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ESCUELA SUPERIOR DE INGENIERÍA MECÁNICA Y ELÉCTRICA UNIDAD ZACATENCO
SECCIÓN DE ESTUDIO DE POSGRADO E INVESTIGACIÓN
“EVALUACIÓN TÉRMICA DEL CONDENSADOR PRINCIPAL DE
UNA UNIDAD DE 160 MW DE UNA CENTRAL TERMOELECTRICA”
T E S I S
PARA OBTENER EL GRADO DE
MAESTRO EN CIENCIAS EN INGENIERÍA MECÁNICA
PRESENTA:
ING. FAUSTO JAVIER ORONA SALAS DIRECTOR DE TESIS:
DRA. CLAUDIA DEL CARMEN GUTIÉRREZ TORRES
ix
RESUMEN
En este trabajo se realizó una evaluación térmica del condensador principal en
condiciones de diseño y reales. El condensador que se evaluó pertenece a
una unidad generadora de 160 MW de la Central Termoeléctrica Juan de Dios
Batiz Paredes.
Para llevar a cabo esta evaluación térmica se aplicó una metodología basada
en la norma para condensadores de vapor de superficie del (Standard for
Steam Surface Condenser) Heat Exchange Institute [3], la cual funciona
ingresando datos como temperatura, áreas, especificación de material de
tubería, carga térmica tanto para condiciones de diseño como para condiciones
reales.
Esta metodología da como resultado datos para elegir un condensador o para
evaluar el comportamiento del condensador estudiado y compararlos con los
datos especificados por el fabricante como son coeficiente de transferencia de
calor, área del condensador principal, flujo de agua de enfriamiento, carga
térmica, velocidad del agua de enfriamiento para condiciones tanto de diseño
como reales.
Para este condensador principal la evaluación arrojó que con los datos del
fabricante, el área de transferencia de calor es de 4478.66 m2 mientras que los
datos de placa son 4597 m2, el coeficiente de transferencia de calor es (485.54
W/m2 K mayor en 2.57% a lo que indica el dato de placa 3398 W/m2 K, el flujo
de agua de enfriamiento es de 6.77 m3/s menor a lo que indica el dato de placa
6.98 m3/s.
Así mismo se proponen alternativas basadas en el uso de otros materiales
x
A BSTRA C T
A thermal evaluation of a power plant condenser was carried out in this work.
This evaluation was performed using design and real operation conditions. The
condenser evaluated belongs to the Juan de Dios Batiz Paredes 160MW
thermal power plant.
To carry out this thermal evaluation a methodology based on the Standard for
Steam Surface Condenser of the Heat Exchange Institute was applied. This
methodology works using operation data such as temperature, areas, piping
material, thermal load for real and design conditions.
This methodology allows calculating parameters to evaluate the condenser
performance such as heat transfer coefficient, total heat exchange area, cooling
water flow, thermal load, cooling water velocity, etc. From these results a
comparison between real operation conditions and manufacturer conditions was
performed.
In this case, the evaluation showed that from the manufacturer data the heat
exchange area is 4478.66 m2 while the manufacturer reports 4597 m2.The heat
transfer coefficient is3485.54 W/m2 K 2.57% larger than the manufacturer data
3398 W/m2 K. Cooling water flow is 6.77 m3/s, less than what manufacturer
indicates 6.98 m3/s.
Furthermore, in this work, alternatives based on using different materials to
i
INDIC E
Pagina.
INDICE
i
RELACION DE FIGURAS Y TABLAS
iv
NOMENCLATURA
vi
RESUMEN
ix
ABSTRACT
x
INTRODUCCION
xi
CAPITULO 1: Condensadores Plantas Termoeléctricas
1
1.1 Condensadores 2
1.2 Tipos de Condensadores 2
1.2.1.Condensadores de Contacto y Mezcla 6 1.2.2. Condensadores de Superficie 14
CAPITULO 2: Fundamentos del Cálculo 19
2.1 Calor transferido por el Intercambiador 20
2.2 Calor Específico del Fluido 22
2.3 Flujo de Agua de Enfriamiento 22
2.4 Velocidad de Agua de Enfriamiento 23 2.5 Coeficiente Total de Transferencia de Calor 23 2.6 Área de Transferencia de Calor Calculada 26
2.7 Área de Transferencia Activa 27
2.8 Factor de Limpieza 27
2.9 Pérdidas Hidráulicas 28
CAPITULO 3: Comparación entre los Datos de Diseño y los Datos Evaluados
31
3.1 Análisis de Parámetros de Diseño del Condensador Principal. 32
3.1.1 Cálculo de Flujo de Calor en el Condensador Principal
33
3.1.2 Cálculo del Calor Específico utilizado para el Diseño del Condensador Principal
33
ii 3.1.4 Cálculo de la Velocidad en el Interior de los
Tubos
34
3.1.5 Cálculo del Coeficiente de Transferencia Total de Calor
35
3.1.6 Cálculo del Área de Transferencia de Calor del Condensador Principal
36
3.1.7 Cálculo del Área de Transferencia de Calor (Área Activa )
36
3.1.8 Cálculo de Perdidas Hidráulicas Totales por Presión del Sistema Agua de Circulación
36
3.2 Análisis de Parámetros Operativos Reales del Condensador Principal
38
3.2.1 Cálculo del Coeficiente de Transferencia de Calor
38
3.2.2 Cálculo del Flujo de Calor en el Condensador Principal
38
3.2.3 Cálculo del Calor Específico del Condensador Principal
39 3.2.4 Cálculo del Flujo Agua de Circulación 39 3.2.5 Cálculo de la Velocidad en el Interior de los
Tubos
40 3.2.6 Cálculo Perdidas Hidráulicas Totales por Presión
del Sistema Agua de Circulación
40 3.3. Observaciones más relevantes de Resultados 42
CAPITULO 4:Análisis de Resultados 44
4.1 Cálculo del Coeficiente de Transferencia de Calor considerando tubería de Titanio de 1” O.D. para 18 y 22 BWG
45
4.2 Cálculo del Coeficiente de Transferencia de Calor considerando tubería de material de Latón
(Admiralty) de 1” O.D. para 18 BWG
48
4.3 Cálculo del Coeficiente de Transferencia de Calor considerando tubería de material de Acero Inoxidable de 1” O.D. para 18 y 24 BWG
