,25
0.5
1
0.4
0,8
0.3
0,6
0.2
0,4
0.1
0,3
0
0.1
0.2
0.4
0.6 0.8 1
L / ri
52
2
4
6
8 10
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Figura 10.3. Factor de forma radiativo para dos rectángulos perpendiculares con una
arista en común.
j
Z
i
X
Y
0.5
Y / X = 0,02
0.45
0,05
0,1
0.4
0,2
0.35
0,4
Fij
0.3
0,6
0.25
1
0.2
1,5
2
0.15
4
0.1
10
0.05
0
0.1
20
0.2
0.4
0.6 0.8 1
Z/X
53
2
4
6
8 10
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla 10.2. Intercambio neto de radiación en recintos especiales de dos superficies grises y
difusas.
Geometría
Esquema
Condiciones
Planos paralelos
grandes
(infinitos)
plano 1
A1 = A2 = A
F12 = 1
A2, T2, ε2
A1, T1, ε1
plano 2
Intercambio de
radiación
Aσ (T14 − T24 )
q12 =
1 1
+ −1
ε1
ε2
r1 r
2
A1 r1
=
A2 r2
F12 = 1
Cilindros
concéntricos
largos (infinitos)
Esferas
concéntricas
Objeto convexo
pequeño en una
cavidad grande
A1 r12
=
A2 r22
F12 = 1
r1
r2
A1
≈0
A2
F12 = 1
A1, T1, ε1
A2, T2, ε2
54
q12 =
q12 =
A1σ (T14 − T24 )
1 1 − ε 2 r1
+
ε1
ε 2 r2
A1σ (T14 − T24 )
1 − ε 2  r1 
 
+
ε1
ε 2  r2 
1
2
q12 = A1 ε 1σ (T14 − T24 )
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
TABLAS DE PROPIEDADES TERMOFÍSICAS Y DE FUNCIONES MATEMÁTICAS
Tabla A. Propiedades termofísicas del aire a presión atmosférica.
T
cp
k·103
ρ
µ·107
ν·106
α·106
(K) (kg/m3) (J/kg·K) (N·s/m2) (m2/s) (W/m·K) (m2/s)
100 3,5562
1032
71,1
2,00
9,34
2,54
150 2,3364
1012
103,4
4,426
13,8
5,84
200 1,7548
1007
132,5
7,590
18,1
10,3
250 1,3947
1006
159,6
11,44
22,3
15,9
300 1,1614
1007
184,6
15,89
26,3
22,5
350 0,9950
1009
208,2
20,92
30,0
29,9
400 0,8711
1014
230,1
26,41
33,8
38,3
450 0,7740
1021
250,7
32,39
37,3
47,2
500 0,6964
1030
270,1
38,79
40,7
56,7
550 0,6329
1040
288,4
45,57
43,9
66,7
600 0,5804
1051
305,8
52,69
46,9
76,9
650 0,5356
1063
322,5
60,21
49,7
87,3
700 0,4975
1075
338,8
68,10
52,4
98,0
750 0,4643
1087
354,6
76,37
54,9
109
800 0,4354
1099
369,8
84,93
57,3
120
850 0,4097
1110
384,3
93,80
59,6
131
900 0,3868
1121
398,1
102,9
62,0
143
950 0,3666
1131
411,3
112,2
64,3
155
1000 0,3482
1141
424,4
121,9
66,7
168
1100 0,3166
1159
449,0
141,8
71,5
195
1200 0,2902
1175
473,0
162,9
76,3
224
1300 0,2679
1189
496,0
185,1
82
238
1400 0,2488
1207
530
213
91
303
1500 0,2322
1230
557
240
100
350
55
Pr
0,786
0,758
0,737
0,720
0,707
0,700
0,690
0,686
0,684
0,683
0,685
0,690
0,695
0,702
0,709
0,716
0,720
0,723
0,726
0,728
0,728
0,719
0,703
0,685
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla B. Propiedades termofísicas del aceite de motor a presión atmosférica.
