definición y diseño óptimo del sistema de enfriamiento para el ciclo

UNIVERSIDAD SIMÓN BOLÍVAR
DECANATO DE ESTUDIOS PROFESIONALES
COORDINACIÓN DE INGENIERIA QUIMICA
DEFINICIÓN Y DISEÑO ÓPTIMO DEL SISTEMA DE ENFRIAMIENTO PARA EL CICLO
COMBINADO DE LA PLANTA E. Z.
Por:
David Alejandro Rodriguez Benavides
INFORME DE PASANTÍA
Presentado ante la Ilustre Universidad Simón Bolívar
como requisito parcial para optar al título de
Ingeniero Químico
Sartenejas, Enero de 2013
UNIVERSIDAD SIMÓN BOLÍVAR
DECANATO DE ESTUDIOS PROFESIONALES
COORDINACIÓN DE INGENIERIA QUIMICA
DEFINICIÓN Y DISEÑO ÓPTIMO DEL SISTEMA DE ENFRIAMIENTO PARA EL CICLO
COMBINADO DE LA PLANTA E.Z.
Por:
David Alejandro Rodriguez Benavides
Realizado con la asesoría de:
Tutor Académico: Ing. Nathaly Moreno
Tutor Industrial: Ing. Hugo Martínez
INFORME DE PASANTÍA
Presentado ante la Ilustre Universidad Simón Bolívar
como requisito parcial para optar al título de
Ingeniero Químico
Sartenejas, Enero de 2013
RESUMEN
En la planta de generación termoeléctrica Ezequiel Zamora se realizara una expansión a ciclo
combinado que permita aumentar la eficiencia de la planta. Se debe seleccionar el sistema de
enfriamiento de vapor más acorde con las condiciones de la planta, para ello se estudiaron cuatro
tipos de sistema de enfriamiento típico para plantas de generación a vapor: sistema de
enfriamiento por aerocondensadores, sistema de torres húmedas, sistema de condensación por
contacto directo con aeroenfriadores y condensación por condensador de superficie con
aeroenfriadores. Se realizaron diagramas de flujo de procesos y dimensionamiento, a condiciones
de planta, de los principales componentes de cada uno de los sistemas, también se realizó
contacto con proveedores que realizaron dimensionamientos y presupuestos para algunos de los
sistemas. En función a los dimensionamiento se hizo una selección donde los parámetros más
importantes fueron: consumo de agua fresca, espacio requerido, potencia neta generada e
inversión inicial. El sistema de enfriamiento por torre húmeda es recomendado solo en caso de
que se logre obtener un mayor flujo de agua fresca para la planta, sin embargo, se obtuvo que el
sistema de aerocondensadores es el sistema más óptimo para las condiciones de la planta
Ezequiel Zamora y se recomienda como el sistema que debe ser instalado en la planta.
iv
Contenido
Índice de Tablas ..................................................................................................................................... ix
Índice de Figuras. ................................................................................................................................... xi
Lista de Símbolos .................................................................................................................................. xiii
Lista de Abreviaturas............................................................................................................................. xvi
INTRODUCCIÓN .................................................................................................................................. 1
Antecedentes ....................................................................................................................................... 1
Planteamiento del Problema ................................................................................................................. 2
Objetivos ............................................................................................................................................. 3
Objetivo General ............................................................................................................................. 3
Objetivos Específicos ...................................................................................................................... 3
CAPITULO I .......................................................................................................................................... 4
DESCRIPCION DE LA EMPRESA ........................................................................................................ 4
1.1 Descripción de la Empresa ............................................................................................................. 4
1.2Misión ............................................................................................................................................ 5
1.3 Visión ............................................................................................................................................ 5
1.4 Valores .......................................................................................................................................... 5
CAPITULO II ......................................................................................................................................... 6
MARCO TEORICO ................................................................................................................................ 6
2.1 Ciclo Combinado y Termodinámica del Ciclo. ............................................................................... 6
2.2 Planta Ezequiel Zamora ............................................................................................................... 14
2.3 Tecnologías de enfriamiento ........................................................................................................ 17
2.3.1 Sistemas de Enfriamiento Húmedo ........................................................................................ 19
2.3.2 Sistemas de Enfriamiento Seco .............................................................................................. 24
2.4 Equipos Auxiliares ....................................................................................................................... 28
2.5 Diagrama de Flujo de Procesos .................................................................................................... 29
CAPITULO III ...................................................................................................................................... 32
MARCO METODOLOGICO ................................................................................................................ 32
3.1 Búsqueda de Información............................................................................................................. 32
3.3 Estimado de costos ...................................................................................................................... 34
3.4 Diagramas de Flujo de Procesos ................................................................................................... 34
v
3.5 Vida Útil ...................................................................................................................................... 35
3.6 Control ........................................................................................................................................ 35
3.7 Mantenimiento ............................................................................................................................. 35
3.8 Metodología de cálculo ................................................................................................................ 36
3.8.1 Sección de Turbina ................................................................................................................ 36
3.8.2 Condensador de Superficie .................................................................................................... 38
3.8.3 Condensador de Contacto Directo ......................................................................................... 43
3.8.4 Torres húmedas ..................................................................................................................... 43
3.8.5 Aero-Condensador y Aeroenfriadores .................................................................................... 47
3.8.6 Área Ocupada ....................................................................................................................... 52
3.8.7 Potencia Neta ........................................................................................................................ 53
3.8.8 Costos ................................................................................................................................... 53
3.9 Metodología de selección ............................................................................................................. 56
3.9.1 Parámetros de selección ........................................................................................................ 56
3.9.2 Escalada de puntuación ......................................................................................................... 58
CAPITULO IV ...................................................................................................................................... 62
RESULTADOS Y DISCUSIÓN ............................................................................................................ 62
4.1 Sistema de un paso....................................................................................................................... 62
4.2 Sistema de enfriamiento por torre húmeda. ................................................................................... 63
4.3 Sistema de enfriamiento por aerocondensador .............................................................................. 66
4.4 Sistema de enfriamiento de aero enfriadores con condensador de contacto directo. ....................... 68
4.5 Sistema de enfriamiento con aero enfriador y condensador de superficie. ..................................... 71
4.6 Mantenimiento ............................................................................................................................. 74
4.7 Vida Útil ...................................................................................................................................... 75
4.8 Potencia Neta ............................................................................................................................... 76
4.9 Inversión Inicial ........................................................................................................................... 77
4.10 Consumo de agua ....................................................................................................................... 77
6.11 Matriz de Selección.................................................................................................................... 78
CAPITULO V ....................................................................................................................................... 82
CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES ...................................................................................... 82
ANEXO A ............................................................................................................................................ 88
AREA DE PLANTA PARA CICLO COMBINADO ............................................................................. 88
vi
ANEXO B ............................................................................................................................................. 90
ESQUEMA DEL CICLO COMBINADO 2x1 ....................................................................................... 90
ANEXO C ............................................................................................................................................. 92
DIAGRAMA DE FLUJO DE PROCESOS ............................................................................................ 92
SECCION DE TURBINA ..................................................................................................................... 92
CASO 0,14 BAR ................................................................................................................................... 92
ANEXO D ............................................................................................................................................ 94
DIAGRAMA DE FLUJO DE PROCESOS ............................................................................................ 94
SECCION DE TURBINA ..................................................................................................................... 94
CASO 0,20 BAR ................................................................................................................................... 94
ANEXO E ............................................................................................................................................. 96
DIAGRAMA DE FLUJO DE PROCESOS ............................................................................................ 96
SISTEMA DE AEROCONDENSADOR ............................................................................................... 96
ANEXO F ............................................................................................................................................. 98
DIAGRAMA DE FLUJO DE PROCESOS ............................................................................................ 98
SISTEMA DE TORRE HUMEDA ........................................................................................................ 98
ANEXO G .......................................................................................................................................... 100
DIAGRAMA DE FLUJO DE PROCESOS .......................................................................................... 100
SISTEMA DE AEROENFRIADOR CON CONDENSADOR DE SUPERFICIE ................................. 100
ANEXO H .......................................................................................................................................... 102
DIAGRAMA DE FLUJO DE PROCESOS .......................................................................................... 102
SISTEMA DE AEROENFRIADOR CON CONDENSADOR DE CONTACTO DIRECTO ................ 102
ANEXO I ............................................................................................................................................ 104
AEROCONDENSADOR DIMENSIONADO POR GEA.................................................................... 104
ANEXO J ............................................................................................................................................ 107
HOJA DE DATOS TORRE HUMEDA DIMENSIONADA POR SPX COOLING TECHNOLOGIES 107
ANEXO K .......................................................................................................................................... 109
PRESUPUESTO ENTREGADO POR SPX COOLING TECHNOLOGIES PARA LA TORRE
HUMEDA DIMENSIONADA ............................................................................................................ 109
ANEXO L ........................................................................................................................................... 111
HOJA DE DATOS AEROCONDENSADOR DIMENSIONADO ....................................................... 111
ANEXO M .......................................................................................................................................... 114
vii
HOJA DE DATOS AEROENFRIADOR PARA SISTEMA DE ENFRIAMIENTO SECO CON
CONDENSADOR DE SUPERFICIE .................................................................................................. 114
ANEXO N .......................................................................................................................................... 117
HOJA DE DATOS AEROENFRIADOR PARA SISTEMA DE ENFRIAMIENTO SECO CON
CONDENSADOR DE CONTACTO DIRECTO ................................................................................. 117
ANEXO O .......................................................................................................................................... 120
HOJA DE DATOS CONDENSADOR DE SUPERFICIE E-006-001 .................................................. 120
ANEXO P ........................................................................................................................................... 122
HOJA DE DATOS CONDENSADOR DE SUPERFICIE E-004-001 .................................................. 122
ANEXO Q .......................................................................................................................................... 124
HOJA DE DATOS TORRE DE ENFRIAMIENTO DIMENSIONADA .............................................. 124
ANEXO R ........................................................................................................................................... 126
SIMULACION SECCION DE TURBINAS ........................................................................................ 126
viii
Índice de Tablas
Tabla 2.1 Eficiencia de Carnot de diferentes configuraciones de generación [3] ..................................... 14
Tabla 2.2 Características de la turbine W501F en condiciones ISO [5]. .................................................. 15
Tabla 2.3 Características de la turbina W501F en condiciones de planta [6] ........................................... 16
Tabla 2.4 Características del combustible de la planta Ezequiel Zamora [7]. .......................................... 16
Tabla 3.1 Condiciones ambientales de diseño [25] ................................................................................. 36
Tabla 3.2 Presión, temperatura y flujo de vapor en los diferentes puntos de la sección de turbinas .......... 37
Tabla 3.3 Temperatura de salida del fluido caliente para diferentes sistemas con condensador de
superficie .............................................................................................................................................. 39
Tabla 3.4 Valores de caso base para correlación de purohit para estimación de costos de
intercambiadores tipo tubo coraza .......................................................................................................... 54
Tabla 3.5 Índice Marshall & Swift Equipment Cost Index para los periodos evaluados .......................... 55
Tabla 3.6 Porcentajes otorgables en el reglón de consume de agua ......................................................... 58
Tabla 3.7 Porcentajes otorgables en el reglón de espacio requerido ........................................................ 59
Tabla 3.8 Porcentajes otorgables en el reglón de flexibilidad de operación ............................................. 60
Tabla 3.9 Porcentajes otorgables en el reglón de mantenimiento requerido ............................................. 61
Tabla 4.1 Datos del sistema de enfriamiento de un paso ......................................................................... 62
Tabla 4.2 Resultados del balance de masa en la torre húmeda ................................................................ 63
Tabla 4.3 Resultados del pre dimensionamiento del condensador de superficie de la torre húmeda ......... 64
Tabla 4.4 Consumo energético del sistema de enfriamiento por torres húmedas ..................................... 64
Tabla 4.5 Área ocupada por los diferentes equipos que conforman el sistema de torres húmedas ............ 65
Tabla 4.6 Variables manipuladas y controladas para el sistema de enfriamiento por torres húmedas ....... 65
Tabla 4.7 Costos de instalación de la planta con sistema de enfriamiento por torres húmedas ................. 66
Tabla 4.8 Consumo energético del sistema de enfriamiento por aerocondensadores................................ 67
Tabla 4.9 Área de planta ocupada por el sistema de aerocondensadores ................................................. 67
Tabla 4.10 Variables controladas y manipulada en el sistema de enfriamiento por aerocondensadores .... 68
Tabla 4.11 Costos de instalación de la planta con sistema de enfriamiento por aerocondensadores ......... 68
Tabla 4.12 Consumo energético del sistema de enfriamiento por con condensador de contacto directo ... 69
Tabla 4.13 Área de planta total ocupada por el sistema de enfriamiento por condensador de contacto
directo ................................................................................................................................................... 70
ix
Tabla 4.14 variables controlada y manipulada en el sistema de enfriamiento por condensador de
contacto directo ..................................................................................................................................... 70
Tabla 4.15 Costos de instalación de la planta con sistema de enfriamiento con condensador de contacto
directo ................................................................................................................................................... 71
Tabla 4.16 Valores pre dimensionamiento del condensador de superficie para el sistema de
enfriamiento por con condensador de superficie ..................................................................................... 72
Tabla 4.17 Consumo energético del sistema de enfriamiento seco con condensador de superficie ........... 72
Tabla 4.18 Área de planta ocupada por el sistema de enfriamiento seco con condensador de superficie .. 72
Tabla 4.19 Variables controladas y manipuladas en el sistema de enfriamiento seco con condensador
de superficie .......................................................................................................................................... 73
Tabla 4.20 Costos de instalación de la planta usando un sistema de enfriamiento seco con condensador
de superficie .......................................................................................................................................... 74
Tabla 4.21 Puntos críticos de mantenimiento en los diferentes equipos. ................................................. 75
Tabla 4.22 Vida útil de los diferentes equipos de intercambio de calor requeridos en los sistemas. ......... 76
Tabla 6.23 Matriz de selección .............................................................................................................. 79
x
Índice de Figuras.