49
4.4 Características Técnicas de los Materiales 53
4.4.1 Latón (Admiralty) 53
4.4.2 90/10 Cu-Ni 54
4.4.3 Titanio TiCr2 54
iii
Conclusiones 59 Recomendaciones 59
Referencia 60
iv
RELA C IO N DE FIG URA S Y TA BLA S
Figura Título Página
1.1 Efectos del condensador sobre un diagrama de
trabajo teórico. 5
1.2 Condensador de contacto directo de nivel bajo.
7
1.3 Instalación de un condensador- eyector.
8
1.4 Condensador de contacto con bomba de vacío
11
1.5 Condensador barométrico de contacto directo de
discos y contracorriente. 12
1.6 Condensador de superficie radial de dos pasos
15
1.7 Arreglo de una turbina y condensador 16
Tabla Título Página
2.1 Coeficiente de transferencia de calor sin corregir
24
2.2 Factor de corrección por temperatura de entrada
de agua. 25
2.3 Factor de corrección por material y calibre de tubo.
26
2.4 Factor de corrección de pérdida de fricción por
calibre de tubería. 29
3.1 Datos de diseño del condensador principal.
32
3.2 Datos calculados con valores de diseño del condensador principal.
37
3.3 Mediciones de flujo y velocidad del agua de
enfriamiento. 40
3.4 Comparación de resultados de parámetros de diseño, verificación de datos del fabricante y datos reales.
41
4.1 Resultados de cálculos de diferentes materiales de
v 4.2 Pérdidas Anuales por problemática del
condensador principal 52
4.3 Costos y recuperación por sustitución de tubería
53
4.4 Propiedades y ambientes de diferentes materiales
vi
NO MENC LA TURA
Símbolo Definición Unidades
AE Área de flujo turbina de escape ft2,m2
AS Área de superficie ft2, m2
AT Área de flujo tubos interiores ft2/paso, m2/paso
CP Calor específico Btu/lb oF,
J/kg K
DI Diámetro interior del tubo in, m
DP Diámetro del tubo in, m
FC Factor de corrección limpieza ---
FM Factor de corrección material y calibre ---
FW Factor de corrección por agua ---
h Entalpía Btu/lb, J/kg
ITD Diferencial de temperatura terminal oF, K
J Cero carga, presión negativa in Hg, Pa
LE Longitud efectiva del tubo ft, m
LMTD Diferencia de temperatura media logarítmica oF, K
Lb Longitud de viga in, m
LT Total del tubo ft, m
NP Número de tubos lado de paso ---
PD Presión de diseño psig, Pa
PS Presión de saturación in Hg, Pa
vii RE Perdida de fricción (caja de agua y tubos) ft de agua, Pa
RT Perdida de fricción (tubos) ft agua/ ft longitud, Pa
RTT Pérdida de fricción (total) ft de agua, Pa
R1 Factor de corrección (temperatura de agua) ---
R2 Factor de corrección (diámetro exterior de tubo y espesor)
---
SCFM Flujo de gas en condiciones estándar de presión y temperatura
ft3/min, m3/s
SG Densidad relativa ---
T Temperatura oF, °C
TR Elevación de temperatura oF, °C
TTD Diferencia de temperatura terminal oF, °C
T1 Temperatura de entrada del agua de enfriamiento
o F, °C
T2 Temperatura de salida del agua de enfriamiento
o F, °C
TS Temperatura de saturación oF, °C
U Coeficiente de transferencia de calor Btu/hr*ft2*oF, W/m2 K
U1 Coeficiente de transferencia de calor sin corregir
Btu/hr*ft2*oF, W/m2 K
VS Velocidad del vapor ft/s, m/s
VW Velocidad del agua ft/s, m/s
WS Flujo de vapor lb/hr, kg/s
WG Flujo de agua gpm, m3/s
aM Área in2, m2
aF Área de flujo del tubo in2, m2
cc/l Centímetros cúbicos por litro ---
viii
dH Diámetro del hoyo del Tubo in, m
h Entalpía Btu/lb, J/kg
k Conductividad térmica. Btu/hr*ft*oF/ft, W/m K
ppb Partes por billón ---
r Radio de giro in, m
tP, tR Espesor sin incluir corrosión in, m
tS Espesor del plato soporte in, m
v Volumen específico ft3/lb, m3/kg
w Ancho in, m
α Coeficiente de expansión térmica in/in-oF, m/m-K
xi
INTRO DUC C IO N
Actualmente en México existen centrales termoeléctricas operando con
condensadores principales con deficiencias debido en gran parte a diferentes
problemáticas las cuales son difíciles de diagnosticar y aunado a que no
existen métodos prácticos de evaluación no es posible encontrar las causas
reales que lo originan. La metodología aplicada en este trabajo puede ser de
gran beneficio para las centrales de generación ya que el mismo personal
evaluará, analizará y obtendrá resultados para mejorar el desempeño del
equipo, además de tener elementos para ejercer recursos financieros
direccionados de manera específica a una solución real del problema.
Operando el condensador principal en valores cercanos a su diseño, se logra
también una mejora al impacto ambiental, régimen térmico, eficiencia del ciclo
y como consecuencia ahorros importantes por la disminución del consumo de
combustible.
La experiencia en la operación de los condensadores principales permite tener
las siguientes hipótesis de las causas del desempeño inadecuado de los
condensadores principales: diseño inadecuado, ensuciamiento por materia
orgánica e inorgánica, temperatura ambiente, bajo flujo de agua de
enfriamiento, carga térmica adicional, entradas de aire, área de intercambio de
calor insuficiente, etc.
Con la finalidad de encontrar el origen al problema, se aplicó una metodología
de cálculo apoyada en los métodos del HEI (Heat Exchange Institute) utilizan
la norma para condensadores de vapor de superficie (Standard Steam Surface
Condenser) [3] para evaluar el comportamiento del condensador principal y
mediante el análisis proponer soluciones para llevarlo a operar en condiciones
óptimas.
xii para realizar evaluaciones de condensadores principales de otras centrales
termoeléctricas y conocer, si las hay, las causas que originan la operación
deficiente del condensador principal y proponer soluciones de mejora para su
desempeño.
Para lograr los objetivos planteados la tesis está integrada por cuatro capítulos,
que a continuación se describen.
En el capítulo I se realiza una descripción de los diferentes tipos de
condensadores principales que se tienen actualmente. Posteriormente, en el
Capítulo II se describe la metodología del cálculo aplicada por la norma para
condensadores de vapor de superficie (Standard Steam Surface Condenser) [3]
la cual permitirá evaluar térmicamente el condensador principal.
En el capítulo III se desarrollan evaluaciones de los equipos principales que
forman parte del condensador principal aplicando una metodología para
obtener, velocidad, flujos, áreas, coeficiente de transferencia de calor, carga
térmica, etc. con datos de diseño y datos reales, se analizan los resultados
obtenidos realizando una comparación entre los datos de diseño y los datos
reales .
Finalmente, en el capítulo IV tomando como base la metodología de la norma
se realizan estudios para evaluar y proponer diferentes alternativas a fin de
mejorar las condiciones operativas del condensador principal. Posteriormente
se presentan conclusiones y recomendaciones.
1
CAPITULO 1
CONDENSADORES
EN PLANTAS
2
C A PITULO 1
C o nd e nsa d o re s e n Pla nta s Te rm o e lé c tric a s
1.1 Condensadores
Un intercambiador de calor es un dispositivo en donde se efectúa la
transferencia de energía entre dos fluidos a diferentes temperaturas [1]. El tipo
más sencillo de intercambiador de calor es un recipiente en el cual se mezclan
directamente un fluido caliente y otro frío. En tal sistema ambos fluidos
alcanzarán la misma temperatura final y la cantidad de calor transferido puede
calcularse igualando la energía perdida por el fluido más caliente con la energía
ganada por el fluido más frío.
Estos equipos pueden ser construidos desde un simple tubo doble concéntrico
con una superficie relativamente pequeña para la transferencia de calor, hasta
complicados condensadores y evaporadores con miles de metros cuadrados de
superficie para la transferencia de calor, estos últimos se usan ampliamente,
porque pueden construirse con grandes superficies de transferencia de calor en
un volumen relativamente pequeño, pueden fabricarse de aleaciones
resistentes a la corrosión y son idóneos para calentar, enfriar, evaporar o
condensar toda clase de fluidos.
Los calentadores abiertos de agua potable, los enfriadores y los inyectores de
condensación son ejemplos de equipo de transferencia de calor que emplea la
mezcla directa.
Sin embargo, son más comunes los cambiadores de calor en los cuales un
fluido está separado del otro por una pared o división a través de la cual se
3 Los condensadores de vapor son equipos en los cuales se condensa el vapor
de escape procedente de máquinas y turbinas, además es de donde el aire y
otros gases no condensables son evacuados en forma continua.
Dos son las ventajas que pueden conseguirse empleando condensadores en
las máquinas y turbinas de vapor:
1) Disminución de la presión de escape con el consiguiente aumento de
energía utilizable.
2) Recuperación del condensado (condensadores de superficie), para utilizarlo
como agua de alimentación para generadores de Vapor.
En la mayoría de las centrales de vapor la recuperación del condensado es
importante.
El agua de alimentación de las calderas tomada de lagos, ríos o mares, debe
tratarse apropiadamente antes de introducirla en los generadores de vapor.
Con la tendencia de hacer trabajar las calderas a presiones y temperaturas
cada vez más elevadas, ha aumentado la necesidad de agua de alimentación
más pura, dando como resultado que la mayoría de los condensadores
instalados sean del tipo de superficie, los cuales permiten recuperar el
condensado.
Mucha de las antiguas centrales que habían sido inicialmente proyectadas sin
condensadores, han sido reestructuradas instalando condensadores y turbina
de baja presión [2]. De esta forma se aumenta en gran manera la potencia y
rendimiento térmico de la central y al mismo tiempo se recupera el
condensado.
4 cantidad del agua de refrigeración, determinan en gran parte si es factible
instalar los condensadores.
La condensación del vapor de agua en un recinto cerrado produce un vacío
parcial, debido a la gran disminución de volumen específico experimentada por
el vapor de baja presión. Un kilogramo de vapor de agua seco a una presión
absoluta de 101.30 kPa ocupa un volumen de 1.670 m3 (figura 1.1).
Teóricamente si esta cantidad estuviese contenida en un recinto cerrado para
el vapor de una capacidad de 1.670 m3 a una presión absoluta de 101.30 kPa
y si la condensación dentro del recinto tuviese lugar a una temperatura de
334.25 K el líquido ocuparía únicamente un volumen de 0.001 m3, o sea
1/1644 del volumen interior del recinto, quedando la presión absoluta a 20.59
kPa.
Teóricamente, la energía necesaria para el funcionamiento de tal condensador
sería la absorbida por la bomba para comprimir el kilogramo de líquido
condensado desde 20.59 kPa hasta 101.30kPa, más la necesaria para hacer
circular el agua de refrigeración [2].
La figura 1.1 muestra el aumento de trabajo que es posible efectuar mediante
el empleo de condensadores.