T
cp
k·103
Pr
ρ
µ·102
ν·106
α·107
β·103
3
2
2
2
(K) (kg/m ) (J/kg·K) (N·s/m ) (m /s) (W/m·K) (m /s)
(K-1)
273 899,1
1796
385
4280
147
0,910 47000 0,70
280 895,3
1827
217
2430
144
0,880 27500 0,70
290 890,0
1868
99,9
1120
145
0,872 12900 0,70
300 884,1
1909
48,6
550
145
0,859 6400 0,70
310 877,9
1951
25,3
288
145
0,847 3400 0,70
320 871,8
1993
14,1
161
143
0,823 1965 0,70
330 865,8
2035
8,36
96,6
141
0,800 1205 0,70
340 859,9
2076
5,31
61,7
139
0,779
793
0,70
350 853,9
2118
3,56
41,7
138
0,763
546
0,70
360 847,8
2161
2,52
29,7
138
0,753
395
0,70
370 841,8
2206
1,86
22,0
137
0,738
300
0,70
380 836,0
2250
1,41
16,9
136
0,723
233
0,70
390 830,6
2294
1,10
13,3
135
0,709
187
0,70
400 825,1
2337
0,874
10,6
134
0,695
152
0,70
410 818,9
2381
0,698
8,52
133
0,682
125
0,70
420 812,1
2427
0,564
6,94
133
0,675
103
0,70
430 806,5
2471
0,470
5,83
132
0,662
88
0,70
56
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla C. Propiedades termofísicas del agua saturada.
T
(K)
273,15
275
280
285
290
295
300
305
310
315
320
325
330
335
340
345
350
355
360
365
370
373,15
375
380
385
390
400
410
420
430
440
450
460
470
480
490
500
P
ifg
cp
k·103
Pr
ρ
µ·106
β·106
3
2
(bar) (kg/m ) (kJ/kg) (J/kg·K) (N·s/m ) (W/m·K)
(K-1)
0,00611 1000
2502
4217
1750
569
12,99 -68,05
0,00697 1000
2497
4211
1652
574
12,22 -32,74
0,00990 1000
2485
4198
1422
582
10,26 46,04
0,01387 1000
2473
4189
1225
590
8,81 114,1
0,01917 999,0
2461
4184
1080
598
7,56 174,0
0,02617 998,0
2449
4181
959
606
6,62 227,5
0,03531 997,0
2438
4179
855
613
5,83 276,1
0,04712 995,0
2426
4178
769
620
5,20 320,6
0,06221 993,0
2414
4178
695
628
4,62 361,9
0,08132 991,1
2402
4179
631
634
4,16 400,4
0,1053
989,1
2390
4180
577
640
3,77 436,7
0,1351
987,2
2378
4182
528
645
3,42 471,2
0,1719
984,3
2366
4184
489
650
3,15 504,0
0,2167
982,3
2354
4186
453
656
2,88 535,5
0,2713
979,4
2342
4188
420
660
2,66 566,0
0,3372
976,
2329
4191
389
668
2,45 595,4
0,4163
973,7
2317
4195
365
668
2,29 624,2
0,5100
970,9
2304
4199
343
671
2,14 652,3
0,6209
967,1
2291
4203
324
674
2,02 697,9
0,7514
963,4
2278
4209
306
677
1,91 707,1
0,9040
960,6
2265
4214
289
679
1,80 728,7
1,0133
957,9
2257
4217
279
680
1,76 750,1
1,0815
956,9
2252
4220
274
681
1,70
761
1,2869
953,3
2239
4226
260
683
1,61
788
1,5233
949,7
2225
4232
248
685
1,53
814
1,794
945,2
2212
4239
237
686
1,47
841
2,455
937,2
2183
4256
217
688
1,34
896
3,302
928,5
2153
4278
200
688
1,24
852
4,370
919,1
2123
4302
185
688
1,16 1010
5,699
909,9
2091
4331
173
685
1,09
7,333
900,9
2059
4360
162
682
1,04
9,319
890,5
2024
4400
152
678
0,99
11,71
879,5
1989
4440
143
673
0,95
14,55
868,1
1951
4480
136
667
0,92
17,90
856,9
1912
4530
129
660
0,89
21,83
844,6
1870
4590
124
651
0,87
26,40
831,3
1825
4660
118
642
0,86
ifg: entalpía específica del cambio de fase entre líquido y gas.
57
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla D. Funciones hiperbólicas.
x
0,00
0,10
0,20
0,30
0,40
0,50
0,60
0,70
0,80
0,90
1,00
1,10
1,20
1,30
1,40
1,50
1,60
1,70
1,80
1,90
senh x
0,0000
0,1002
0,2013
0,3045
0,4108
0,5211
0,6367
0,7586
0,8881
1,0265
1,1752
1,3356
1,5095
1,6984
1,9043
2,1293
2,3756
2,6456
2,9422
3,2682
x
0,00
0,02
0,04
0,06
0,08
0,10
0,12
0,14
0,16
0,18
0,20
0,22
0,24
0,26
0,28
0,30
0,32
0,34
cosh x
tanh x
x
senh x
1,0000 0,00000
2,00
3,6269
1,0050 0,09967
2,10
4,0219
1,0201 0,19738
2,20
4,4571
1,0453 0,29131
2,30
4,9370
1,0811 0,37995
2,40
5,4662
1,1276 0,46212
2,50
6,0502
1,1855 0,53705
2,60
6,6947
1,2552 0,60437
2,70
7,4063
1,3374 0,66404
2,80
8,1919
1,4331 0,71630
2,90
9,0596
1,5431 0,76159
3,00
10,018
1,6685 0,80050
3,50
16,543
1,8107 0,83365
4,00
27,290
1,9709 0,86172
4,50
45,003
2,1509 0,88535
5,00
74,203
2,3524 0,90515
6,00
201,71
2,5775 0,92167
7,00
548,32
2,8283 0,93541
8,00
1490,5
3,1075 0,94681
9,00
4051,5
3,4177 0,95624
10,00 11013
Tabla E. Función gaussiana de error.