Figura 2.1 Esquema de turbina a gas abierta............................................................................................. 7
Figura 2.2 Graficas Presión vs Volumen y Temperatura vs Entropía del ciclo Brayton ............................. 7
Figura 2.3 Esquema de ciclo rankine........................................................................................................ 9
Figura 2.4 Grafica Temperatura vs Entropía de ciclo rankine ideal ........................................................... 9
Figura 2.5 Grafica de temperatura vs entropía de ciclo rankine real ........................................................ 10
Figura 2.6 Grafica de potencia generada en ciclo rankine ....................................................................... 11
Figura 2.7 Esquema de ciclo combinado ................................................................................................ 13
Figura 2.8 Grafica de temperatura vs entropía para ciclo combinado ...................................................... 13
Figura 2.9 Clasificación de los sistemas de enfriamiento ........................................................................ 18
Figura 2.10 Esquema de sistema de enfriamiento de un paso .................................................................. 20
Figura 2.11 Esquema de funcionamiento de sistema de enfriamiento por torre húmeda .......................... 21
Figura 2.12 Factor de tamaño vs acercamiento para torres húmedas. ...................................................... 22
Figura 2.13 Esquema de funcionamiento de sistema de enfriamiento por aerocondensadores ................. 25
Figura 2.14 Costos de capital en función del ITD para plantas de 170 MW en ciclo combinado, en el
estado de California, USA. [15] ............................................................................................................. 26
Figura 2.15 Potencia consumida por los ventiladores a diferentes ITD. Caso base: ITD= 25 °C.............. 27
Figura 3.1 Presión de condensación vs temperatura del medio de enfriamiento para diferentes tipos
de sistemas ............................................................................................................................................ 38
Figura 3.2 Coeficiente global de transferencia de calor no corregido en función de la velocidad del
agua de enfriamiento y diámetro de tubería. Vagua [ft/s], dext [pulgadas], U [BTU/ft2 °F) ......................... 41
Figura 3.3 Calculo condensador de superficie por estándar HEI ............................................................. 42
Figura 3.4 Balance de masa condensador de contacto directo. ................................................................ 43
Figura 3.5 Balance de agua en torres húmedas ....................................................................................... 44
Figura 3.6 Balance de masa y energía en torres húmedas ....................................................................... 45
Figura 3.7 Balance de masa y energía del aerocondensador .................................................................... 47
Figura 3.8 Contrapresión de la turbine a vapor para sistemas de aerocondensadores ............................... 48
Figura 3.9 Aeroenfriadores en PRO II.................................................................................................... 49
Figura 3.10 Modulo de diseño de aero enfriadores ................................................................................. 49
Figura 3.11 Modulo de diseño de aero enfriadores en PRO II, Especificaciones de salida ....................... 50
Figura 3.12 Modulo de diseño de aero enfriadores en PRO II, Especificaciones aletas............................ 50
xi
Figura 3.13 Modulo de diseño de en PRO II, Especificaciones de tubos. ................................................ 51
Figura 4.1 Comparación de costo de inversión y porcentaje asignado en la matriz de selección. Torre
húmeda (887,8 $/kW) ............................................................................................................................ 77
xii
Lista de Símbolos
Área ocupada por el aerocondensador[
Área ocupada por el aero enfriador[
]
]
Área efectiva de transferencia de calor[
]
Área tanque de almacenamiento de agua fría [
Área tanque de condensado[
]
]
Área tanque de agua de reposición[
]
Aproximación[ ]
Concentración de minerales en agua fresca[ ]
Concentración máxima de minerales en el agua de recirculación[ ]
Calor Específico [
]
Diámetro interno de la carcasa del intercambiador de calor[
Flujo de aire seco a través de la torre húmeda[
Entalpia del aire en la torre [
Entalpia de entrada[
]
]
]
Entalpia de saturación del aire en la torre [
Entalpia de salida[
]
]
Húmeda de entrada del aire[
]
Humedad de salida del aire[
]
Índice Actual[ ]
Índice Pasado[ ]
Diferencia Inicial de temperatura[ ]
Parámetro característico de la torre húmeda[ ]
xiii
]
Flujo de agua a través de la torre húmeda[
]
Media logarítmica de las temperaturas [ ]
Flujo másico de agua de arrastrada en la torre húmeda[
̇
̇
Flujo másico de agua evaporada en la torre húmeda[
̇
Flujo másico de agua recirculada[
̇
Flujo másico de vapor de agua[
]
]
]
Numero de ciclos de concentración
Potencia requerida por la bomba [
]
Potencia neta generada por la turbina a gas[
Potencia neta generada por la planta[
]
]
Potencia bruta generada por la turbina a vapor [
Potencia neta generada por la turbina a vapor [
Potencia consumida por los ventiladores[
Calor retirado[
]
]
]
]
Temperatura ambiental[ ]
Temperatura de bulbo húmedo[ ]
Temperatura de condensación del vapor[ ]
Temperatura del agua fría[ ]
Temperatura de entrada del aire [ ]
Temperatura del agua caliente [ ]
Diferencia de temperatura terminal[ ]
Temperatura de salida del aire [ ]
Coeficiente global de transferencia de calor [
]
Valor actual [ ]
Velocidad del agua a través de los tubos[
xiv
]
]
Valor pasado[ ]
Potencia, Trabajo Generada[
]
Altura de empaque en la torre húmeda[ ]
Eficiencia isentropica de la turbina [ ]
Eficiencia del ciclo [ ]
Calor de vaporización [
]
Diferencia de energía [
]
xv
Lista de Abreviaturas
ST
Turbina a vapor (Steam turbine)
GT
Turbina a Gas (Gas turbine)
SSC
Condensador de superficie (Steam Surface Condenser)
DCC
Condensador de contacto directo (Direct contact condenser)
ACC
Aerocondensador (Aircooled condenser)
SIPEP
Programa de estimación de rendimiento de plantas Siemens (Siemens Plant
Performance Estimation Program)
HRSG
Recuperador de calor generador de vapor (Heat Recovery Steam Generator)
PEZ
Planta Termoeléctrica Ezequiel Zamora
PRE
Pacific Rim Energy
DFP
Diagrama de Flujo de Procesos
GTW
Manual del mundo de la turbine a gas (Gas Turbine World Handbook)
DLN
Quemador seco de emisión baja de NOx (Dry Low NOx)
BOP
Balance de Planta
I&C
Instrumentación y Control
AP
Alta Presión
MP
Media Presión
BP
Baja Presión
GEA
GEA Power Cooling Inc.
ISO
International Standarization Organization
xvi
INTRODUCCIÓN
Antecedentes
La generación eléctrica a partir de combustibles fósiles ha sido uno de los métodos más
utilizados por más de 50 años, sin embargo, la eficiencia de las plantas de generación con
combustibles fósiles es baja, alrededor del 30% para las maquinas más eficientes y mucha de la
energía no es aprovechada por lo que es disipada al ambiente en forma de calor, por este motive
surgen los ciclos combinados, los cuales aprovechan esa energía en forma de calor para producir
vapor y generar una mayor cantidad de energía eléctrica. Estos ciclos tienen una eficiencia global
que puede llegar hasta el 60% permitiendo así generar una mayor cantidad de energía,
manteniendo el consumo de combustible, disminuyendo costos de operación y descargas
indeseadas al ambiente.
La generación eléctrica por combustibles fósiles en Venezuela es alta, especialmente en los
últimos años en los que se han introducido un importante número de plantas generadoras las
cuales funcionan ya sea con diesel o gas, a fin de suplir el alto consumo energético nacional.
En especial la compañía Pacific Rim Energy se ha dedicado a la instalación de varias unidades
de generación de hasta 150MW en el territorio nacional.
Por diversos motivos, entre los que se incluye el económico y el ambiental se desea llevar
todas las plantas instaladas en configuraciones de ciclo simple a ciclo combinado para así obtener
todos los beneficios de estas instalaciones.