[image:19.595.174.395.574.730.2]ENTROPÍA
5 Las turbinas de vapor son capaces de expandir el vapor hasta las mínimas
presiones de escape alcanzables, debido a que son máquinas de flujo
constante y puedan tener grandes apertura de escape (sin válvulas) a través de
la cual se descarga el vapor ya utilizado.
En cambio, las máquinas de vapor son máquinas de flujo intermitente que
tienen que obligar a pasar el vapor expansionado a través de válvulas de
escape relativamente pequeñas.
El grado de reducción de los retornos fija el punto en el cual las pérdidas por
rozamiento en los cuerpos o cilindros necesariamente grandes, más el trabajo
de descargar el vapor de escape, exceden a las ganancias derivadas de la baja
presión de escape.
La mínima presión absoluta de escape para la mayoría de las máquinas de
vapor es de 20.26 kPa a 27.05 kPa. [2]
En cambio, en las turbinas se puede expandir el vapor hasta una presión
absoluta de 3.33 kPa o menos.
En la práctica se requiere una cierta cantidad de energía para evacuar el aire y
los gases no condensables que entran en el condensador y que no pueden
eliminarse por condensación.
El aire que entra al condensador tiene su origen más frecuentemente de las
fugas en los ejes de las turbinas, juntas y válvulas.
El aire y los gases disueltos en el agua procedentes de fuentes naturales se
desprenden de ella en el condensador al estar sometidos a la baja presión que
6
1.2 Tipos de Condensadores
1.2.1 Condensadores de Contacto o Mezcla
Los condensadores de contacto o mezcla proporcionan una baja presión de
escape, pues el condensado se mezcla con el agua de refrigeración.
En las centrales equipadas con grandes turbinas de vapor, no puede
emplearse condensadores de contacto o mezcla porque aún prescindiendo de
la pérdida del condensado, el consumo de energía de las bombas de estos
condensadores neutraliza los beneficios conseguidos con el elevado vacío
obtenido con estos equipos.
Sin embargo, tratándose de turbinas de tamaño moderado (de 10 MW), así
como de máquinas de vapor de émbolo, los condensadores de contacto o
mezcla tienen bastante aplicación, especialmente en el caso que abunde el
agua de alimentación de buena calidad.
Los condensadores de contacto o mezcla pueden ser del tipo de nivel bajo o
barométrico. Los dos tipos son similares por lo que se refiere a la forma en la
cual el vapor de escape y el agua de refrigeración se ponen en contacto; la
diferencia estriba en el método de evacuar el agua y el condensado.
Los condensadores de contacto o mezcla, en los cuales el agua de
refrigeración, el condensado y los gases no condensables son evacuados por
medio de una sola bomba, se denominan condensadores de mezcla, de vacío
reducido y de nivel bajo, debido a la limitada capacidad de aire de la bomba [2].
En el condensador de nivel bajo representado en la figura 1.2, los gases no
condensables son evacuados por medio de una bomba o eyector
7 El agua de refrigeración entra en una cámara anular, situada en la parte alta,
por la acción del vacío reinante dentro del condensador y penetra en la cámara
de éste a través de una serie de boquillas distribuidoras helicoidales, las cuales
pulverizan el agua y le aseguran un contacto directo con el vapor entrante. La
mezcla de agua de refrigeración y de condensado pasa a través de un cono en
el cual el aire es arrastrado por el agua.
La mezcla cae a continuación formando un chorro en la parte inferior del
cuerpo del condensador de donde es evacuada por una bomba centrífuga para
vencer el vacío reinante en aquel.
La mezcla de aire-vapor enfriada es evacuada cerca de la parte alta del
condensador mediante una bomba o eyector.
Con el fin de impedir que el agua alcance una altura excesiva dentro del
condensador se instala un dispositivo para eliminar el vacío, el cual consiste en
una válvula controlada por un flotador. Cuando la bomba deja de funcionar y el
nivel del agua sube, la válvula se abre y deja entrar el aire.
En la parte alta del condensador va instalada una válvula de comunicación con
la atmósfera. Esta válvula se abre automáticamente cuando la presión dentro
del condensador se hace más grande que la atmosférica y se cierra si en el
condensador hay un vacío parcial. Cuando está abierta, el vapor de escape de
8
Fig. 1.2 Condensador de nivel bajo (contacto directo) [2].
En determinadas condiciones el aire y el agua pueden ser evacuados por la
acción cinética de la vena de fluido, en cuyo caso el condensador de mezcla o
contacto se denomina condensador eyector o sifón [2]. El condensador de
contacto directo de nivel bajo (presentado en la figura 1.2), está diseñado para
trabajar en paralelo es decir en el que el vapor, el agua de refrigeración y los
gases no condensables circulan en al mismo sentido.
Un condensador de contacto múltiple de nivel bajo se puede ver en la figura
1.3. El condensador consiste en una cámara cilíndrica cerrada, en cuya parte
superior hay una caja de boquillas de agua, la cual va acoplada a un tubo en
forma de Venturi, cuyo extremo inferior se encuentra sumergido en agua.
El agua inyectada pasa por las boquillas debido a la presión de la bomba y por
el vacío existente.
Los chorros están dirigidos a la garganta del tubo en donde se reúnen para
formar un sólo chorro. El vapor de escape en el condensador por la parte
9 se condensa.
Por el efecto combinado de la presión del agua externa, del vacío existente
dentro del condensador y de la acción de la gravedad, los chorros de agua
alcanzan una velocidad suficiente para arrastrar el vapor condensado, el aire y
los gases no condensables y descargarlos en el pozo caliente venciendo la
presión atmosférica.
Los chorros de agua crean el vacío al condensar el vapor y lo mantienen al
arrastrar y evacuar el aire y los gases no condensables [2]. De esta forma no
[image:24.595.126.468.394.721.2]se requiere bomba alguna para evacuar el aire y el agua.
10 La unión que aparece en la figura entre la turbina y el condensador consiste en
un tubo de cobre ondulado con bridas de hierro colado. Esta unión permite las
dilataciones y contracciones producidas por las variaciones de temperatura.
Los condensadores de contacto múltiple pueden mantener un vacío del orden
de 98.17 kPa con respecto a una presión atmosférica de 101.30 kPa con agua
de refrigeración de 288.75 K; este tipo de condensadores es apropiado para
turbinas de una potencia hasta de 10 MW.
En los condensadores de contacto múltiple de nivel bajo la cámara de
condensación se encuentra a poca altura, el agua se saca mediante una
bomba y su altura total es lo suficientemente baja para poderlos instalar debajo
de la turbina o máquina de vapor.
La figura 1.4 representa una vista y una sección de un condensador de
contacto con bomba de vacío-húmedo evacúa el condensado, el aire arrastrado
y los otros gases no condensables.
[image:25.595.108.481.483.727.2]
11 El condensado líquido ayuda a hacer la junta de los anillos del émbolo y
disminuye las fugas, no necesitándose ningún eyector de aire independiente.
Estos condensadores se fabrican de hierro colado y de bronces, estos últimos
se emplean cuando el agua es salada.
Los condensadores de este tipo se construyen en tamaños capaces de
condensar de 5,153 a 11,350 kg de vapor por hora cuando trabajan con agua a
294.15 K y contra una presión absoluta de escape de 13.53 kPa.
El cono regulable admite el agua en láminas delgadas cónicas en el extremo
del codo de inyección. El caudal de agua puede regularse de acuerdo con las
variaciones de la carga de vapor y de la temperatura del agua de refrigeración.
Para evitar que el agua alcance un nivel muy alto en el interior del condensador
en el caso de que la bomba deje de funcionar, se dispone un flotador de bola
de cobre el cual rompe el vacío cuando se presentan tales casos. La bomba de
vacío-húmedo es accionada por una máquina de vapor simple.
En la figura 1.5 se representa la sección de un condensador barométrico de
contacto directo de disco y contracorriente en el cual se emplea el sistema de
discos para distribuir el agua.
El agua de refrigeración entra por un punto situado por encima de la entrada
del vapor y el agua va cayendo de disco en disco, tal como aparece en la
figura.
El aire contenido es evacuado por medio de un eyector de aire, de chorro de
12
Fig. 1.5 Condensador barométrico de contacto directo de disco y contracorriente [2].
El vapor de alta presión al expandirse a través de las toberas a una elevada
velocidad, arrastra el aire y los gases no condensables; la energía cinética del
vapor se transforma en presión en la garganta del tubo, comprimiendo e
impulsando hacia el exterior la mezcla de aire-vapor.
El agua caliente resultante del proceso de condensación cae en el fondo del
condensador y a continuación en el tubo de salida, mientras que el aire es
enfriado en la parte superior del aparato, quedando a una temperatura próxima
a la del agua de entrada. De esta manera el eyector de aire trabaja con gases
fríos, que contienen poco vapor y prácticamente nada de agua. La parte inferior
del tubo de salida está sumergida en el pozo caliente.
