CIRCUITO DE CONDENSADO.

Como se ha comentado anteriormente, debido a las particularidades de las centrales de LFP se sustituyen uno o varios calentadores, tanto de alta como de baja presión, por equipos de recuperación de calor de cenizas o de aire. En el caso particular del circuito de condensado los tres equipos existentes recuperan calor de distintos flujos de aire: el intercooler del aire que se comprime en la turbina de gas y dos enfriadores aire-agua del aire de alimentación del combustible.

El circuito de condensado comienza con las bombas de condensado (BC) que impulsan el agua del condensador hasta el desgasificador pasando por los diversos equipos de intercambio. La presión de aspiración de la BC es la presión del condensador. La presión en la impulsión en el rango de operación considerado disminuye linealmente con el caudal. El intercooler y los equipos enfriadores de aire de inyección de combustible, E1 y E2, están en paralelo. Esto hace que para la simulación del circuito de condensado sea necesario conocer el caudal de agua que va a pasar por cada equipo. En la figura 3.2 se observa la dependencia del caudal que circula por los refrigerantes de aire y el caudal total de condensado, así como la recta de ajuste por mínimos cuadrados. Se va a emplear dicha correlación para la simulación de estos caudales ya que si se realiza mediante caídas de presión existe una incertidumbre importante, debido al error propio de las fórmulas y a la complicada configuración del intercooler y las válvulas de control, figura 3.1, que hace que los resultados se alejen de los reales.

Los enfriadores de aire, E1 y E2, son dos equipos en paralelo en el circuito de condensado y en serie en el circuito de aire de inyección de combustible, figura 3.1. El condensado una vez sale de las bombas y pasa por la planta desmineralizadora se ramifica en dos. Una parte va hacia el intercooler y el calentador de baja presión nº1 y la otra hacia los enfriadores. Aquí el caudal se vuelve a dividir entre E1 y E2 y finalmente se unen con el caudal que sale del calentador nº1.

16.0 17.0 18.0 19.0 20.0 21.0 46.0 48.0 50.0 52.0 54.0 56.0 58.0 60.0

Caudal total de condensado (kg/s) Caudal de condensado a los enfriadores E1 y E2 (kg/s)

y = 1.057 + 0.3269x R= 0.97895

Figura 3.2. Dependencia del caudal a los enfriadores de aire E1 y E2 con el caudal total de condensado.

Los E1 y E2 son dos intercambiadores de carcasa y tubos con flujo a contracorriente y un solo paso en ambos lados, con el aire circulando por el interior de los tubos y el agua por la carcasa, la cual incluye una serie de bafles para mejorar la transferencia de calor. El aire del combustor a alta temperatura pasa por el E1 donde se enfría para pasar posteriormente a un compresor antes de servir, como aire de transporte para la inyección de combustible, y de presurización de tolvas después de pasar por el E2. Los caudales de aire y agua que pasan por el E2 son menores y también su temperatura, lo que hace que sea menor el calor intercambiado.

En estos equipos el desconocimiento de datos obliga a realizar una serie de suposiciones para simular su comportamiento. No se poseen datos de las temperaturas de salida de condensado de cada equipo, puntos [6] y [7], ni del caudal de condensado que circula por cada uno. También se desconocen las temperaturas de salida del aire en ambos equipos; la temperatura de entrada al E2 y los caudales de aire en ambos enfriadores. Se conocen el caudal y la temperatura final del conjunto E1+E2, por lo que el balance de energía debe ser global. Finalmente las presiones, aunque no van a influir de forma

importante en la transferencia de calor, también se desconocen. Es necesario pues, la realización de varias suposiciones:

(i) el caudal de aire que circula por el E1 variará en función de la carga, aproximadamente entre 9.0 y 13.0 kg/s.

(ii) El calor intercambiado en el E2 en condiciones de diseño es de 150 kW. Este valor es muy bajo y de poca importancia en comparación con el del E1, 2 530 kW, por lo que se ha optado por suponerlo constante y con valor 110 kW para toda carga.

Los caudales de condensado que pasan por los enfriadores E1 y E2 se van a hallar utilizando los datos de diseño a carga nominal. Con estos y las dimensiones de tuberías y equipos se calculan para cada equipo las constantes b1 y b2 de la fórmula (3.1) de esta forma se hallan los caudales en cada uno de

ellos, la caída de presión y la presión final.

