Con diferentes proyectos de ciclo siempre en proceso y culminados a nivel nacional, Pacific
Rim Energy se encuentra entre las principales compañías en el área de generación en el país.
Ahora la compañía incursiona en los proyectos de ciclo combinado a fin de suplir los
requerimientos energéticos del país.
2
La instalación de condensadores de vapor a la descarga de turbinas es de vital importancia
para el cumplimiento de los requerimientos termodinámicos del ciclo, y no puede ser evadido
aunque esta implique problemas técnicos importantes, especialmente con condiciones
ambientales desfavorables para este tipo de equipos que, en general, tienen un mejor desempeño
en climas fríos.
Para este proyecto se evaluaran diferentes opciones de condensadores de vapor para una
turbina de vapor tipo Siemens SST-5000 en la locación del proyecto Planta Termoeléctrica
Ezequiel Zamora(PEZ) en la cual se presentan diferentes problemáticas para la selección e
instalación de este tipo de equipo, como son: la falta de agua para enfriamiento, lejanía de la
planta a otras instalaciones y suplidores, limitantes de espacio dentro de la planta y altas
temperaturas ambientales (36 °C), desfavorables para la eficiencia de la planta.
Todas estas limitantes y consideraciones serán tomadas en cuenta para el proyecto, así como
se realizara un análisis económico de las diferentes opciones a proponer lo que permitirá realizar
una recomendación para el sistema de enfriamiento más adecuado a las condiciones de la planta
PEZ
Planteamiento del Problema
La Planta Ezequiel Zamora será la primera planta en llevar a ciclo combinado por la compañía
Pacific Rim Energy. Para ello se requiere de la instalación de un sistema de enfriamiento para los
vapores exhaustos de la turbina de vapor, a fin de que éstos puedan ser calentados y se reinicie el
ciclo de generación.
La locación de la planta presenta ciertas dificultades para la selección de un sistema de
enfriamiento; entre ellos están: limitada área disponible para sistemas auxiliares, altas
temperaturas ambientales, limitada disposición de agua y un requerimiento base de generación
que debe ser cumplido, por lo que lo que Pacific Rim Energy desea instalar el sistema de
enfriamiento que mejor se adapte a las condiciones de la planta, cumpliendo en todo momento
con el requisito de generación estipulado por el cliente y disminuyendo los costos de instalación
del sistema.
3
Por lo que el proyecto de pasantía se enfoca en definir el sistema de enfriamiento de vapor que
mejor se adapte a las condiciones de la planta, a fin de simplificar los procesos de presentación de
opciones al cliente y una facilitación de los procesos de ingeniería posteriores.
Objetivos
Objetivo General
Seleccionar y dimensionar el sistema de enfriamiento de vapor exhausto de una turbina a
vapor, más óptimo para el sistema de ciclo combinado de la Planta Termoeléctrica Ezequiel
Zamora, basado en consideraciones técnicas y económicas.
Objetivos Específicos

Identificar y proponer los diferentes sistemas de enfriamiento que puedan ser
implementados.

Realizar los Diagramas de Flujo de Procesos (DFP) con sus respectivos balances de masa
y energía para los diferentes sistemas propuesto.

Dimensionar los equipos mayores de los diferentes sistemas de enfriamiento propuestos.

Seleccionar, entre las diferentes propuestas, el sistema más adecuado para la planta E.Z.
CAPITULO I
DESCRIPCION DE LA EMPRESA
1.1 Descripción de la Empresa
El consorcio Pacific Rim Energy (PRE), es una compañía venezolana con más de 15 años de
experiencia en la ejecución de proyectos de Ingeniería, Procura y Construcción (IPC), para los
sectores petrolero, gas, eléctrico, petroquímico e industrial a nivel nacional e internacional. La
compañía tiene su sede principal en el centro empresarial Galipán, donde se encuentran las
oficinas y se realiza toda la ingeniería necesaria para los proyectos que son llevados a cabo por la
compañía.
En la actualidad, la compañía se encuentra orientada principalmente al área eléctrica,
específicamente en la generación eléctrica, para lo cual se construyen diferentes plantas de
generación en el territorio nacional e internacional. La compañía se encarga de la ingeniería en
todas sus etapas, procura y construcción, así como la puesta en marcha de las unidades de
generación y todos los servicios auxiliares que requiere la planta.
Entre los proyectos principales
que la compañía ha realizado en el área de generación
eléctrica se encuentra la planta Josefa Camejo (PJC), en el estado Falcón; la planta Alberto
Lovera (PAL), en el estado Anzoátegui; la planta Ezequiel Zamora(PEZ), en el estado Guárico y
la planta El Alto, en la república de Bolivia. De estas solo la planta Josefa Camejo se encuentra
en funcionamiento, mientras que el resto se encuentra en la fase de construcción.
A la fecha, los proyectos en el área eléctrica que ha realizado Pacific Rim Energy se han
basado en ciclos simples de generación, sin embargo, dentro de la estructura de los proyectos se
tiene estipulada la expansión a ciclo combinado donde, se espera que el proyecto PEZ sea el
primero en expandirse.
5
1.2Misión
Proveer servicios de ingeniería, procura y construcción de proyectos industriales,
adecuados a los estándares de calidad, con la finalidad de generar satisfacción a nuestros clientes,
accionistas, empleados y comunidad.
1.3 Visión
Constituirse en una empresa reconocida a nivel nacional e internacional por la calidad en sus
servicios de Ingeniería, Procura y Construcción de proyectos industriales, gracias a la motivación
y competencia de nuestro capital humano.
1.4 Valores
Compromiso con el Cliente: Pacific Rim Energy considera que uno de sus mayores
patrimonios lo constituyen los clientes. Motivo por el cual, Pacific Rim Energy orientara sus
mayores esfuerzos hacia la satisfacción de las necesidades y expectativas de los mismos,
manteniendo unas relaciones claras, basadas en intereses comerciales comunes.
Compromiso con el talento Humano de la Empresa: Pacific Rim Energy considera a los
miembros de la organización como su capital más importante para afrontar los retos que se le
pueden presentar a la organización. Es así que, el consorcio está comprometido a fomentar el
desarrollo de las capacidades y talentos de los individuos, a respetarlos y retribuirlos justamente,
con la finalidad de lograr un alto grado de identificación y afiliación con la organización.
CAPITULO II
MARCO TEORICO
2.1 Ciclo Combinado y Termodinámica del Ciclo.
Las centrales de generación termoeléctrica pueden funcionar bajo tres esquemas. El primer
esquema es el de ciclo simple, el cual fue introducido en los años 40 y revoluciono la industria,
estableciéndose como una forma de alcanzar picos de servicio de una forma rápida[1]. Este
esquema utiliza una turbina de combustión, a la cual se le introduce un combustible, a fin de
transformar la energía térmica generada en el proceso de combustión, en energía mecánica y
posteriormente en energía eléctrica a través de un generador eléctrico.
Las turbinas a gas consisten de una sección de compresión, combustión y expansión. Como se
muestra en la fig. 2.1, el aire ambiental es comprimido desde el punto 1 hasta el punto 2 en la
sección de compresión. El combustible es añadido y quemado en el Combustor. Los productos de
la combustión, en el punto 3, se expanden desde este punto hasta el punto 4 en la sección de la
turbina. La expansión genera trabajo mecánico. Típicamente, más del 50% del trabajo producido
es utilizado para mover el compresor por lo que el trabajo restante es utilizado para generación
eléctrica. En este caso el fluido de trabajo utilizado es aire e idealmente, el proceso puede ser
presentado bajo un ciclo termodinámico conocido como ciclo de Brayton. En este ciclo 4
procesos se llevan a cabo como se puede observar en la fig. 2.2. De 1 a 2 compresión, de 2 a 3
adiciones de calor a presión constante, de 3 a 4 expansiones y de 4 a 1 retiro de calor. En el caso
de las turbinas a gas de ciclo abierto, la etapa de retiro de calor se realiza mediante la expulsión
de los gases de combustión a la atmosfera.
7
Figura 2.1 Esquema de turbina a gas abierta
Figura 2.2 Graficas Presión vs Volumen y Temperatura vs Entropía del ciclo Brayton
Al tener una eficiencia típica no mayor al 40%, la mayor parte de la energía en este ciclo es
liberada al ambiente por lo que se desperdicia.
El segundo esquema, es el de generación a vapor el cual es utilizado ampliamente en todo el
mundo. Al igual que en el esquema de ciclo simple, se debe introducir energía al sistema por
medio de un combustible que es quemado. En el caso de las plantas de generación a vapor el
8
combustible utilizado es más versátil puesto que se puede usar desde combustible sólido hasta
material nuclear.
La generación a vapor se basa en el ciclo de Rankine, éste se compone de cuatro procesos
básicos como se observa en las figuras 2.3 y 2.4: aumento de presión, generación de vapor,
expansión y condensación.
Proceso 1-2 el fluido en estado líquido es bombeado de un nivel de baja presión a uno de mayor
presión, el consumo de energía de esta etapa es poca debido a que el fluido se encuentra en estado
líquido.
Proceso 2-3 el fluido a alta presión es calentado por encima de la temperatura de saturación,
generando vapor.
Proceso 3-4 el vapor entra a la turbina donde se expande, ésta expansión disminuye la presión y
temperatura del vapor al mismo tiempo que se puede generar condensado.
Proceso 4-1 el vapor exhausto de la turbina es condensado a presión constante hasta alcanzar la
condición de líquido saturado.
En el proceso ideal las turbinas y bombas del ciclo son isentropicas, lo que produce una mayor
potencia de salida, la generación de vapor y condensación se producen a presión constante, las
energías cinéticas y potenciales son despreciables, el condensado sale como liquido saturado y la
bomba o turbina operan adiabáticamente.
Las condiciones ideales no pueden ser alcanzadas en la realidad puesto que no existen bombas
o turbinas isentropicas, las tuberías en el generador de vapor y condensador producen caídas de
presión, se producen perdidas de calor en la tuberías que conectan los equipos por lo que se
deben contabilizar estas suposiciones al momento de realizar cualquier estudio que generación a
vapor.
9
Figura 2.3 Esquema de ciclo rankine[2]
Figura 2.4 Grafica Temperatura vs Entropía de ciclo rankine ideal[2]
10
Figura 2.5 Grafica de temperatura vs entropía de ciclo rankine real[2]
Al realizar un balance de cada uno de los procesos bajo condiciones reales se obtiene que
Proceso 1-2
̇
(2.1)
̇
Proceso 2-3
(2.2)
̇
Proceso 3-4
̇
̇
(2.3)
Proceso 4-1
̇
(2.4)
La eficiencia del ciclo se obtiene como el cociente entre el trabajo neto obtenido y el calor
suministrado.