13 altura, el tubo de salida constituye una bomba de evacuación automática y el
agua sale de dicho tubo tan rápidamente como se va acumulando en el mismo.
Los condensadores barométricos son de construcción simple, sin órganos
móviles, ni toberas, ni orificios estrangulados que puedan taparse y no
necesitan válvulas de comunicación con la atmósfera
En los condensadores barométricos y de nivel bajo es normal elevar el agua de
la fuente de alimentación a la altura necesaria para la inyección, mediante el
vacío que existe dentro del condensador.
Cuando resulta necesario, se emplea una bomba para ayudar a elevar el agua
a la altura requerida por el condensador.
1.2.2 Condensadores de Superficie
Los condensadores de superficie proporcionan una baja presión de escape y al
mismo tiempo permiten recuperar condensado.
Un condensador de superficie consiste generalmente en un cilindro de hierro
colado o de chapa de hierro, con una tapa porta tubo en cada extremo, las
cuales unen entre si una multitud de tubos que forman la superficie de
enfriamiento.
El vapor de escape entra en el condensador por un orificio situado en la parte
superior de la envolvente y el agua de refrigeración pasa por el interior de los
tubos.
Cuando el condensador se emplea con una máquina de émbolo, se adopta
comúnmente la disposición inversa, es decir, el agua pasa por fuera de los
14 Otra forma de condensación de superficie conocida por un condensador
evaporativo, es aquella en que el cilindro-envolvente se ha suprimido. El vapor
pasa por el interior de los tubos del condensador sobre los cuales se lanza
agua pulverizada. El enfriamiento se produce principalmente por la evaporación
del agua en la atmósfera.
En los condensadores de superficie se puede recuperar el condensado porque
éste no se mezcla con el agua de refrigeración.
El vapor que hay que condensar normalmente circula por fuera de los tubos
(figura 1.6) mientras el agua de enfriamiento o circulante pasa por el interior de
[image:29.595.122.474.373.572.2]los mismos.
Fig. 1.6 Condensador de superficie radial de dos pasos [2].
Esto se hace principalmente porque el vapor limpio no ensucia la superficie
externa de los tubos, la cual es difícil de limpiar mientras que el agua de
refrigeración frecuentemente está sucia y deja sedimentos en el interior de los
tubos.
Los condensadores de superficie pueden ser de paso único, en los cuales el
15 los cuales el agua circula en un sentido a través de la mitad de los tubos y
vuelve a través de los restantes.
La mayoría de los grandes condensadores están equipados con una bomba
centrífuga para evacuar el condensado líquido y un eyector de aire de tipo de
chorro para evacuar el aire y los gases.
La figura 1.7 representa una instalación moderna típica de turbina con su
condensador.
El condensador de dos pasos se encuentra colocado directamente debajo de la
[image:30.595.115.482.400.612.2]turbina, unida a ésta con una junta de dilatación.
Fig. 1.7 Arreglo de una turbina y condensador [2].
Soportes de muelles ayudan a sostener el peso del condensador y al mismo
tiempo, permiten cierto movimiento para compensar las dilataciones y
16 Las tuberías de agua del condensador generalmente van provistas de juntas de
dilatación de caucho, debido a que solamente han de soportar la baja presión
del agua de refrigeración. La bomba del condensador evacua el agua tan
pronto como ésta va cayendo en el pozo caliente.
El condensado actúa de refrigerante en los condensadores intermedios y
posteriormente al ser bombeado al depósito de almacenamiento, adquiere calor
en los calentadores de baja presión.
El aire y gases no condensables son evacuados del condensador principal por
medio de eyectores de vapor.
Tal como se representa en la figura 1.7, dos eyectores trabajan en paralelo
entre el condensador principal y el condensador intermedio. Estos eyectores
hacen pasar el aire del condensador principal al intermedio en donde la presión
absoluta es de aproximadamente de 49.03 kPa
.
Otros dos condensadores trabajan en paralelo para hacer pasar el aire del
condensador intermedio al condensador posterior, el cual se encuentra a la
presión atmosférica.
Por lo tanto, el aire y los gases no condensables son comprimidos en dos
etapas, con una elevación de presión de casi 49.03 kPa en cada una, para
poderlos descargar a la atmósfera.
El vapor de alta presión utilizado en los eyectores se condensa en los
condensadores intermedio y posterior y por lo general, se evacúa por medio de
trampas para ser enviado al pozo caliente nuevamente.
Un condensador de superficie y su equipo auxiliar debe cumplir los requisitos
17 1.- El vapor debe entrar en el condensador con la menor resistencia posible y
la caída de presión a través del mismo deberá ser reducida a un mínimo.
2.- El aire (el cual es una sustancia poco conductora del calor) debe evacuarse
rápidamente de las superficies transmisoras de calor.
3.- El aire debe recogerse en puntos apropiados, prácticamente libre de vapor
de agua y enfriado a una temperatura baja.
4.- La evacuación del aire debe realizarse con un gasto mínimo de energía.
5.- Así mismo, debe evacuarse rápidamente el condensado de las superficies
transmisoras de calor y devolverse libre de aire a la caldera a la temperatura de
máxima eficiencia.
6.- El agua de refrigeración debe atravesar el condensador con un rozamiento
reducido, dejando un mínimo de sedimentos y con una absorción máxima [2].
Para realizar una evaluación del comportamiento de los condensadores de
vapor de superficie, en el capítulo 2 se presentan los parámetros señalados en
18
CAPITULO 2
FUNDAMENTOS DE
19
C A PITULO 2
Fund a m e nto s d e C á lc ulo
Para realizar la evaluación térmica de condensador principal se tomaron
como base los fundamentos teóricos que son enunciados en este capítulo, los
cuales son los parámetros considerados en la Norma para Condensadores de
Superficie de Vapor novena edición del HEI (Heat Exchange Institute).
Los principales parámetros a considerar en la evaluación del comportamiento
de los condensadores son los siguientes:
2.1 Carga Térmica
En el caso específico de los condensadores es el flujo de calor del vapor que
sale de la turbina de baja presión, el cual es transferido al agua de
enfriamiento. Ésta normalmente se considera la variable independiente en
cualquier prueba del condensador y es calculada como se muestra el la
ecuación (2.1). W ) 2930711 . 0 ( h Btu T T T T ln T T A U Q 2 S 1 S 1 2
S = ∗ =
⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎣ ⎡ − − − ∗ ∗
=
(2.1)
Donde:
T2 Temperatura de salida del agua de enfriamiento
T1 Temperatura de entrada del agua de enfriamiento
TS Temperatura de saturación del vapor
As Área de la superficie de transferencia de calor
20 Debe hacerse notar que para el cálculo de Carga Térmica utilizando la
expresión (2.1) se usa la diferencia de temperatura media logarítmica.
⎟ ⎠ ⎞ ⎜ ⎝ ⎛ =
TTD ITD Ln
TR LMTD
Igualmente, Carga Térmica puede ser determinada utilizando la ecuación (2.2).
Q=(hvapor −hcondensado)∗WS+ X
(2.2) Donde:
X es la cantidad de calor adicional suministrada al condensador por
otro medio que no sea el flujo de vapor de la turbina de baja (vapor
excedente de otro equipo que entra al condensador).
hvapor Entalpía del vapor que sale de la turbina de baja
hcondensado Entalpía del líquido condensado que sale del condensador
Ws Flujo de vapor
Como la transferencia de calor entre el vapor y el agua de enfriamiento dentro
del condensador es provocada por una diferencia de temperaturas, es
necesario definir el término de diferencia de temperatura terminal, utilizada en
la expresión (2.1) Dicha diferencia se define como la diferencia entre la
temperatura de vapor condensado y la temperatura de salida de agua de
circulación.