+

=

g

.

2

V

.

b

b

p

.

∆

Caudal de condensado que atraviesa el enfriador E1 (kg/s) Coeficiente de transferencia de calor en el enfriador E1 (kW/ºC)

Figura 3.3. Dependencia del coeficiente de transferencia de calor en el enfriador de aire E1 el caudal de

condensado.

La transferencia de calor en el E1 va a depender fundamentalmente del caudal de agua que lo atraviesa. Esto es así debido a que la velocidad de aire en el interior de los tubos es elevada, lo que da lugar a un alto coeficiente de transferencia de calor en el lado aire. Sin embargo el agua circula muy

lentamente por la carcasa siendo su baja velocidad el factor limitante de la transferencia de calor. Aunque existe una pequeña dispersión de datos, en la figura 3.3 se observa como varía el coeficiente de transferencia de calor en el E1 en función del caudal de condensado. Se utilizará el ajuste por mínimos cuadrados para modelizar el funcionamiento del E1.

Intercooler de la Turbina de Gas

El intercooler (IC) es un intercambiador de carcasa y tubos de flujo a contracorriente de seis pasos en el lado agua que circula por el interior de los tubos aleteados, mientras que el aire procedente del compresor de baja presión (LPC) atraviesa la carcasa. Tiene dos misiones principales, una es la de refrigerar el aire procedente del LPC para que a la entrada a combustor éste tenga una temperatura aproximada de 270ºC (Menéndez, 1987). Esto se hace fijando la temperatura de entrada al compresor de alta presión (HPC) en 110ºC. La segunda es que con esta refrigeración también disminuye el trabajo específico para comprimir el aire en el HPC, y por lo tanto aumenta el rendimiento del ciclo de turbina de gas. 0.0 2.0 4.0 6.0 8.0 10.0 12.0 14.0 4000 4500 5000 5500 6000 6500 7000

Calor intercambiado en el intercooler (kW) Caudal recirculado en el intercooler, m[16] (kg/s)

7500 8000

y = 27.995 + -0.0034413x R= 0.97523

Figura 3.4. Variación del caudal recirculado en el intercooler en función del calor intercambiado.

La temperatura de salida de aire es una consigna de control, normalmente 110ºC. El caudal de aire también es una variable de control, y la temperatura de entrada de aire al IC se conoce ya que será un resultado de la simulación del compresor de baja presión de la turbina de gas, por lo que el calor

intercambiado en el IC es conocido y no es necesaria la evaluación de coeficientes de transferencia de calor.

La dificultad en la simulación del IC reside en el control de los caudales de condensado. Además de la circulación normal con una bomba que compensa la caída de presión en el IC, existe un by-pass cuyo objetivo es trabajar en los arranques pero que también lo hace en operación estable, y una recirculación de agua, la cual tiene por objeto mantener constante tanto el caudal que circula por el IC como la temperatura de entrada al HPC. Para cerrar el sistema de ecuaciones de balance de masa es necesaria una ecuación adicional. Son desconocidos los caudales de los puntos 10 y 16, mientras que solo se posee una condición, caudal en el punto 13 constante e igual a 25.6 kg/s, por lo que es necesario obtener una relación bien del caudal recirculado, o bien del de by-pass. Es la válvula de tres vías la encargada de controlar los caudales, por lo que lo más apropiado es incluir una relación del caudal recirculado con alguna otra variable. Es evidente que conforme aumente el calor cedido por el aire será necesario recircular menos condensado, por lo que sería conveniente establecer una relación entre el caudal recirculado y el calor intercambiado. La figura 3.4 muestra la relación existente entre ambos. Se incluye el ajuste por mínimos cuadrados que se utilizará en el simulador para cerrar los balances de masa, y, aunque se observan dos series de datos la diferencia no es muy grande por lo que no afectará de forma importante a los resultados que se obtengan. Realizando balances de energía, en el propio IC y en las uniones de flujos, se obtienen las temperaturas de todos los puntos.

Con respecto a las presiones se supone que la presión después del intercooler es igual a la presión antes de la bomba ya que no se dispone de datos. Realmente este hecho no tiene mucha influencia, ya que el calor específico o la entalpía del agua subenfriada a las presiones de trabajo en estos puntos no dependen, o dependen muy poco, de la presión.