erf (x)
0,00000
0,02256
0,04511
0,06762
0,09008
0,11246
0,13476
0,15695
0,17901
0,20094
0,22270
0,24430
0,26570
0,28690
0,30788
0,32863
0,34913
0,36936
2 w − u2
erf w =
∫ e du
π
0
x
0,36
0,38
0,40
0,44
0,48
0,52
0,56
0,60
0,64
0,68
0,72
0,76
0,80
0,84
0,88
0,92
0,96
1,00
erf (x)
0,38933
0,40901
0,42839
0,46623
0,50275
0,53790
0,57162
0,60386
0,63459
0,66378
0,69143
0,71754
0,74210
0,76514
0,78669
0,80677
0,82542
0,84270
erfc w = 1 − erf w
58
cosh x
3,7622
4,1443
4,5679
5,0372
5,5569
6,1323
6,7690
7,4735
8,2527
9,1146
10,068
16,573
27,308
45,014
74,210
201,72
548,32
1490,5
4051,5
11013
x
1,04
1,08
1,12
1,16
1,20
1,30
1,40
1,50
1,60
1,70
1,80
1,90
2,00
2,20
2,40
2,60
2,80
3,00
tanh x
0,96403
0,97045
0,97574
0,98010
0,98367
0,98661
0,98903
0,99101
0,99263
0,99396
0,99505
0,99818
0,99933
0,99975
0,99991
0,99999
1,0000
1,0000
1,0000
1,0000
erf (x)
0,85865
0,87333
0,88679
0,89910
0,91031
0,93401
0,95229
0,96611
0,97635
0,98379
0,98909
0,99279
0,99532
0,99814
0,99931
0,99976
0,99992
0,99998
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla F. Primeras cuatro raíces de la ecuación trascendental, ξn·tan(ξn) = Bi, para
conducción transitoria en una pared plana.
Bi =
hL
k
0
0,001
0,002
0,004
0,006
0,008
0,01
0,02
0,04
0,06
0,08
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
0,8
0,9
1,0
1,5
2,0
3,0
4,0
5,0
6,0
7,0
8,0
9,0
10,0
15,0
20,0
30,0
40,0
50,0
60,0
80,0
100,0
∞
ξ1
ξ2
ξ3
ξ4
0,0000
0,0316
0,0447
0,0632
0,0774
0,0893
0,0998
0,1410
0,1987
0,2425
0,2791
0,3111
0,4328
0,5218
0,5932
0,6533
0,7051
0,7506
0,7910
0,8274
0,8603
0,9882
1,0769
1,1925
1,2646
1,3138
1,3496
1,3766
1,3978
1,4149
1,4289
1,4729
1,4961
1,5202
1,5325
1,5400
1,5451
1,5514
1,5552
1,5708
3,1416
3,1419
3,1422
3,1429
3,1435
3,1441
3,1448
3,1479
3,1543
3,1606
3,1668
3,1731
3,2039
3,2341
3,2636
3,2923
3,3204
3,3477
3,3744
3,4003
3,4256
3,5422
3,6436
3,8088
3,9352
4,0336
4,1116
4,1746
4,2264
4,2694
4,3058
4,4255
4,4915
4,5615
4,5979
4,6202
4,6353
4,6543
4,6658
4,7124
6,2832
6,2833
6,2835
6,2838
6,2841
6,2845
6,2848
6,2864
6,2895
6,2927
6,2959
6,2991
6,3148
6,3305
6,3461
6,3616
6,3770
6,3923
6,4074
6,4224
6,4373
6,5097
6,5783
6,7040
6,8140
6,9096
6,9924
7,0640
7,1263
7,1806
7,2281
7,3959
7,4954
7,6057
7,6647
7,7012
7,7259
7,7573
7,7764
7,8540
9,4248
9,4249
9,4250
9,4252
9,4254
9,4256
9,4258
9,4269
9,4290
9,4311
9,4333
9,4354
9,4459
9,4565
9,4670
9,4775
9,4879
9,4983
9,5087
9,5190
9,5293
9,5801
9,6296
9,7240
9,8119
9,8928
9,9667
10,0339
10,0949
10,1502
10,2003
10,3898
10,5117
10,6543
10,7334
10,7832
10,8172
10,8606
10,8871
10,9956
59
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla G. Funciones de Bessel de primera clase.