2 S T
T TTD= −
TS Temperatura de saturación
T2 Temperatura de salida de agua
De manera análoga, otro parámetro importante en el funcionamiento de los
condensadores es la diferencia de temperatura inicial, utilizada en la expresión
(2.1) la cual es la diferencia entre la temperatura del condensado del vapor y la
21
! S T
T ITD= −
TS Temperatura de saturación
T1 Temperatura de entrada de agua
2.2 Calor Específico del Fluido.
Aún cuando el intercambio de calor es provocado por una diferencia de
temperaturas, es necesario considerar las propiedades de los fluidos que van a
intercambiar dicha energía. Por lo anterior, en la evaluación de la operación de
los condensadores se necesita conocer el calor específico del fluido con el que
se trabaja, entendiendo por calor específico a la cantidad de calor necesaria
para elevar la temperatura de una unidad de masa de una sustancia en un
grado la cual esta dada por la ecuación (2.4):
) T T ( C m
Q= ∗ p ∗ 2− 1
•
(2.3)
) K kg ( J ) 004186800 . 0 ( F lb Btu ) T T ( m Q Cp 0 1 2 • = ∗ • = − ∗
= •
(2.4)
Donde:
•
m Flujo másico del agua
T2 Temperatura del agua caliente
T1 Temperatura del agua fría
2.3 Flujo de Agua de Enfriamiento
Dentro del condensador el flujo de agua de enfriamiento tiene la función de
absorber la energía en forma de calor del vapor que se descarga de la turbina
22 s m ) 02 00006309 . 0 ( min gal ) T T ( C S 500 Q W 3 1 2 P G
G = ∗ =
− ∗ ∗ ∗
=
(2.5)
WG Flujo de agua de enfriamiento
SG Densidad relativa del agua
500 Factor de conversión
2.4 Velocidad del Agua de Enfriamiento
La velocidad de agua de enfriamiento que entra al condensador principal, la
cual es descargada por las bombas de agua de enfriamiento, es la velocidad
promedio del agua de circulación a través de los tubos del condensador y está
dada por la ecuación 2.6.
s m ) 3048 . 0 ( s f ) T T ( C S 4 . 62 3600 A Q V 1 2 P G T
W = =
− ∗ ∗ ∗ ∗ ∗
=
(2.6)
Donde: tubos de total Numero d 4 A 2 i T ∗ ∗
π
=
(2.7)
di Diámetro interno de los tubos
3600 Factor de conversión
62.4 Factor de conversión
2.5 Coeficiente Total de Transferencia de Calor
El coeficiente total de transferencia de calor del condensador principal consiste
en el promedio de la razón de calor transferido desde el vapor al agua de
23 ) K m ( W ( ) 678263 . 5 ( ft hr ( Btu F F F U
U 0 2 2
C M W
1∗ ∗ ∗ = • = ⋅
=
(2.8)
Donde:
U1 Coeficiente de Transferencia de Calor sin corregir.
FW Factor de corrección de temperatura sin corregir;
FM Factor de corrección por tipo de material y calibre de tubería.
FC Factor de Limpieza.
En las tablas 2.1, 2.2 y 2.3 se muestran los valores para el coeficiente de
transferencia de calor sin corregir, el factor de corrección de temperatura de
entrada de agua y el factor de corrección por tipo de material y calibre de
[image:38.595.85.545.427.773.2]tubería respectivamente.
Tabla 2.1 Coeficiente de transferencia de calor sin corregir U1 [3].
DIAMETRO DEL TUBO
Velocidad del tubo
3.0 3.5 4.0 4.5 5.0 5.5 6.0 6.5 7.0
0.625 y 0.75 462.5 499.5 534.0 566.4 597.0 626.2 654.0 680.7 706.4
0.875 y 1.00 455.0 492.0 526.0 557.9 588.1 616.8 644.2 670.5 695.8
1.125 y 1.25 448.6 484.5 518.0 549.4 579.1 607.4 634.4 660.3 685.2
1.375 y 1.50 441.7 477.1 510.0 540.9 570.2 598.0 624.6 650.1 674.7
1.625 y 1.75 434.7 469.6 502.0 532.5 561.3 588.6 614.8 639.9 664.1
1.875 y 2.00 427.8 462.1 494.0 524.0 552.3 579.8 605.0 629.7 653.5
DIAMETRO DEL TUBO
Velocidad del tubo
7.5 8.0 8.5 9.0 9.5 10.0 10.5 11.0 11.5 12.0
0.625 y 0.75 731.2 755.2 775.5 795.3 814.1 831.9 848.9 865.2 880.7 895.6
0.875 y 1.00 720.3 743.9 763.9 783.2 801.6 819.0 835.6 851.5 866.6 881.1
1.125 y 1.25 709.3 732.6 752.0 770.7 788.4 805.3 821.4 836.7 851.3 865.3
1.375 y 1.50 698.3 721.2 740.4 758.7 776.1 792.6 808.3 823.2 837.5 851.2
1.625 y 1.75 687.4 709.9 727.8 745.7 762.7 778.8 794.1 808.8 822.7 836.0
24
Tabla 2.2 Factor de corrección por temperatura de entrada de agua FW [3].
Entrada de agua ºF
FW Entrada de agua ºF
FW Entrada de agua ºF
FW
30 0.650 60 0.923 90 1.075 31 0.659 61 0.932 91 1.078 32 0.669 62 0.941 92 1.080 33 0.678 63 0.950 93 1.083 34 0.687 64 0.959 94 1.085 35 0.696 65 0.968 95 1.088 36 0.706 66 0.975 96 1.090 37 0.715 67 0.982 97 1.092 38 0.724 68 0.989 98 1.095 39 0.733 69 0.994 99 1.097 40 0.743 70 1.000 100 1.100 41 0.752 71 1.005 101 1.103 42 0.761 72 1.010 102 1.105 43 0.770 73 1.015 103 1.108 44 0.780 74 1.020 104 1.110 45 0.789 75 1.025 105 1.113 46 0.798 76 1.029 106 1.115 47 0.807 77 1.033 107 1.117 48 0.816 78 1.037 108 1.119 49 0.825 79 1.041 109 1.121 50 0.834 80 1.045 110 1.123 51 0.843 81 1.048 111 1.125 52 0.852 82 1.051 112 1.127 53 0.861 83 1.054 113 1.129 54 0.870 84 1.057 114 1.131 55 0.879 85 1.060 115 1.133 56 0.888 86 1.063 116 1.135 57 0.897 87 1.066 117 1.137 58 0.905 88 1.069 118 1.139 59 0.914 89 1.072 119 1.141
25
Tabla 2.3 Factor de corrección por material y calibre de tubo FM [3].
Material tubo Calibre pared tubo
25 24 23 22 20 18 16 14 12
Metal Admiralty
1.03 1.03 1.02 1.02 1.01 1.00 0.98 0.96 0.93
Cobre (arsénico) 1.04 1.04 1.04 1.03 1.03 1.02 1.01 1.00 0.98
Cobre –hierro 194 1.04 1.04 1.04 1.04 1.03 1.03 1.02 1.01 1.00
Aluminio-latón 1.03 1.02 1.02 1.02 1.01 0.99 0.97 0.95 0.92
Aluminio-bronce 1.02 1.02 1.01 1.01 1.00 0.98 0.96 0.93 0.89
90-10 Cu-Ni 1.00 0.99 0.99 0.98 0.96 0.93 0.89 0.85 0.80
70-30 Cu-NI 0.97 0.97 0.96 0.95 0.92 0.88 0.83 0.78 0.71
Cold Rolled acero al carbón
1.00 1.00 0.99 0.98 0.97 0.93 0.89 0.85 0.80
Acero inoxidable tipo 304/316
0.91 0.90 0.88 0.86 0.82 0.75 0.69 0.62 0.54
Titanio 0.95 0.94 0.92 0.91 0.88 0.82 0.77 0.71 0.63
UNS N08367 0.90 0.89 0.87 0.85 0.81 0.74 0.67 0.60 0.52
UNS S43035 0.95 0.94 0.92 0.91 0.88 0.82 0.77 0.71 0.63
UNS S44735 0.93 0.91 0.90 0.88 0.85 0.78 0.72 0.65 0.57
UNS S44660 0.93 0.91 0.90 0.88 0.85 0.78 0.72 0.65 0.57
2.6 Área de Transferencia de Calor Calculada
El área de transferencia calculada del condensador principal es el área activa
de todos los tubos en el condensador principal incluyendo el aire de
enfriamiento externo si es usado y está dado por la siguiente ecuación:
2 2 2 S 1 S 1 2 T
S ft (0.0929030) m
T T T T ln T T U Q
A = ∗ =
⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎣ ⎡ − − − ∗
26
2.7 Área de Transferencia de Calor (Área activa)
El área de transferencia real del condensador principal es el área activa de
todos los tubos en el condensador principal y está dada por la siguiente
ecuación:
E r 2
P= π∗
(2.11)
tubos de total numero P
L
AS = E∗ ∗ (2.12)
Donde:
rE Radio exterior del tubo
LE Longitud efectiva del tubo
2.8 Factor de limpieza
El factor de limpieza del condensador principal es el resultado de dividir el
coeficiente de transferencia de calor real del condensador con respecto al
coeficiente de transferencia teórico de calor y está dado por la siguiente
ecuación:
T R L
U U
F =
(2.13)
T L R F *U
U = (2.14)
Donde:
UT Coeficiente de transferencia de calor teórico
27 En este caso el coeficiente de calor real puede obtenerse a partir de la tasa de
transferencia de calor real en el condensador.