11
̇
(2.5)
Al operar bajo el ciclo de Rankine, el proceso puede ser modificado para generar diferentes
configuraciones que permiten aumentar la eficiencia del ciclo como en el caso del
recalentamiento, en los que se introduce una cantidad de energía al ciclo en una etapa intermedia
y la regeneración la cual incurre en menores potencias generadas para la misma cantidad de vapor
que entra en la turbina.
Otras formas de aumentar la eficiencia en el ciclo de Rankine implican aumentar el área bajo
la curva que se forma en el diagrama T vs S del ciclo (figura 2.6) sin aumentar la cantidad de
energía que debe ser introducida al sistema. Para ello se puede recurrir a una disminución en la
presión de descarga de la turbina.
Figura 2.6 Grafica de potencia generada en ciclo rankine
Al disminuir la presión de descarga desde la presión P o a la presión Po’ se incrementa el
trabajo generado, siendo este la suma del trabajo en el área A correspondiente al caso base,
presión de descarga Po) más el área B correspondiente a la mejora, en la figura 2.6. Esta mejora
afecta al condensador que deberá retirar una mayor cantidad de calor y operar en condiciones de
mayor vacío. Esta mejora se ve limitada por las condiciones ambientales ya que la presión de
12
descarga debe ser suficiente, tal que temperatura de saturación del vapor en el punto 2’ permita la
transferencia de calor desde el vapor hacia el fluido de enfriamiento, es decir debe existir una
diferencia mínima de temperatura entre el vapor a condensar y el fluido frio.
En el caso del ciclo de Rankine, presión en el condensador no viene dada por la presión de
descarga de la turbina de baja presión, sino al revés; la presión en el condensador determina la
presión de descarga de la turbina lo que hace del condensador un equipo de suma importancia en
el ciclo pues define la eficiencia máxima que se puede alcanzar.
Finalmente el tercer esquema propuesto para plantas termoeléctricas es el conocido esquema
de ciclo combinado, el cual combina los dos ciclos térmicos antes mencionados dentro de una
misma planta de generación[3].
En el primer ciclo, el ciclo simple, se suministra la mayor parte de la energía requerida. La
energía desechada por el ciclo simple es utilizada en el ciclo a vapor, el cual opera a menor
temperatura. De esta forma, se realiza un uso termodinámicamente óptimo de calor, desechando
la menor cantidad de calor posible al ambiente.
Para lograr acoplar los dos ciclos termodinámicos se requiere de un intercambiador de calor
especial conocido como caldera de recuperación de calor o HRSG (Heat Recovery Steam
Generator). En éste equipo se permite el intercambio de calor entre los gases combustibles del
ciclo simple, que contiene la energía de desecho del ciclo y se encuentran a altas temperaturas y
el condensador que se debe cambiar de fase a vapor.
Las calderas de recuperación de calor pueden ser provistas con quemadores internos, con estos
se puede aumentar la cantidad de calor introducido al sistema u operar de forma continua en caso
de que los equipos del ciclo simple se encuentren fuera de operación y no puedan suministrar el
calor necesario, convirtiendo a la planta en un ciclo a vapor.
13
Figura 2.7 Esquema de ciclo combinado
Esta combinación de los ciclos termodinámicos, que permite un mejor uso de la energía
contribuye a aumentar la eficiencia global de la planta. Los ciclos simples abiertos tienen una
eficiencia alrededor del 43%, los ciclos a vapor cuenta con una eficiencia alrededor del 35%. Al
combinar los ciclos se puede obtener eficiencias del 57%.
Figura 2.8 Grafica de temperatura vs entropía para ciclo combinado
14
Tabla 2.1 Eficiencia de Carnot de diferentes configuraciones de generación [3]
GT
Temperaturas
Promedio de entrada
Temperaturas
promedio de salida
Ciclo
ST
Combinado
Con recalentamiento
Sin recalentamiento
900-1000
640-700
550-630
950-1000
500-550
320-350
320-350
320-350
42-47
45-54
37-50
63-68
Eficiencia de Carnot
2.2 Planta Ezequiel Zamora
El proyecto para la construcción de la Planta de Generación Eléctrica Ezequiel Zamora es un
proyecto energético, desarrollado por el Ministerio de Energía y Petróleo, a través de CADAFE,
para el suministro de la demanda de energía eléctrica de los estados Guárico, Amazonas y
Bolívar. La Planta Ezequiel Zamora se encuentra ubicada a 11 km de la población de Altagracia
de Orituco, Estado Guárico, en la carretera nacional Altagracia-Clarines, Coordenadas UTM: (N)
9°12’12” y (W) 66°0’37”.
La planta se ubica en una superficie de 195300 m2 , la cual se encuentra a una altura entre 320
y 335 msnm, la temperatura promedio de 32 °C, con una temperatura máxima de 38 °C, la
humedad relativa promedio es de 62% y la presión atmosférica se ubica en los 100160 Pa.
La planta consta de dos etapas: la primera, actualmente en construcción, contempla la
instalación y puesta en marcha de una turbina a gas marca Siemens Westinghouse, modelo
W501F, con capacidad nominal, en condiciones ISO (1 atm, 288 K, 60 % humedad relativa) de
150 MW, la cual utiliza quemadores secos de baja emisión de NOx, conjuntamente con todos los
equipos y sistemas auxiliares requeridos. La segunda etapa consta de la instalación de un segundo
turbogenerador a gas con las mismas especificaciones que el primero para una capacidad de
generación de 300 MW. Posteriormente, en esta etapa se contabiliza la instalación de una turbina
a vapor con capacidad nominal de 150MW, para una capacidad total de generación de la planta
15
de 450MW. De esta forma, la planta presenta una configuración 2x1, dos turbinas a gas más una
turbina a vapor. Para ambas etapas se han dispuesto 45720 m2.
En la segunda etapa del proyecto también se contempla la instalación de dos calderas de
recuperación de calor, cada una asociada a una turbina a gas, por lo que el vapor que alimenta a la
turbina a vapor será generado a través de las calderas de recuperación de calor HRSG, por sus
siglas en inglés (Heat Recovery Steam Generator) y la energía utilizada para la generación de
vapor provendrá del calor residual de las turbinas a gas.
Cada turbina se encuentra conectada a un generador marca Siemens, serie SGen6-1000A, los
cuales reportan una eficiencia mayor al 98.8% de acuerdo al fabricante[4], por lo que la planta
final estará provista de tres de estas unidades.
Las turbinas a gas son de marca Siemens Westinghouse, modelo W501F las cuales pertenecen
a la serie SGT6-5000F que, de acuerdo al folleto técnico de Siemens presentan las siguientes
condiciones de operación a condiciones ISO:
Tabla 2.2 Características de la turbine W501F en condiciones ISO [5].
Inyección de
DLN Seco
Combustible
Gas Natural
Gas Natural
Liquido
Liquido
Potencia Neta(kW)
186500
205400
179200
196500
Heat Rate Neto(kJ/kWh)
9770
9490
9536
9027
Temp de Exhausto(°C)
586
588
566
572
1745634/484,9
1806054/501,7
1766863/490,8
1817484/504,9
36417/10,2
38961/10,8
41704/11,6
43610/12,1
Flujo de
Exhausto(kg/h)/(kg/s)
Flujo de
Combustible(kg/h)/(kg/s)
Vapor
DLN Seco
Inyección de
Tipo de Combustor
Vapor
Para es especificaciones del sitio de planta y el requisito de generación se tienen las siguientes
características de las turbinas a gas:
16
Tabla 2.3 Características de la turbina W501F en condiciones de planta [6]
Modelo
Unidades
SGT6-5000F(4)
Elevación
m.s.n.m
325
Potencia Neta
MW
175,7
Heat Rate Neto
kJ/kWh
9826
Flujo Másico de Exhausto
kg/s
444
Temperatura de Exhausto
°C
615
Temp Ambiental
°C
32
Presión Ambiental
Mbar
975
Tipo de Combustible
Flujo de Combustible
CH4 100%
kg/s
9,59
El combustible utilizado para alimentar las turbinas a gas es suplido por PDVSA Gas y tiene
las siguientes características:
Tabla 2.4 Características del combustible de la planta Ezequiel Zamora [7].
Poder Cal Bruto
Btu/PCE
998
Nitrógeno
% molar
0,563
CO2
% molar
2,570
Metano
% molar
94,832
Etano
% molar
1,781
C3+
% molar
H2S
Ppm
Peso Molecular
4
17,18
Los recuperadores de calor a instalarse en la planta serán provistos por el cliente.
Las calderas de recuperación de calor son unidades de circulación natural, con
recalentamiento, que funciona a tres (3) niveles de presión y provistas con quemadores
suplementarios. Todos los bancos de tubos de la unidad son aleteados. Cada caldera se encuentra
conectada a la descarga de una turbina a gas por lo que se requiere de dos calderas, una para
17
unidad turbogeneradora a gas, las cuales deben operar en paralelo con una capacidad del 50% del
flujo de vapor requerido por la turbina a vapor.
La unidad de generación a vapor aún no ha sido adquirida, sin embargo se encuentra definido
que esta será una unidad marca Siemens Westinghouse ya que optimizaría la eficiencia al ser
equipos de un mismo marca y facilitarían la compatibilidad de la tecnología, lo cual no es factible
en el caso de las calderas de recuperación, por ser equipos con un abanico de diferentes
proveedores, ya que por lo general no es diseñados por los fabricantes de turbinas.
La compañía Siemens, en su página web, define los equipos para ciclos combinados en
configuración 2x1 para 60 Hz. Para ello define las turbinas a gas serie SGT6-5000F, como la
instalada actualmente, y una turbina a vapor serie SST6-5000[8].
Las turbinas Siemens serie SST6-5000 son turbinas de tres niveles de presión, conformadas
por dos carcasas, una que acoge a las turbinas de alta y media presión y otra acoge la turbina de
baja presión. En éstos modelos presentan una carcasa de baja presión con una descarga doble. El
diseño permite operar entre 120 y 500MW en aplicaciones de ciclo combinado, con o sin
recalentamiento. Las condiciones de operación permiten alcanzar presiones de hasta 190 bar y
temperaturas de 600 °C en la línea principal[9].
Adicional a las unidades principales de generación, como son las turbinas y generadores, la
planta cuenta con todos los auxiliares requeridos para la correcta operación de la planta, como
son: compresores, bombas, tanques de almacenamiento, filtros, sistemas de inyección de
químicos, tambores separadores, chimeneas y equipos de intercambio de calor.
2.3 Tecnologías de enfriamiento
Las tecnologías de enfriamiento disponibles depende del tipo de aplicación puesto esto
determina la cantidad de calor que debe ser transferido.
En las plantas de generación a vapor el enfriamiento es que proceso de suma importancia, éste
determina la eficiencia del ciclo y aproximadamente 90% del calor extraído en un ciclo de
potencia se hace a través del sistema de enfriamiento. [10]. Este calor retirado del sistema debe
ser liberado al ambiente a través de un medio refrigerante.