x
0,0
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
0,8
0,9
1,0
1,1
1,2
1,3
1,4
1,5
1,6
1,7
1,8
1,9
2,0
2,1
2,2
2,3
2,4
J0(x)
1,0000
0,9975
0,9900
0,9776
0,9604
0,9385
0,9120
0,8812
0,8463
0,8075
0,7652
0,7196
0,6711
0,6201
0,5669
0,5118
0,4554
0,3980
0,3400
0,2818
0,2239
0,1666
0,1104
0,0555
0,0025
60
J1(x)
0,0000
0,0499
0,0995
0,1483
0,1960
0,2423
0,2867
0,3290
0,3688
0,4059
0,4401
0,4709
0,4983
0,5220
0,5419
0,5579
0,5699
0,5778
0,5815
0,5812
0,5767
0,5683
0,5560
0,5399
0,5202
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
Tabla H. Funciones de Bessel modificadas de primera y segunda clase.
x
e-x·I0(x)
0,0
1,0000
0,2
0,8269
0,4
0,6974
0,6
0,5993
0,8
0,5241
1,0
0,4658
1,2
0,4198
1,4
0,3831
1,6
0,3533
1,8
0,3289
2,0
0,3085
2,2
0,2913
2,4
0,2766
2,6
0,2639
2,8
0,2528
3,0
0,2430
3,2
0,2343
3,4
0,2264
3,6
0,2193
3,8
0,2129
4,0
0,2070
4,2
0,2016
4,4
0,1966
4,6
0,1919
4,8
0,1876
5,0
0,1835
5,2
0,1797
5,4
0,1762
5,6
0,1728
5,8
0,1697
6,0
0,1667
6,4
0,1611
6,8
0,1561
7,2
0,1515
7,6
0,1473
8,0
0,1434
8,4
0,1399
8,8
0,1365
9,2
0,1334
9,4
0,1305
9,6
0,1278
10,0
1,0000
I n +1 ( x ) = I n −1 ( x ) − ( 2n / x ) I n ( x )
e-x·I1(x)
0,0000
0,0823
0,1368
0,1722
0,1945
0,2079
0,2153
0,2185
0,2190
0,2177
0,2153
0,2121
0,2085
0,2047
0,2007
0,1968
0,1930
0,1892
0,1856
0,1821
0,1788
0,1755
0,1725
0,1695
0,1667
0,1640
0,1614
0,1589
0,1565
0,1542
0,1521
0,1479
0,1441
0,1405
0,1372
0,1341
0,1312
0,1285
0,1260
0,1235
0,1213
0,0000
61
ex·K0(x)
∞
2,1408
1,6627
1,4167
1,2582
1,1445
1,0575
0,9881
0,9309
0,8828
0,8416
0,8057
0,7740
0,7459
0,7206
0,6978
0,6770
0,6580
0,6405
0,6243
0,6093
0,5953
0,5823
0,5701
0,5586
0,5478
0,5376
0,5280
0,5188
0,5101
0,5019
0,4865
0,4724
0,4595
0,4476
0,4366
0,4264
0,4168
0,4079
0,3995
0,3916
ex·K1(x)
∞
5,8334
3,2587
2,3739
1,9179
1,6362
1,4429
1,3011
1,1919
1,1048
1,0335
0,9738
0,9229
0,8790
0,8405
0,8066
0,7763
0,7491
0,7245
0,7021
0,6816
0,6627
0,6454
0,6292
0,6143
0,6003
0,5872
0,5749
0,5634
0,5525
0,5422
0,5232
0,5060
0,4905
0,4762
0,4631
0,4511
0,4399
0,4295
0,4198
0,4108
Transferencia de Calor / Curso 2010-11
Fórmulas, Tablas y Figuras
ALFABETO GRIEGO
Mayúsculas
Minúsculas
Nombre
Α
α
alfa
Β
β
beta
Γ
γ
gamma
∆
δ
delta
Ε
ε
épsilon
Ζ
ζ
seta o zeta
Η
η
eta
Θ
θ
zeta o theta
Ι
ι
iota
Κ
κ
kappa o cappa
Λ
λ
lambda
Μ
µ
my o mu
Ν
ν
ny o nu
Ξ
ξ
xi
Ο
ο
ómicron
Π
π
pi
Ρ
ρ
ro o rho
Σ
σ, ς
sigma
Τ
τ
tau
Υ
υ
ípsilon
Φ
ϕ
fi o phi
Χ
χ
ji
Ψ
ψ
psi
Ω
ω
omega
62