2.9 Pérdidas Hidráulicas
Las pérdidas hidráulicas son pérdidas de presión del agua de circulación a
través del condensador principal y se muestran los factores en la tabla 2.4 por
corrección en el calibre de la tubería, y anexos A-1 RT Factor de corrección de
fluido de agua en tuberías de 18 BWG, A-2 R1 Factor de corrección de
temperatura por perdida de fricción en los tubos, A-3 RE Factor de corrección
por pérdida en cajas de agua y fin de tubería en condensadores de un paso y
A-4 Factor de corrección por pérdida en cajas de agua y fin de tubería en
condensadores de dos pasos, y esta dado por la siguiente ecuación:
Pa ) 98 . 2988 ( O H ft R ) R R R ( L
RTT = T T∗ 2∗ 1 +∑ E= 2 ∗ =
(2.15)
Donde:
RTT Perdida total
LT Longitud del tubo multiplicado por el numero de pasos
RT Pérdida del tubo
o usando
25 . 1 1
W T
2
D V 00642 . 0 R
R ∗ = 1.75
R1 Factor de corrección por temperatura
R2 Factor de corrección por calibre diámetro exterior del tubo
RE Pérdidas por presión al paso del agua por el condensador principal
28 presión al paso del agua por el condensador principal y fin de tubería,
[image:43.595.98.510.199.471.2]consúltense las gráficas mostradas en el anexo A.
Tabla 2.4 Factor de corrección de perdida de fricción por calibre de tubería R2 [3].
Tubo diámetro exterior
12 BWG
14BWG 16BWG 18BWG 20 BWG
22 BWG
23 BWG
24 BWG
25 BWG
0.625 1.38 1.21 1.10 1.00 0.94 0.91 0.90 0.89 0.88
0.750 1.28 1.16 1.06 1.00 0.95 0.93 0.92 0.90 0.90
0.875 1.25 1.13 1.06 1.00 0.96 0.94 0.93 0.92 0.91
1.000 1.19 1.11 1.05 1.00 0.96 0.94 0.94 0.93 0.93
1.125 1.16 1.09 1.04 1.00 0.97 0.95 0.94 0.94 0.93
1.250 1.14 1.08 1.04 1.00 0.97 0.96 0.95 0.94 0.94
1.375 1.13 1.07 1.03 1.00 0.97 0.96 0.95 0.94 0.95
1.500 1.12 1.06 1.03 1.00 0.97 0.96 0.96 0.95 0.95
1.625 1.10 1.05 1.02 1.00 0.97 0.96 0.96 0.95 0.95
1.750 1.10 1.05 1.02 1.00 0.98 0.97 0.96 0.96 0.96
1.875 1.09 1.05 1.02 1.00 0.98 0.97 0.97 0.96 0.96
2.000 1.08 1.04 1.02 1.00 0.98 0.97 0.97 0.96 0.96
Todos los parámetros antes mencionados son los recomendados por la norma
del Instituto de Intercambio de Calor [3] para los condensadores de vapor de
superficie y se utilizan para evaluar el comportamiento del condensador de la
planta Juan de Dios Bátiz Paredes de Comisión Federal de Electricidad. Dichos
29
CAPITULO 3
COMPARACION ENTRE
LOS DATOS DE DISEÑO
Y LOS DATOS
30
C A PITULO 3
C o m p a ra c ió n e ntre lo s d a to s d e d ise ño y lo s d a to s e va lua d o s
En este capítulo se realiza el análisis de los datos de diseño del condensador principal y el análisis de los datos reales de comportamiento del mismo equipo.
3.1 Análisis de Parámetros de Diseño del Condensador Principal
[image:45.595.84.543.363.761.2]Para iniciar el análisis es necesario considerar los datos de diseño dados por el fabricante para el condensador principal. Dichos datos son presentados en la tabla 3.1
Tabla 3.1 Datos de diseño del Condensador Principal [4]. Potencia de la Turbina 160 MW Nomenc
latura Tipo de Condensador Un
cuerpo, un paso
Superficie AS 4,600 m2 49,500 Sq.ft
Calor Intercambiado Q 201,788,244 W 688.53 106 Btu/h Presión de Escape P 0.0111 MPa abs 3.283 inHg abs Factor de Limpieza de tubos FC 0.85 % 0.85 %
Coeficiente de Intercambio de Calor U 3,398 W/m2 K 598.4 Btu/hr/ft2o F
Flujo de Agua de Circulación WG 6.98 m3/s 110,610 gpm
Densidad SG 1,030 kg/m3 64.3 lb/ft3
Temperatura de Agua de Circulación T1 31.2 oC 88.16 oF
Elevación Temperatura Agua
Circulación TR
6.92 oC 12.450F
Temperatura salida agua circulación T2 38.12 oC 100.61 oF
Temperatura del Condensado TS 47.9 oC 118.20F
Velocidad del Agua de los Tubos VW 2.36 m/s 7.73 ft/s
Perdida de Carga lado Tubos RTT 27,768 Pa 9.29 ft.c.a
Contenido máximo de Oxígeno en
el condensador cc/l
31
3.1.1. Cálculo del Flujo de Calor en el Condensador Principal
De acuerdo al fabricante, el coeficiente de transferencia de calor en el condensador es de 598.4 Btu/hr/ft2oF, la temperatura del agua de circulación a
la entrada del condensador es 88.16 oF y la temperatura del agua de
circulación a la salida del condensador es de 100.61 oF. La temperatura de
saturación del vapor es 118.2 ºF y el área de intercambio de calor es de 49500 ft2. Todos los datos están dados en sistema Inglés ya que la norma está diseñada para el uso de ese sistema. Sustituyendo los datos en la ecuación 2.1 se tiene: ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎣ ⎡ − − − ∗ ∗ • • = F ) 61 . 100 2 . 118 ( F ) 16 . 88 2 . 118 ( ln F ) 16 . 88 61 . 100 ( ft 49500 F ft hr / Btu 4 . 598 Q o o o 2 0 2 W 8 . 195 , 917 , 201 ) 2930711 . 0 ( hr / Btu 10 * 97 . 688
Q= 6 ∗
Al comparar el valor obtenido con el valor reportado por el fabricante 201,788,244 W, se observa que ambos son muy cercanos, encontrándose una diferencia del 0.064% entre el valor calculado y el valor reportado por el fabricante.
3.1.2. Cálculo del Calor Específico utilizado para el Diseño del Condensador Principal
A partir de la cantidad de calor transferido es posible calcular el valor del calor específico utilizado en el diseño del condensador usando la ecuación 2.3.
) T T ( C m
Q= ∗ p ∗ 2− 1 •
32 ) T T ( m Q Cp 1 2 − ∗ = •
Sustituyendo los valores correspondientes se tiene
F ) 16 . 88 61 . 100 ( * gpm 610 , 110 * 500 ) hr / Btu 10 * 53 . 688 ( Cp 0 6 − = ) K kg ( J 0041868 . 0 . ) 004186800 . 0 ( F lb / Btu 00002 . 1
Cp= • 0 ∗ = ⋅
Es el valor con el que el fabricante utilizó para los cálculos del condensador principal.
El valor calculado del calor específico será utilizado posteriormente en la comparación de los datos de diseño del condensador.
3.1.3. Cálculo del Flujo Agua de Circulación
Para calcular el flujo de agua de circulación se utiliza la ecuación 2.5. Sustituyendo los valores dados por el fabricante y el valor del calor específico calculado se tiene.
F ) 16 . 88 61 . 100 ( * F lb / Btu 00002 . 1 * 030 . 1 * 500 hr / Btu 10 53 . 688
WG 60 0
− •
• =
(
0.0000630902)
6.77m s gpm 8 . 387 , 107 W 333 Realizando los cálculos de acuerdo a la norma del HEI, el flujo de agua necesario para realizar la condensación es ligeramente menor (2.92%) al especificado por el fabricante en su tabla de datos.
3.1.4. Cálculo de la Velocidad en el Interior de los Tubos.
Para llevar a cabo el cálculo de la velocidad en el interior de los tubos, es necesario conocer el área transversal total de la tubería, para ello se emplea la ecuación 2.7, 82 70 m 0.02291 4 A 2
T ∗ ∗
π
=
Obteniéndose,
2 2
T 2.91m 31.32ft
A = =
Una vez que se conoce el área transversal total de la tubería es posible calcular la velocidad a la que el agua circula dentro de los tubos, para ello se utiliza la ecuación 2.6.
F ) 16 . 88 61 . 100 ( F lb / Btu 00002 . 1 030 . 1 4 . 62 3600 ft 32 . 31 hr / Btu 10 * 53 . 688
VW 2 6 0 0
− ∗ ∗ ∗ ∗ ∗ =
(
0.3048)
2.32m s s / ft 63 . 7VW = ∗ =
Al comparar el valor obtenido para la velocidad del agua en los tubos, se observa que este valor es 13.1% menor al reportado por el fabricante en su tabla de datos.