18
Dependiendo del medio que se utilice como refrigerante los sistemas de enfriamiento puede
ser clasificado en dos grupos, lo que requieren de reposición constante de agua, sistemas
húmedos y los que no requieren de reposición constante de agua, sistemas secos, y en su lugar
usan aire ambiental. Estos dos fluidos son los preferidos para los sistemas de enfriamiento en
centrales de ciclo combinado y centrales de vapor por su gran disponibilidad.
Otra forma de clasificar los sistemas de enfriamiento es según la cantidad de equipos
empleados, por lo que pueden ser clasificados como sistema de intercambio directo los cuales
requieren de un equipo principal o condensador y los sistemas de intercambio indirecto los cuales
requieren de un condensador y un equipo de enfriamiento secundario que retira el calor al
ambiente.
Figura 2.9 Clasificación de los sistemas de enfriamiento
La figura 2.9 presenta la clasificación de las diferentes tecnologías disponibles en el mercado
para el intercambio de calor, específicamente para el condensado de vapor de agua exhausto de
turbinas de vapor en condiciones de presión de vacío.
19
2.3.1 Sistemas de Enfriamiento Húmedo
Esto tipo de tecnología requiere de un consumo de agua de servicio para la condensación del
vapor. La cantidad de agua requerida por el sistema dependerá de las condiciones ambientales de
la planta donde es implementado el sistema, así como del tipo de sistema.
La ventaja principal de estos sistemas de enfriamiento es que permiten trabajar a temperaturas
ambientales más bajas que otros sistemas por lo que se reduce la presión de descarga de la turbina
(turbine backpressure), lo que se traduce en un aumento de la eficiencia del ciclo y una mayor
generación.
Dentro de los sistemas de enfriamiento húmedos se encuentra:
Sistemas de un paso y los sistemas de torres de enfriamiento también conocidas como torres
húmedas o torre valorativas.
2.3.1.1 Sistemas de un paso
Estos sistemas utilizan un flujo de agua proveniente de rio, mar o lago y lo hacen pasar por un
intercambiador de tubo coraza o condensador de superficie (Steam Surface Condenser, SSC),
donde el vapor se condensa por el lado de la coraza y transfiere el calor residual del ciclo al agua,
la cual aumenta su temperatura. Una vez el agua aumenta su temperatura esta es devuelta a la
fuente hídrica de donde se extrajo, el agua utilizada no es recirculada al condensador.
La cantidad de agua que se requiere para condensar el flujo de vapor es inversamente
proporcional a la diferencia de temperatura entre el agua a la entrada y la salida del condensador.
La regulación venezolana establece que la diferencia máxima de temperatura entre la descarga
y el sumidero, en el caso de aguas de enfriamiento no puede ser mayor a 3 C [11], y la cantidad
de energía transferida al condensar un kg de vapor es más de 550 veces la requerida para
aumentar un kg de agua en un grado centígrado; por lo que el flujo de agua requerido en los
20
sistemas de un paso es elevado. Por ello, estos sistemas utilizan agua proveniente del mar, rio o
lago lo que lo hace recomendable únicamente cuando la planta de generación se encuentra
ubicada cerca de una fuente hídrica que permita un consumo ilimitado de agua de enfriamiento.
Figura 2.10 Esquema de sistema de enfriamiento de un paso
2.3.1.2 Torres de Enfriamiento
Las torres de enfriamiento son equipos que se valen del principio de evaporación para enfriar
un caudal de agua, utilizando aire atmosférico como medio receptor de la energía residual del
ciclo.
Al operar bajo el principio de evaporación, parte del agua utilizada como fluido de
enfriamiento es perdida al ser absorbida por el aire ambiental, por lo que debe ser repuesta de
forma constante al sistema para asegurar el correcto funcionamiento del mismo. Por lo que un
flujo constante de agua de suministro es indispensable para la operación de estos sistemas.
La configuración típica de los sistemas de reposición constan de:
Condensador de superficie, donde se realiza la condensación del vapor exhausto de la turbina.
21
Torre de enfriamiento, donde el agua caliente es enfriada para ser recirculada al condensador.
Esta es la parte fundamental de este proceso
Todo el equipo necesario para la circulación de los fluidos (bombas, ventiladores).
Figura 2.11 Esquema de funcionamiento de sistema de enfriamiento por torre húmeda
En el condensador de superficie es donde se produce la condensación del vapor exhausto de
turbina sin embargo (figura 2.11), para que dicha condensación ocurra debe haber un medio que
absorba el calor de desperdicio. Ese medio es una corriente de agua en recirculación la cual entra
al condensador y absorbe el calor proveniente del vapor. Al absorber calor, el agua se calienta por
lo que debe ser enfriada a través de un mecanismo secundario que transferirá ese calor al
ambiente. El mecanismo secundario es la torre de enfriamiento.
En la torre, el calor retirado de ciclo es transferido al aire atmosférico, que entra a la torre a
una temperatura y humedad determinada. A medida que el aire circula por la torre este absorbe
una pequeña porción del agua que circula. El aire aumenta su temperatura y humedad, mientras
que el agua disminuye su temperatura y flujo, pues parte del agua es absorbida por el aire. Este
proceso se realiza sobre una estructura denominada empaque, que permite aumentar el área de
transferencia, compactando el tamaño total de la unidad.
En la teoría, la menor temperatura que se puede alcanzar en la torre es la temperatura de bulbo
húmedo, la cual es la temperatura de no equilibrio que en estado estacionario alcanza una
pequeña masa de líquido cuando se encuentra sumergido, en condiciones adiabáticas, en una
corriente de gas. [12] En el caso de la mezcla vapor-aire esta temperatura se asemeja a la
temperatura de equilibrio [12] que se alcanza cuando el aire se encuentra a una humedad relativa
22
del 100%. En la práctica resulta muy difícil alcanzar la temperatura de bulbo húmedo dentro de la
torre por lo que se define la aproximación como la diferencia entre la temperatura de salida del
agua y la temperatura de bulbo húmedo.
(2.6)
Mientras menor sea el término de la aproximación mayor será la eficiencia de la torre y menor
la temperatura de salida del agua. Sin embargo, mayor será el área de intercambio requerida para
alcanzar la condición de salida. Si al momento de dimensionar una torre la aproximación definida
es muy pequeña se obtendrá una torre muy grande y no será óptima pues el
sobredimensionamiento de esta incurrirá en mayores gastos de inversión y la mejora alcanzada no
será significativa. Para aproximaciones de 5 °F o 2,8 °C el aumento en el tamaño de la torre se
hace asintótico (figura 2.12) por lo que no se recomienda diseñar para estas aproximaciones pues
el fabricante no asegura el cumplimiento de estos valores[13]. En general, se recomienda que la
aproximación de diseño sea entre 5 y 20 °F[13].
Figura 2.12 Factor de tamaño vs acercamiento para torres húmedas. [13]
Otro parámetro importante al momento de dimensionar una torre y quizás el más importante,
es la cantidad de calor retirado. Si la cantidad de calor retirado no es el necesario, la
condensación del vapor no será completa y la eficiencia del ciclo no alcanzara su punto óptimo.
Por lo tanto es importante que la torre se encuentre dimensionada para cumplir con esta
condición, para ello se estudia el parámetro característico de la torre, K, el cual relación la
23
operación de la torre en termino de los agua y aire, con la cantidad de calor que puede ser
transferido.
Para la evaluación de este parámetro se utiliza la ecuación de Merkel, la cual evalúa el
parámetro característico de la torre en función de la fuerza impulsora que genera la transferencia
de calor y masa.
∫
(2.7)
Este parámetro varía en función de la relación agua/aire (L/G) y debe ser evaluado para
asegurar que a las condiciones de operación del equipo, el flujo de calor retirado.
A demás del flujo de agua perdido consecuencia de la operación normal del equipo, en [estos
también se debe considerar una purga de agua, pues al existir evaporación la concentraciones de
minerales disueltos en el agua aumentan y causan ensuciamiento del empaque, disminuyendo la
eficiencia del equipo. Para evitar estos problemas, una determinada cantidad de agua debe ser
retirada en forma de purga y sustituida por una cantidad igual de agua fresca.
La cantidad de agua que debe ser purgada depende de la máxima concentración permitida en
la torre y la concentración de minerales disueltos en la corriente de agua fresca. Por lo que se
define el número máximo de ciclos de concentración permitidos en la torre como el cociente
entre la concentración máxima permitida y la concentración de minerales en el flujo de agua
fresca.
(2.8)
En función de este valor y la cantidad de agua evaporada se puede saber la cantidad de agua
que debe ser purgada como
̇
̇
̇
(2.9)
La relación L/G es de suma importancia en la operación de la torre por lo que se debe asegurar
que el flujo de aire que circula a través de este sea el requerido, por lo que las torres se
encuentran provistas de mecanismo que permiten este flujo de aire.
El flujo de aire a través de la torre se realiza por efecto de tiro mecánico o tiro natural.
24
El tiro natural se vale del efecto chimenea para que el aire circule a través de la torre. En este
la diferencia de densidades entre el aire frio y seco que entra en la torre y el aire caliente y
húmedo que sale crea un flujo de aire por lo que disminuyen el uso de equipos mecánicos. Estas
torres son fácilmente reconocibles por su estructura hiperbólica característica y ocupan una gran
área. Debido a si gran tamaño, generalmente son utilizadas para enfriar flujos mayores a los
200000 gpm.
En el tiro mecánico se utilizan ventiladores para mover un flujo de aire a través de la torre.
Este puede ser por tiro forzado, en el caso en que los ventiladores se ubican en la parte inferior de
la torre y empujan el fluido a través de la torre o inducido, en este caso los ventiladores se ubican
que la parte superior e inducen al aire caliente y húmedo a dejar la estructura haciendo espacio
para aire frio y seco. A diferencia del tiro natural, el tiro mecánico requiere de un consumo de
energía para mover los ventiladores.
La ventaja de este sistema de enfriamiento, sobre otros existentes en el mercado, es que al
operar a temperaturas cercanas a las de bulbo húmedo se logra alcanzar condiciones de vacío
mayor a la salida de la turbina, comparado con otros sistemas de enfriamiento.
La cantidad de agua que se requiere para este sistema es solo una pequeña porción de la que se
puede requerir en un sistema de enfriamiento de un paso lo que lo hace conveniente en plantas
donde no se cuenta con un recurso ilimitado de agua. Esto lo hace uno de los sistemas de
enfriamiento más utilizados.
2.3.2 Sistemas de Enfriamiento Seco
Los sistemas de enfriamiento seco cuentan que pueden enfriar un fluido sin necesidad de una
corriente continua de agua ya que emplean aire ambiental como medio de enfriamiento. Esos
sistemas son especialmente útiles en zonas donde la disponibilidad de agua es muy baja para
utilizar sistemas abiertos de reposición completa o parcial, por lo que no tienen limitaciones en
las locaciones de instalación. Adicionalmente, estos sistemas no presentan problemas con
respecto a las regulaciones ambientales de descarga de calor a fuentes de agua puesto que todo el
calor es descargado al aire ambiental. El mecanismo por el cual se retira calor del ciclo de vapor
25
es por calor sensible, en lugar de calor latente como es característico de las torres de enfriamiento
húmedas [14].