Calentadores de Baja Presión

Los calentadores de baja presión son de carcasa y tubos, de dos pasos, tubos en U y sección de refrigeración de drenajes. El drenaje del calentador de mayor presión nº2 (BP2) entra en el de menor presión nº1 (BP1), y el de éste va directamente al condensador. En general se pueden establecer tres zonas para calentadores con vapor sobrecalentado:

- Enfriamiento del vapor sobrecalentado - Condensación del vapor

- Subenfriamiento del liquido

Estas zonas se reducen a las dos últimas para calentadores con vapor saturado. Los perfiles de temperatura de unos y otros se pueden observar en la figura 3.5.

El análisis de los calentadores de baja presión se realiza mediante dos parámetros llamados TTD y TDCA, figura 3.5. Esta es la manera usual de trabajar con calentadores, ya que en el caso de usar el coeficiente de transferencia de calor UA habría que definirlo para las zonas de vapor sobrecalentado, condensación y subenfriamiento.

Figura 3.5. Perfiles de temperaturas y diferentes zonas de los calentadores.

Los parámetros TTD y TDCA son los que suelen usar los fabricantes para determinar el comportamiento de los calentadores. El TTD es la diferencia de temperaturas entre la de saturación a la presión de trabajo del calentador y la temperatura del agua de salida del calentador. Su valor puede ser mayor, igual o menor de cero en el caso de calentadores donde entre vapor sobrecalentado, y mayor (o igual) a cero si el vapor solo está saturado. El TDCA es la diferencia de temperaturas entre el drenaje y la entrada de condensado. Su valor siempre es mayor que cero. Ambos parámetros varían con la carga (Alconchel, 1988). De forma general las características de comportamiento de estos parámetros con carga variables solo se conocen si previamente han sido medidas por el fabricante en un banco de ensayos. Es necesario pues, apoyarse en datos de operación para la simulación de los calentadores debido, por un lado al desconocimiento de la influencia de la carga y por otro a que la extracción del calentador BP1 esta cerrada, lo cual ocasiona un cambio en el funcionamiento del sistema de calentadores (Gill, 1984).

0.0 0.5 1.0 1.5 2.0 2.5 3.0 2.5 3.0 3.5 4.0 4.5 5.0 Caudal de la extracción nº 2 (kg/s) y = -0.10828 + 0.41497x R= 0.62972 TTD del calentador BP2 (ºC)

Figura 3.6. TTD en función del caudal de la extracción nº 2 en el calentador BP2.

0.0 1.0 2.0 3.0 4.0 5.0 6.0 7.0 2.5 3.0 3.5 4.0 4.5 5.0 Caudal de la extracción nº 2 (kg/s) y = -4.5179 + 1.9522x R= 0.9122 TDCA del calentador BP2 (ºC)

Según las condiciones de diseño el valor de TTD para el BP1 y el BP2 son de 2.8ºC y permanecen constantes para cualquier carga. El TDCA vale 6.7ºC para el BP1 y 5.6ºC para el BP2, también constantes con la carga. Sin embargo en el BP2 los datos de operación muestran una ligera dependencia de estos parámetros con el caudal de vapor de la extracción, figuras 3.6. y 3.7.

Según Gaffert (1974) el subenfriamiento de condensado (TDCA) debe estar comprendido entre 5 y 8ºC, ya que estudios económicos dan este resultado como el óptimo. Este valor también depende de la temperatura final del condensado, contra mayor sea ésta mayor será TDCA. Para las temperaturas del caso en estudio se recomienda un valor de 6ºC, que es el valor máximo obtenido, plena carga, en la figura 3.7. El aumento de esta diferencia refleja una construcción inadecuada, ensuciamiento o bien una alta velocidad en el lado de condensado.

La extracción del BP1 proviene de la turbina de baja presión. Esta extracción esta fuera de servicio, ya que la temperatura de condensado a la entrada al BP1 es mayor que la temperatura de la extracción. En la simulación se incluye una ligera pérdida de calor en el lado de condensado, la cual esta de acuerdo con datos de operación. La posible reutilización de este calentador en otro lugar del ciclo de condensado se discutirá en el capítulo cinco.