3.1.5. Cálculo del Coeficiente de Transferencia Total de Calor.
34 del agua de enfriamiento de 7.63 ft/seg, en la tabla 2.1 considerando el material y espesor del tubo, un factor de corrección por temperatura (datos de placa del fabricante) del agua a la entrada de 1.069 (tabla FW) , un factor de
corrección por material y calibre (espesor y material del tubo FM)de 0.93 y un
factor de limpieza de 0.85 (datos placa del fabricante) y sustituyendo los valores se tiene,
5 0.8 0.93 1.069 F º ft hr BTU 726.4
U= • 2• ∗ ∗ ∗
(
5.678263)
3485.54W m K Fft Btu/hr 613.84
U= • 2•0 ∗ = 2⋅
Por este método, el coeficiente de transferencia de calor es 2.58% mayor al reportado por el fabricante.
3.1.6. Cálculo del Área de Transferencia de Calor del Condensador Principal
Con el cálculo del coeficiente de transferencia de calor y utilizando el valor del calor intercambiado dado por el fabricante, es posible recalcular el área de transferencia de calor usando la ecuación 2.10. Sustituyendo los valores, se tiene ⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎣ ⎡ − − − ∗ • • ∗ = F 100.61) (118.2 F 88.16) (118.2 ln F 88.16) (100.61 F ft hr / Btu 613.83 hr / Btu 688.53 AS 0 0 0 0 2 6 10
(
)
22
S 48,208ft 0.0929030 4478.66m
A = ∗ =
Esta área es menor en 2.07% a la reportada por el fabricante en su tabla de datos.
3.1.7 Calculo del Área de transferencia de Calor (área activa)
35 t
f 0.26178 P =
2 708 ft 0.26178 ft
26.69
AS = ∗ ∗
26.69= Longitud efectiva del tubo
7082= Numero de tubos en el condensador principal
(
)
22
S 49,481ft 0.0929030 4597m
A = ∗ =
3.1.8. Cálculo de Pérdidas Hidráulicas Totales por Presión del Sistema Agua Circulación.
El cálculo de las pérdidas hidráulicas se realiza utilizando la ecuación 2.15 y la tabla 2.4 y los Anexos A-1, A-2, A-3, A-4, para obtener los factores de corrección como se indican en al apartado 2.9
RTT =26.938f*1(0.248∗1.00∗0.957)+1.06
(
2988.980)
22178.2Pa aguaft 42 . 7
RTT = ∗ =
El valor calculado es 20.13% menor al valor de pérdidas reportado por el fabricante.
36
Tabla 3.2 Datos calculados con valores de diseño del Condensador Principal Potencia de la Turbina 160 MW Nomen
clatura Tipo de Condensador Un cuerpo,
un paso
Superficie AS 4,479 m2 48208 Sq.ft
Calor Intercambiado Q 201,917,172 W 688.97 106 Btu/h
Presión de Escape P 0.0111 MPa 3.283 inHg abs Factor de Limpieza de tubos FC 0.85 % 0.85%
Coeficiente de Intercambio de
Calor U
3,485 W/m2 K 613.83 Btu/hr/ft2 oF
Flujo de Agua de Circulación WG 6.78 m3/s 107,387.8 gpm
Densidad SG 1,030 Kg/m3 64.3 lb/ft3
Temperatura de Agua de
Circulación T1
31.2 oC 88.16 oF Elevación Temperatura Agua
Circulación TR
6.92 oC 12.45 0F
Temperatura salida agua
circulación T2
38.12 oC 100.61 oF
Temperatura del Condensado TS 47.9 oC 118.22 oF
Velocidad del Agua de los Tubos VW 2.32 m/s 7.63 ft/seg
Perdida de Carga lado Tubos RTT 22,178 Pa. 7.42 ft c.a.
Contenido máximo de oxigeno
en el condensador cc/L
0.01 c.c/litro 14 ppb
3.2 Análisis de Parámetro Operativos Reales del Condensador Principal. A continuación se presentan los cálculos efectuados con los valores de operación reales del condensador para poder realizar una comparación con respecto a los valores del fabricante.
3.2.1 Cálculo del Coeficiente de Transferencia de Calor
37 transferencia sin corregir de 735.87 Btu/hr-ft2-ºF, y considerando una velocidad
del agua de enfriamiento de 7.74 ft/seg, un factor de corrección por temperatura del agua a la entrada de 1.012, un factor de corrección por material y calibre del tubo de 0.93 y un factor de limpieza de 0.63% y sustituyendo los valores en la ecuación (2.8) tenemos:
0.63% 0.93 1.012 F ft Btu/hr 735.87
U = • 2•0 ∗ ∗ ∗
(
5.678263)
2478W m K Fft Btu/hr 436.32
U= • 2•0 ∗ = 2 ⋅
Puede observarse que el coeficiente de transferencia de calor obtenido para las condiciones reales de operación difiere 27% del reportado por el fabricante.
3.2.2. Cálculo del Flujo de Calor al Condensador Principal
Para el cálculo del calor transferido se considera una área de transferencia de
calor de 2
S 49,482.96ft
A = (4597 m2). Utilizando la ecuación 2.1 se tiene
⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎣ ⎡ − − − ∗ ∗ • • = F ) 86 99 . 112 ( F ) 4 . 73 99 . 112 ( ln F ) 4 . 73 86 ( ft 96 . 482 , 49 F ft hr / Btu 32 . 436 Q 0 0 0 2 0 2 W ) 827 , 065 , 208 ( hr / Btu 10 * 95 . 709
Q= 6 =
Este valor es 2.41% menor al reportado por el fabricante para el calor intercambiado dentro del condensador.
3.2.3. Cálculo del Calor Específico del Condensador Principal
38
F 73.4) 86.0
( gpm* 110,013 *
500
Btu/hr) 10
* (671.901 p
C 0
6
− =
(
0.004186800)
0.004058Jkg K Flb / Btu 9694 . 0
Cp= • 0 ∗ = ⋅
El resultado para el Cp del agua de enfriamiento es muy similar al de las condiciones dadas por el fabricante.
3.2.4. Cálculo del Flujo Agua de Circulación
El cálculo del flujo de agua de circulación para las condiciones reales de operación se obtuvo de mediciones llevadas a cabo en sitio por una compañía externa a la CFE. Los resultados reportados por la misma se presentan en la tabla 3.3.
Tabla 3.3 Mediciones de flujo y velocidad del agua de circulación (compañía externa) [5].
Lugar de Medición Velocidad Promedio* [m/s]
Flujo volumétrico
[m3/s]
Flujo volumétrico
[m3/h]
Unidad 1 Ducto “A” 2.2888 3.3740 12 146.41
Unidad 1 Ducto “B” 2.1545 3.1760 11 433.62
Unidad 2 Ducto “A” 2.2881 3.3729 12 142.63
Unidad 2 Ducto “B” 2.4274 3.5783 12 881.91
*velocidad calculada en la sección de medición
La medición de flujo de WG fue realizada por una compañía se tiene que
(
0.0000630902)
6.95m s gpm180 , 110
W 3
[image:53.595.104.482.500.626.2]39 Este valor es 0.39% menor al dato de placa reportado por el fabricante lo cual es bastante cercano para la operación del condensador.
3.2.5. Cálculo de la Velocidad en el Interior de los Tubos.
Debido a que la medición de flujo de VW fue realizada por una compañía,
también se cuenta con valores de velocidad, por lo que se tiene que
(
0.3048)
2.35mss / ft 74 . 7
VW = ∗ =
3.2.6. Cálculo Perdidas Hidráulicas Totales por Presión del Sistema Agua Circulación.
El cálculo de las pérdidas hidráulicas se realiza utilizando la ecuación 2.15 y la tabla 2.4 y los Anexos A-1, A-2, A-3, A-4, para obtener los factores de corrección como se indican en al apartado 2.9
08 . 1 ) 987 . 0 00 . 1 28 . 0 ( 1 * f 938 . 26
RTT = ∗ ∗ +
(
2988.98)
25466.1Pa aguaft 52 . 8
RTT = ⋅ =
40
Tabla 3.4 Comparación de resultados de parámetros de diseño, verificación de datos fabricante y datos reales
Nomen clatura
Unidades Fabricante Datos Fabricante verificación
Datos Reales Potencia de la
Turbina
160 MW --- --- --- Tipo de
Condensador
Un paso Un paso Un paso Superficie AS Sq.ft m2 49,500 4600 48,208 4479 49,483 4597 Calor Intercambiado Q
106Btu/H W 688.53 201,788,244 688.97 201,917,172 709.95 208,065,827 Presión de Escape P InHg abs 3.283 3.2863 2.83 Factor de Limpieza
de tubos FC
% 0.85 0.85 0.63 Coeficiente de
Intercambio de Calor U
Btu/hr/ft2 0F
W/m2 K
598.4 3398 613.84 3485 436.72 2478 Flujo de Agua de
Circulación WG
Gpm m3/s
110,610 6.98 107,387 6.78 110,180 6.95 Densidad SG lb/ft3 Kg/m3 64.3 1,030 64.3 1,030 64.3 1,030 Temperatura de
Agua de Circulación T1
0F 88.16 88.16 73.4
Elevación
Temperatura Agua Circulación
TR
0F 12.45 12.45 12.6
Temperatura salida
agua circulación T2
0F 100.61 100.61 86.00
Temperatura del
Condensado TS
0F 118.2 118.2 112.99
Velocidad del Agua
de los Tubos VW
ft/s m/s 7.73 2.36 7.63 2.32 7.74 2.36 Perdida de Carga
lado Tubos RTT
41
Contenido máximo de oxigeno en el condensador
cc/L
Ppb 14 14 14
3.3. Observaciones más Relevantes de los Resultados
El área obtenida con los datos de diseños es menor en 2.07 % al área propuesta por el fabricante, el área calculada con las medidas geométrica de los tubos es menor en 0.03 % a el área propuesta por el fabricante.