Ya que el aire es el fluido de enfriamiento de este tipo de sistema, su temperatura será in factor
limitante en las condiciones del sistema por lo que la temperatura de bulbo seco controlara la
temperatura de condensación y correspondientemente la presión de descarga de la turbina de
vapor. La mínima presión de descarga de la turbina que puede ser alcanzada se encuentra
limitada por una diferencia de temperatura mínima de 40 °F (22,2 °C) entre la temperatura de
bulbo húmedo y la temperatura de saturación a la presión de condensación.
2.3.2.1 Aerocondensadores y Aeroenfriadores
Los aerocondensadores son sistemas de enfriamiento de contacto directo, en el cual el vapor
exhausto de la turbina transfiere calor al aire ambiental por mecanismos de conducción y
convección, sin requerir de un fluido intermedio.
Figura 2.13 Esquema de funcionamiento de sistema de enfriamiento por aerocondensadores
Estos equipos están compuestos por haz de tubos aleteados agrupados en módulos montados
en forma de A, por dentro de los cuales fluye el vapor a condensar y por el lado externo fluye el
aire. Los módulos se encuentran elevados sobre el nivel del piso a fin de hacer espacio para que
26
el aire pueda ingresar al sistema. El aire el movido por ventiladores instalados en la parte inferior
del arreglo y los colectores de condensador también se ubica en la parte inferior de la estructura.
El vapor que sale de la turbina entra al aerocondensador por la parte superior y es distribuido a
través de todos los haces de tubos por donde fluye de forma descendente a medida que se
condensa (fig. 2.13), hasta llega a la parte inferior de equipo donde el condensado es recolectado
y retirado del equipo para hacer lugar al nuevo condensado.
Debido a que los sistemas secos están limitados en su operación por la temperatura de bulbo
seco del aire ambiental, se define el término de diferencia de temperatura inicial (ITD, Initial
Temperature Difference) el cual es la diferencia entre la temperatura de condensación del vapor y
la temperatura del aire ambiental.
(2.10)
Mientras mayor sea el ITD menor será el tamaño del requerido cumplir con la
condiciones de operación lo que se traduce en menores gastos de instalación (fig. 2.14) y
operación, por lo que, como se mencionó anteriormente, se recomienda que el ITD sea de
al menos 40 °F (22,2 °C) para asegurar una operación y costo adecuado.
Figura 2.14 Costos de capital en función del ITD para plantas de 170 MW en ciclo combinado, en
el estado de California, USA. [15]
27
A fin de aumentar el ITD, se requiere de una menor temperatura ambiental o una
mayor temperatura de condensación. Debido a que los factores ambientales no pueden ser
controlados; se requiere aumentar la temperatura de condensación lo que incurre en
mayores presiones de descarga de la turbina disminuyendo la eficiencia, pero asegurando
la correcta operación del ciclo. A pesar de esto, la presión de descarga máxima a la cual
puede operar la turbina viene dada por el fabricante y no debe ser superada, creando un
límite en la ITD máximo que se pueda alcanzar.
Al igual que en los sistemas de torres húmedas, el flujo de aire a través del equipo
puede darse por tiro natural o tiro mecánico. Al utilizar tiro mecánico se incurre en un alto
consumo de energía pues la cantidad de aire requerido para la correcta operación de estos
equipos suele ser alta y a menor ITD mayor es la cantidad de aire requerido (fig. 2.15), lo
que se traduce en mayor consumo por parte de los ventiladores.
Figura 2.15 Potencia consumida por los ventiladores a diferentes ITD. Caso base: ITD= 25 °C
[16]
Entre los parámetros que suelen estar involucrados en el dimensionamiento de estos equipos
se puede nombrar: temperatura de bulbo seco, flujo de vapor a condensar, entalpia y calidad del
vapor, presión de condensación, altura sobre el nivel del mar, máximos y mínimos niveles de
carga, tipo de tubería y aletas, velocidades y caída de presión del aire, dimensiones del haz de
tubos, numero de pasos de los tubos, fugas de aire hacia el interior del sistema, velocidades y
28
caídas de presión dentro de los tubos, arreglo de los tubos, máximo número tubos y filas de
tubos, dimensiones de los ventiladores, boquillas de entrada y salida, ductos de admisión de
vapor, dirección del viento, límites de altura, entre muchos otros factores.
Debido al alto grado de complejidad que está involucrado en el dimensionamiento y
construcción de estos equipos la tarea suele dejarse en manos del fabricante, quien diseña un
equipo a la medida para la planta que lo requiere.
Para poder realizar el dimensionamiento del equipo el fabricante requiere de varios
parámetros tanto de planta como del fluido a condensar como son:
Temperatura de bulbo seco de diseño
Flujo de vapor a condensar
Entalpia del vapor exhausto de la turbina
Presión de condensación del vapor
Altura sobre el nivel del mar
Adicionalmente, se puede dar información de: nivel de ruido permisible, área de planta
destinada para el equipo, máxima contrapresión permisible, condiciones mínimas de carga.
2.4 Equipos Auxiliares
Los equipos auxiliares son aquellos que requiere la planta para la correcta operación de la
unidad principal. Para plantas de generación eléctrica en ciclo combinado se consideran equipos
auxiliares: bombas, compresores, filtros, intercambiadores de calor, tanques de almacenamiento,
tambores separadores, paquetes de tratamiento de agua, sistema de inyección de químicos
En el caso de los sistemas de intercambio de calor que utilizan aire como medio para retirar
calor, también se deben considerar los ventiladores como unidades auxiliares pues estos aseguran
el correcto funcionamiento de los intercambiadores de calor.
29
La implementación de equipos auxiliares se traduce en la disminución de la eficiencia global
del ciclo, puesto que estos equipos requieren de un consumo energético para su operación, sin
embargo no puede ser extraído del balance de planta u ocasionarían problemas operacionales.
2.5 Diagrama de Flujo de Procesos
Los diagramas de flujo de procesos son una representación esquemática del proceso, sus
condiciones de operación normal y su control básico. Este también indica los efluentes del
proceso y su disposición.
El diagrama incluye el balance de masa e información para el diseño y especificación de
equipos, además sirve como guía para el desarrollo de los diagramas de tubería e
instrumentación. [17]
En el diagrama, todas las líneas de proceso deben estar identificas por números. El número 1
corresponde a la línea de alimentación al proceso y la enumeración se hace creciente de acuerdo
al recorrido del flujo principal del proceso.
Igualmente todos los equipos deben estar identificados de forma correspondiente y se debe
mostrar información de código de identificación, nombre del equipo y características de
operación normal. Los equipos que se encuentren en paralelo no se muestran en el diagrama. Sin
embargo, su presencia se indica en el número de equipo con el terminal A/B/C/D.
La simbología, identificación y codificación de equipos se realiza bajo la normal PDVSA LTP 1.1.
El plano donde se encuentra el diagrama de flujo de procesos se divide en varias zonas, estas
son:

Zona de información de equipos. Esta zona se ubica en la parte superior del plano
y lleva la información principal para el diseño de equipos

Zona de equipos. Ocupa el área central del plano y es el cuerpo del DFP

Zona de notas e identificación de plano. Se ubica en la sección derecha del plano y
contiene todas las notas referentes al plano al igual que la identificación de este
30

Zona de balance. Ocupa el área inferior y contiene la tabulación de los balances de
masa y energía.
El diagrama se inicia en el extremo izquierdo del plano, siguiendo la dirección de flujo del pro
ceso real y termina en el lado derecho antes de la zona de notas.
2.6 Balance de Masa y Energía
El balance de masa y energía es una aplicación del principio de conservación de la masa en el
análisis de sistemas físicos. Al considerar la materia que entra y sale del sistema, los flujos másic
os pueden ser identificados. [18].
La forma más general del balance de masa, la masa que entra a un sistema debe, por conservac
ión de la masa, salir del sistema o acumularse en el sistema. En el caso de no existir reacción quí
mica y que el proceso se encuentre en flujo estacionario, la expresión matemática que surge del b
alance de masa es:
̇
̇
(2.11)
̇
En el caso del balance de energía se aplica el mismo concepto, por el principio de conservació
n de la energía, por lo que:
̇
̇
̇
(2.12)
De la forma más genera, el balance de energía viene dado por la primera ley de la termodinámi
ca por lo que se puede expresar como:
(2.12)
Donde Q y W son el calor y el trabajo suministrados al sistema, sin tomar en cuenta si el proce
so es reversible, cuasi estático o irreversible [19].
De esta forma, al utilizar los principios de conservación de masa y energía sobre cada uno de l
os equipos que conforman el sistema, se obtiene un conjunto de ecuaciones que al ser resueltas pe
rmiten identificas las variables desconocidas y completar el balance de masa y energía.
Este balance es requerido para el diseño y análisis minucioso de procesos así como de los equi
31
pos que se encuentran involucrados en un proceso, y su realización es función del ingeniero de pr
ocesos.
Para la realización del balance de masa y energía es requerido, en primer lugar, un diagrama
de flujo de procesos de la planta a diseñar; por lo que generalmente este balance no se encuentra
como un documento de ingeniera separado en su lugar, acompaña al diagrama de flujo de
proceso, permitiendo una mejor visualización de la información contenida.
En el balance de masa y energía se presentan las condiciones normales de operación del
proceso, para cada una de las corrientes representadas en el DFP. La información más importante
que debe llevar todo balance de masa y energía para su correcta interpretación y uso es: número
de corriente, descripción de la corriente, temperatura y presión normal de la corriente, estado
físico de la corriente, flujo volumétrico o másico, densidad, peso molecular, entalpia, viscosidad,
en caso de la presencia de gases se reporta la fracción de vapor.
CAPITULO III
MARCO METODOLOGICO
3.1 Búsqueda de Información
Para la identificación de la planta PEZ, las condiciones geográficas y ambientales de planta,
requisitos del cliente, se realizó una identificación de los diferentes documentos de ingeniería
presentes en la compañía, los cuales se encuentran reportados en la sección de referencias.
La información referente a las turbinas de gas en la planta fue obtenida directamente del
fabricante, por medio de folletos en línea disponibles en su página web, así como por medio del
sistema SIPEP (Siemens Plant Performance Estimation Program).
En el caso de la ST, esta no se encuentra definida por la compañía ni por el fabricante por lo
que no se cuenta con información exacta. El fabricante de las GT, en su página web, indica la
configuración recomendada para ciclos combinados, así como la serie de la ST recomendada, por
lo que nuevamente se recurre a los folletos del fabricante para identificar las características de los
equipos, en este caso el folleto de ST.