En carga térmica de diseño es menor en 0.06 % a la carga térmica que resulta de los datos verificados pero mayor en 3.11% al resultado en los datos reales, debido a que el Coeficiente Total de Transferencia de Calor es menor debido a que esta afectado por el factor de limpieza bajo por ensuciamiento del Condensador Principal.
La presión de escape de diseño es mayor en 13.8% al resultado en los datos reales debido a que las condiciones ambientales durante la prueba real favorecían la temperatura de entrada baja al condensador principal respecto a la que fue diseñado.
El factor de limpieza de diseño es mayor en 25.88 % al resultado del factor de limpieza con los datos reales debido a que el condensador principal se encuentra sucio.
42 El flujo de agua de circulación de diseño es mayor en 2.91 % al del flujo de agua de circulación que resulta de los datos verificados y menor en 0.13% al resultado de los datos reales.
La velocidad del flujo de agua de circulación de diseño es mayor en 1.29% a la velocidad debido al menor flujo de agua de circulación que resulta de los datos verificados y mayor también en 0.25% al resultado en los datos reales.
43
CAPITULO 4
ANALISIS DE
44
C A PITULO 4
A ná lisis d e re sulta d o s
En este capítulo se analizan los resultados del capítulo 3 y se propondrán estrategias para mejorar el rendimiento del Condensador Principal, tratando que la inversión y recuperación del proyecto sea rentable.
A fin de proponer una mejora en el rendimiento del condensador principal se realizaran cálculos con tubería de Titanio, Acero inoxidable y metal Admiralty, para después analizar los resultados y realizar propuestas.
4.1 Cálculo del Coeficiente de Transferencia de Calor considerando tubería de Titanio de 1” O.D.para 18 y 22 BWG.
Primero se realizan los cálculos utilizando como material Titanio para analizar si es posible mejorar el funcionamiento del condensador al cambiar el material.
Considerando un cambio a material de Titanio de 1” O.D. del mismo calibre 18 BWG, de la tabla 2.1, 2.2 y 2.3 obtendremos los factores de corrección para U1,
por temperatura y del material y calibre, obteniendo
.
* F F F UU= 1∗ W∗ M∗ C
* Tomado información proporcionada de PLYMOUTH TUBE CO USA [6]
Se tiene,
(
5.678263)
3457.26Wm K Fft Btu/hr 608.86
U= • 2•0 ∗ = 2 ⋅
5
0.9 0.82 1.069 F ft Btu/hr 731.15
45 El resultado un coeficiente de transferencia de calor menor en
F ft hr / Btu 97 .
4 • 2•0 (28.22 W/m2K) al que se tiene actualmente con los tubos 90-10 Cu-Ni.
Para calcular el área que se requiere con este coeficiente de transferencia de calor se usa la ecuación 2.10.
⎥ ⎦ ⎤ ⎢ ⎣ ⎡ − − − ∗ • • ∗ = F ) 61 . 100 2 . 118 ( F ) 16 . 88 2 . 118 ( ln F ) 16 . 88 61 . 100 ( F ft hr / Btu 86 . 608 hr / Btu 10 53 . 688 A 0 0 0 0 2 6 S
(
)
22
S 48612ft 0.0929030 4516.2m
A = ∗ =
La velocidad del fluido se considera igual ya que el espesor de la tubería es del mismo valor que la que se tiene con el material original del condensador.
Considerando un cambio de tubería de Titanio de 1” O.D del calibre 22 BWG, de la tabla 2.1, 2.2 y 2.3 se obtendrán los factores de corrección de U1, por
calibre y del material y calibre obteniendo FM
.
Primeramente se calcula la velocidad del flujo de agua de circulación ya que al modificar el calibre de la tubería éste se ve afectado.
Para el cálculo de la velocidad del agua en el interior de los tubos, para una tubería de Titanio calibre 22 BWG, primero se calcula el área de la sección transversal en la tubería, para ello se utiliza la ecuación 2.7
2 708 m 0.02397 4 A 2
T ∗ ∗
46
2 2
T 3.195m 34.39ft
A = =
Para el cálculo de la velocidad del agua en el interior de la tubería se utiliza la ecuación 2.6. F 88.16) 100.61 ( F Btu/lb 1.00002 1.030 62.4 3600 ft 34.39 Btu/hr 10 * 688.53
VW 2 6 0 0
− ∗ ∗ ∗ ∗ ∗ = Obteniéndose,
(
0.3048)
2.11ms ft/s6.95
VW = ∗ =
Utilizando el valor de la velocidad del agua en la tubería se usa la tabla 2.1 con el valor de velocidad y el diámetro de tubería para encontrar U1 (sin corregir)
* 0
2 F 1.069 0.91 0.95
ft Btu/hr 693.01
U= • • ∗ ∗ ∗
* Tomado información proporcionada de PLYMOUTH TUBE CO USA [6]
(
5.678263)
3636.58W m K F ft hr / Btu 44 . 640U 2 0 2
1 = • • ∗ = ⋅
El resultado un coeficiente de transferencia de calor mayor en 26.61Btu/hr•ft2•0F(151.10 W/m2 K)
![Fig. 1.1 Efecto del condensador sobre un diagrama de trabajo teórico [2].](https://thumb-us.123doks.com/thumbv2/123dok_es/4946886.74552/19.595.174.395.574.730/fig-efecto-condensador-diagrama-trabajo-teorico.webp)
![Fig. 1.2 Condensador de nivel bajo (contacto directo) [2].](https://thumb-us.123doks.com/thumbv2/123dok_es/4946886.74552/23.595.148.442.120.342/fig-condensador-nivel-bajo-contacto-directo.webp)
![Fig. 1.3 Instalación de un condensador de contacto múltiple de nivel bajo [2].](https://thumb-us.123doks.com/thumbv2/123dok_es/4946886.74552/24.595.126.468.394.721/fig-instalacion-condensador-contacto-multiple-nivel-bajo.webp)
![Fig. 1.4 Condensador de contacto con bomba de vacío [2].](https://thumb-us.123doks.com/thumbv2/123dok_es/4946886.74552/25.595.108.481.483.727/fig-condensador-de-contacto-con-bomba-de-vacio.webp)
![Fig. 1.5 Condensador barométrico de contacto directo de disco y contracorriente [2].](https://thumb-us.123doks.com/thumbv2/123dok_es/4946886.74552/27.595.128.460.121.440/fig-condensador-barometrico-contacto-directo-disco-contracorriente.webp)
![Fig. 1.6 Condensador de superficie radial de dos pasos [2].](https://thumb-us.123doks.com/thumbv2/123dok_es/4946886.74552/29.595.122.474.373.572/fig-condensador-superficie-radial-dos-pasos.webp)
![Fig. 1.7 Arreglo de una turbina y condensador [2].](https://thumb-us.123doks.com/thumbv2/123dok_es/4946886.74552/30.595.115.482.400.612/fig-arreglo-de-una-turbina-y-condensador.webp)
![Tabla 2.1 Coeficiente de transferencia de calor sin corregir U1 [3].](https://thumb-us.123doks.com/thumbv2/123dok_es/4946886.74552/38.595.85.545.427.773/tabla-coeficiente-transferencia-calor-corregir-u.webp)
![Tabla 2.2 Factor de corrección por temperatura de entrada de agua FW [3].](https://thumb-us.123doks.com/thumbv2/123dok_es/4946886.74552/39.595.85.494.127.691/tabla-factor-correccion-temperatura-entrada-agua-fw.webp)
![Tabla 2.3 Factor de corrección por material y calibre de tubo FM [3].](https://thumb-us.123doks.com/thumbv2/123dok_es/4946886.74552/40.595.88.508.151.524/tabla-factor-correccion-material-calibre-tubo-fm.webp)