Para la identificación de los diferentes sistemas de enfriamiento utilizados comúnmente en la
industria de la generación eléctrica se recurrieron a fuentes bibliográficas, disponibles en las
referencias, ingenieros con experiencia en el área, y distintos fabricantes quienes aportaron
información sobre los diferentes tipos de sistema disponibles en el mercado.
33
3.2 Pre dimensionamiento y Dimensionamiento
Para el dimensionamiento de los diferentes equipos de transferencia de calor se recurrió a
simuladores computarizados en el caso de los aerocondensadores y aero enfriadores, pues
cálculos manuales de estos son de alta complejidad. Para ello existen diferentes paquetes de
software especializados como son HEXTRAN, ASPEN, HYSYS, HTRI entre otros, sin embargo
para este estudio de utilizo el paquete PRO II. La utilización de este paquete se debió a que, de
los paquetes de diseño conocidos, este es el único al cual la compañía tiene acceso. Este software
no es especializado para el dimensionamiento de equipos de intercambio de calor, sin embargo
permite obtener una serie de datos útiles para los efectos de este trabajo.
Igualmente, se recurrió a los fabricantes de aerocondensadores y aeroenfriadores a fin de
obtener un dimensionamiento completo de los equipos requeridos. En este caso, la información
obtenida por parte de los fabricantes es utilizada de forma preferencial sobre la información
obtenida a través de PRO II.
En el caso de condensadores de superficie, se realizó un pre dimensionamiento utilizando el
estándar HEI [20] para este tipo de equipos. A través del estándar solo se puede obtener algunos
valores principales por lo que es considerado pre dimensionamiento. Para un dimensionamiento
más riguroso se recurre al cálculo manual de los parámetros requeridos, utilizando diferentes
métodos encontrados en la bibliografía.
Las torres húmedas son dimensionadas utilizando métodos aprobados por el CTI, Cooling
Technology Institute “Instituto de Tecnología de enfriamiento”,
y obtenido en diferentes
referencias. Además, dimensionamiento riguroso es obtenido a través de los fabricantes.
Para el dimensionamiento de bombas se realizó un contacto con el proveedor recomendado
por el grupo de ingenieros presentes en la compañía.
Y en el caso de tanques y recipientes, el pre dimensionamiento se realizó basado en estándares
internacionales y métodos heurísticos en la industria.
34
3.3 Estimado de costos
El estimado de costos realizado es clase 4, lo que implica que el error se encuentra entre -15 y
50%.
En el caso de los precios de los equipos de generación se utilizó el GTW Handbook, Gas
Turbine World “Manual del Mundo de las Turbinas a Gas”, para identificar los valores de estos,
pues la compañía cuenta con precios de los equipos de generación a gas más no para equipos de
generación a vapor.
En el caso de los costos de los sistemas de enfriamiento se recurrió a los fabricantes, a quienes
se les solicito una cotización del equipo dimensionado. En el caso de los condensadores de
superficie, cuyo dimensionamiento no fue obtenido por medio de los fabricantes, un estimado de
precio fue realizado a través de los métodos encontrados en la bibliografía.
Los distintos fabricantes contactados entregaron cotizaciones de precios actuales por lo que,
para realizar una comparación desde el punto de vista económico, todos los valores deben estar lo
más actualizados posible. Por ello se utilizó el índice Marshall & Swift Equipment Cost Index
para para actualizar todos los precios que se encontraban desactualizados sin embargo, la
actualización se pudo realizar solo hasta el último trimestre del 2010 pues fue el índice más
actual encontrado.
Todos los costos se encuentran reportados en dólares americanos y se basan en trabajos
previos realizados para los costos de construcción, instalación, ingeniería y otros, de plantas
existentes.
3.4 Diagramas de Flujo de Procesos
Para los diferentes DFP generados se tomaron en cuenta los equipos principales y equipos
secundarios. Los tanques son empleados como medios de almacenamiento de fluidos a fin de
asegurar una operación segura de las unidades, tener niveles de fluido adecuado en al momento
del arranque y contar con fluido en el caso de fugas o perdidas por diferentes razones.
35
Las bombas se colocaron a fin de que impulsar los fluidos a través de todo el sistema con las
menores perdidas posibles.
3.5 Vida Útil
Se recurrió a la literatura[21] [22] [23], así como a los fabricantes a fin de definir la vida útil
de los diferentes sistemas. En algunos casos, se extrajo información proveniente de diferentes
fabricantes y se contrasto. Se seleccionó el valor más recurrente o que se considera representa un
valor más realista según lo estudiado.
3.6 Control
Se definieron las variables controladas y manipuladas críticas para el funcionamiento correcto
del sistema. Se tomó en cuenta todos los equipos, principales y secundarios, bombas y tanques.
En aquellos sistemas en los que hay un mayor número de equipos existe un mayor número de
variables que requieren ser controladas.
Un mayor número de variables controladas o manipuladas implica una mayor complejidad en
el control del sistema, mayor número de instrumentos y costos.
Diferentes métodos de control no son considerados. Se considera únicamente un control
simple de lazo cerrado, el cual permitiría un control del sistema desde una sala de control.
3.7 Mantenimiento
A fin de determinar la complejidad de mantenimiento de los diferentes sistemas se recurrió a
la literatura[24] la cual es amplia en este tema para diferentes equipos de intercambio de calor. En
el caso de no encontrar información respecto al mantenimiento de determinado equipo, se recurre
a los conocimientos previos con el fin de determinar los principales puntos que puedan requerir
de un nivel de mantenimiento considerable.
No se toma en cuenta el mantenimiento para bombas, tanque y recipientes pues este es
requerido en todos los sistemas y no genera una diferenciación.
36
3.8 Metodología de cálculo
A continuación se presentan los métodos detallados por los cuales se realizaron los distintos
cálculos en el presente trabajo. Se realizaron cálculos de Balance de masa y energía,
dimensionamiento de equipos, potencia bruta y neta y área ocupada.
Las condiciones ambientales utilizadas para el diseño de los equipos son:
Tabla 3.1 Condiciones ambientales de diseño [25]
Temp de Bulbo Seco
°C
36
Temperatura de Bulbo Húmedo
°C
27,25
Altura
msnm
325
Presión
mbar
979,2
En el caso de la temperatura de bulbo húmedo, esta no corresponde con las condiciones de
temperatura de bulbo seco y humedad relativa máximas reportadas en la planta, como indica el
Cooling Technology Institute (CTI, Institute de tecnología de enfriamiento). La diferencia se
debe a que, en contacto con el proveedor, este indico que otros equipos trabajando en el país, en
regiones con condiciones más extremas, se diseñaron con una temperatura de bulbo húmedo
correspondiente a la presentada en la tabla 4.1 y no acepto realizar el dimensionamiento para
condiciones mayores.
3.8.1 Sección de Turbina
La turbina a vapor no ha sido adquirida por la compañía, por lo que no se tiene ninguna
información de diseño de la ST. Por esto se debe realizar un balance a fin de determinar el flujo
de vapor que requiere ser condensado.
Para la realización del balance se necesita de las propiedades de vapor para lo cual se emplean
las tablas IAPWS95 [26]. Así como se realizó una simulación a través del software PRO II.
Anexo R
En la realización del balance se toman las siguientes consideraciones:
37
1. La unidad corresponde a una turbina de vapor con tres niveles de presión,
sobrecalentamiento y recalentamiento.
2. Se asume una eficiencia isentropica del 85%.
3. No existe regeneración.
4. El vapor es generado en tres niveles de presión por el recuperador de calor generador de
vapor.
5. Las caídas de presión en las líneas de media y baja presión son despreciables.
Además, se tomó como comparación las características de una ST construida para otra planta,
y con capacidad de generación 170 MW ISO. Esta información es de carácter confidencial.
Las diferentes consideraciones de temperatura y presión a través de la sección de la turbina
son las siguientes:
1. Las condiciones de temperatura y presión consideradas en la línea principal son de 130
bar y 580 °C.
2. La caída de presión en la sección de alta presión es de 106 bar.
3. La temperatura de recalentamiento es de 580 C.
4.
La caída de presión en la línea de recalentamiento es 1 bar.
Respecto a los flujos de vapor, la principal consideración es que se agrega flujo de vapor vivo
entre secciones por lo que, el flujo de vapor exhausto de la ST de baja presión es mayor que el
flujo de vapor que entra a la ST en la sección de alta presión. Todo el vapor proviene de la
caldera de recuperación de calor generadora de vapor.
Se debe asegurar que la capacidad de generación mínima de este sistema supere los 150 MW
de forma que se pueda asegurar que la potencia neta del sistema de generación sea, al menos, la
requerida por el cliente.
Tabla 3.2 Presión, temperatura y flujo de vapor en los diferentes puntos de la sección de turbinas
Descripción
Temperatura
Presión
Flujo
C
Bar
kg/s
Flujo
Principal
Descarga
turbina de
AP
Recalentamiento
Descarga
turbina MP
Entrada
Turbina BP
580
130
95
340
24
95
580
23
95
355
4,5
110
355
4,5
122,4
38
Para definir la presión de descarga de la turbina, esta depende del sistema de condensación
y puede variar según las condiciones ambientales y el sistema de enfriamiento empleado, por
lo que es explicado a medida que se explica cada sistema de enfriamiento.
3.8.2 Condensador de Superficie
Para realizar el balance de masa y energía sobre el condensador de superficie se debe conocer
la cantidad de vapor que sale de la turbina, el cual es calculado por medio del balance en el área
de las turbinas. La temperatura de condensación es fundamental en el proceso y viene dada por la
presión a la cual se realiza la condensación.
Para identificar la temperatura de condensación se recurre a la literatura.
Una vez identificada la presión a través de la figura 3.1 y temperatura de condensación se
puede conocer calor que se requiere retirar del ciclo termodinámico.
(3.1)
̇
Por principio de conservación de la energía, el calor retirado del ciclo es transferido al medio
de enfriamiento el cual aumenta su nivel energético.
̇
(3.2)
Figura 3.1 Presión de condensación vs temperatura del medio de enfriamiento para diferentes
tipos de sistemas [3]
39
Conocida la temperatura de entrada y el calor retirado, se fija una temperatura de salida la cual
depende de la temperatura de condensación o y del tipo de sistema.
Tabla 3.3 Temperatura de salida del fluido caliente para diferentes sistemas con condensador de
superficie
Sistema
Condición de Temp de Salida
Torre Húmeda
Temp Máxima de la torre – 3 °C
Sistema de un paso
Temp de Entrada + 3 °C
Sistema de enfriamiento seco con refrigerante
Temp de Ebullición del refrigerante
Sistema de enfriamiento seco con agua
Temp de Cond – 5 °C
En el caso de las torres húmedas, la temperatura máxima a la que puede entrar el agua es de 50
°C, pues esta es la temperatura máxima que se permite para empaques de fibra de vidrio. La
diferencia de 3 °C permite un rango de seguridad para la operación de la torre.
Un aumento de 3 °C es el máximo permitido para sistemas de enfriamiento de un paso según
la normativa nacional [11].
En sistemas de enfriamiento seco indirecto donde el fluido secundario se recircula, se limita el
acercamiento de temperatura en el condensador de superficie a 5 °C [27] para evitar un sobre
dimensionamiento del condensador y asegurar un tamaño adecuado.
En el caso de los sistemas de enfriamiento seco con refrigerante la diferencia de entalpia
corresponde al cambio de fase en el refrigerante, al absorber la energía residual del ciclo. Por lo
que la diferencia de temperatura entre la entrada y la salida del refrigerante es cero.
̇
(3.3)
Para el dimensionamiento de condensadores de superficie se utiliza el estándar HEI, por medio
del cual se obtiene diferentes parámetros.
Acorde al estándar se realizan correcciones del coeficiente global de transferencia de calor, U,
en función del ensuciamiento (fens), se recomienda 0,85 para este factor, el tipo de tubo (ftubo) y
temperatura de entrada (ftemp).
40
El coeficiente global de transferencia de calor depende de la velocidad del fluido de
enfriamiento en el lado de los tubos y el fabricante debe realizar un dimensionamiento para
asegurar el coeficiente U [20].
41
Figura 3.2 Coeficiente global de transferencia de calor no corregido en función de la velocidad
del agua de enfriamiento y diámetro de tubería. Vagua [ft/s], dext [pulgadas], U [BTU/ft 2 °F) [20]
42
Figura 3.3 Calculo condensador de superficie por estándar HEI
43
3.8.3 Condensador de Contacto Directo
Los condensadores de contacto directo pueden ser de tipo empacado, de inyección o de piscina
aunque los de inyección son más utilizados en la industria de generación por requerir de menores
dimensiones.
Métodos para el dimensionamiento de condensadores de superficie no fueron encontrados en
la literatura por lo que solo se realizó en balance de masa correspondiente para esta unidad.
Figura 3.4 Balance de masa condensador de contacto directo.
Ya que la resistencia a la transferencia de calor es muy baja en este tipo de unidad, se
considera que la temperatura de salida del fluido es igual a la temperatura de condensación, por lo
que solo se requiere un balance de entalpias entre vapor a condensar y el fluido de enfriamiento.
̇
̇
̇
̇
(3.4)
Al conocer la temperatura de condensación, se conoce la entalpia de vaporización y entalpia
de salida del fluido por la suposición antes mencionada, y conociendo la temperatura del fluido
de enfriamiento se conoce su entalpia. Finalmente, se puede conocer la masa de agua de
enfriamiento requerida para condensar la totalidad del vapor.
3.8.4 Torres húmedas
Las torres húmedas son unidades que se valen de la transferencia de masa y energía entre una
corriente de agua y otra de aire. El agua constituye la fuente de alta temperatura, mientras que el
44
aire es el sumidero de baja temperatura. En este caso el balance de masa y energía es fundamental
para el diseño de las torres.
Consecuencia de los fenómenos de transferencia que ocurren en la torre, el aire sufre
variaciones considerables en sus propiedades termodinámicas como resultado de la absorción del
agua es por ello que las propiedades psicométricas del aire con fundamentales en el estudio de la
torre. Para este estudio, se recurrió a propiedades psicométricas obtenidas a través de ecuaciones
descritas en la literatura [28].
Al realizar un balance de masa y energía sobre el agua en la torre, se obtiene que:
̇
Figura 3.5 Balance de agua en torres húmedas
̇
̇
̇
̇
̇
(3.5)
45
En la torre, el flujo de agua, L, proveniente del condensador de superficie, entra por el tope
con una temperatura Tagua, e y fluye por gravedad a través de un empaque donde entra en contacto
con la corriente de aire, G, disminuyendo su temperatura hasta alcanzar la temperatura Tagua, s. y
el calor retirado debe ser igual al calor retirado en el condensador de superficie, a fin de no exista
acumulación de calor en el sistema.
La temperatura, Tagua, e es la temperatura a la cual sale el agua del condensador de superficie
pues se desprecian las pérdidas de calor en la tubería por la que fluye el agua. La temperatura
Tagua, s se define como la temperatura minina a la que teóricamente se puede llegar, o temperatura
de bulbo húmedo, más el termino de acercamiento.
(3.6)
Para este estudio se definió que la aproximación seria de 4 °C.
A su vez, el aire que entra a la torre con una temperatura T aire, e y humedad He, aumenta su
temperatura y humedad hasta alcanzar Taire, s y Hs, pues una pequeña fracción del agua que fluye
es absorbida por el aire.
La cantidad de aire libre de agua en la torre, G’, permanece constante a través de toda la torre
mientras que, su entalpia aumenta por lo que se puede definir la ecuación de balance de masa y
energía para la torre como:
Figura 3.6 Balance de masa y energía en torres húmedas
46
(3.7)
La entalpia de entrada se conoce pues se conoce las condiciones de temperatura y humedad a
la entrada de torre sin embargo, a la salida de la torre no se conocen las propiedades de
temperatura y humedad por lo que se realiza un estimado.
Se supone que la humedad relativa del aire a la salida de la torre es alrededor del 98%
mientras que para la temperatura, una buena aproximación es suponer que esta corresponde al
promedio de las temperaturas de entrada y salida del agua [29].
(3.8)
Con estos valores, se puede calcular entalpia y humedad del aire que a su vez permite el
cálculo del flujo de aire a través de la torre.
Para determinar la cantidad de agua evaporada:
(3.9)
̇
Una vez conocido el flujo de agua evaporada, se permite calcular el flujo de purga y arrastre.
El flujo de arrastre representa entre el 0,5 y 0,2% del valor de agua evaporada [12], aunque
actualmente la instalación de sistemas anti arrastre permiten disminuir este valor hasta 0,001%.
Para este estudio se utilizó un valor de 0,2%.
En el caso de la corriente de purga, esta se calcula en función de la cantidad de agua arrastrada
y evaporada y los ciclos de concentración de minerales disueltos en el agua.
̇
̇
̇
(3.10)
Para finalmente de la ecuación 4.5, calcular el flujo de agua fresca de reposición requerido
para la operación normal de una determinada torre.
Con los valores de L y G’, suponiendo que el flujo de agua es constante en toda la torre ya que
el flujo de agua evaporada es pequeño en comparación el flujo total; se halla la relación L/G’ que
representa un parámetro importante en la operación de la torre.
47
La relación L/G’ permite calcular el parámetro característico de la torre, KaV/L, el cual es
evaluado a partir de la ecuación de Merkel, ec. 2.7. Esta ecuación es evaluada de forma numérica
en 4 puntos, los cuales corresponden a la optimización de Tchebycheff [30]. 10, 40, 60 y 90% de
la diferencia de temperatura entre el agua caliente y fría son los valores utilizados. Las unidades
utilizadas para esto son inglesas.
Para completar el dimensionamiento de la torre se calcula su altura; para lo cual se supone un
coeficiente de transferencia volumétrico, Ka= 2 y un flujo de agua no mayor a 15 m3/ (h m2).
̇
(3.11)
3.8.5 Aero-Condensador y Aeroenfriadores
Al realizar el balance de masa y energía para el aerocondensador, se sabe que la cantidad de
calor retirado es proporcional a la diferencia de entalpia entre el vapor y el condensador, y se
relaciona con el flujo de condensado, al igual que en la ecuación 3.1.
En este caso el medio receptor de calor es el aire ambiental que circula por la parte externa de
los tubos. El aire tiene un calor específico que se puede considerar constante para amplios rangos
de temperatura por lo tanto:
̇
Figura 3.7 Balance de masa y energía del aerocondensador
(3.12)
48
El calor que debe ser retirado del ciclo, así como la diferencia inicial de temperatura, ITD, son
los factores predominantes en el dimensionamiento del aerocondensador. El ITD tiene un efecto
importante sobre la generación de potencia en plantas termoeléctricas [10]
La transferencia de calor se da por la ecuación.
(3.13)
Donde la diferencia media logarítmica, LMTD, se define como
(3.14)
Donde la diferencia final de temperatura, TTD, es la diferencia entre la temperatura de
condensación y la temperatura de descarga del aire.
Para conocer tanto el calor retirado como la temperatura de condensación, se debe primero
conocer la presión de condensación. Para el caso de los sistemas secos no se recurre a la figura
3.1, en su lugar su utiliza la figura 3.8 como referencia.
Figura 3.8 Contrapresión de la turbine a vapor para sistemas de aerocondensadores [16]
49
Ya que el dimensionamiento de los aerocondensadores y aeroenfriadores resulta es un proceso
de alta complejidad, debido al número de variables que se deben considerar; se recurre a la
utilización de simuladores computacionales a fin de realizar el dimensionamiento.
Se utiliza el simulador de procesos PRO II, en el cual se recurre al módulo de diseño de
aeroenfriadores.
Figura 3.9 Aeroenfriadores en PRO II
Figura 3.10 Modulo de diseño de aero enfriadores
Se definen los distintos parámetros de diseño como son la caída de presión del lado de tubo,
velocidad máxima de aire, longitud de tubo, numero de bahías en paralelo, ancho del haz de tubo,
numero de pases y numero de filas de tubos como se muestra en la fig. 3.10.
50
Figura 3.11 Modulo de diseño de aero enfriadores en PRO II, Especificaciones de salida
En la especificación de salida del aerocondensador la fracción de líquido será 1, implicando
que todo el vapor se condensa.
Figura 3.12 Modulo de diseño de aero enfriadores en PRO II, Especificaciones aletas
Se definen tubos aleteados de aluminio, para los cuales se obtienen parámetros a través de
diferentes fabricantes de tubos. Las características de densidad de aletas y altura de la aleta se
muestran en la figura 3.12.
51
Figura 3.13 Modulo de diseño de en PRO II, Especificaciones de tubos.
Se define el arreglo de los tubos, así como su separación, diámetro de tubo y espesor de estos.
Los valores definidos se pueden observar en la fig. 3.13.
Para el dimensionamiento del aerocondensador se asigna una separación de 69,5 mm mientras
que para los diferentes aeroenfriadores se evalúan distintos valores de espaciamiento hasta
alcanzar un valor óptimo en función de la caída de presión del lado del aire.
Para los valores ingresados en el módulo de diseño de aeroenfriadores se realizan varias
corridas y se escoge la que requiera de una menor área, y cumpla con las condiciones de diseño.
En el caso de los aeroenfriadores, en la realización del balance de masa y energía, el calor
retirado del ciclo, es retirado por medio de un condensador de superficie o contacto directo el
cual utiliza agua u otro fluido como refrigerante. El calor retirado corresponde al calculado por la
ecuación 3.1.
El TTD en los aeroenfriadores deberá ser nunca menor a 10 °C [27], por lo que se define este
valor para el diseño de los equipos.
El procedimiento de diseño de los aeroenfriadores es parecido al de los aerocondensadores. La
diferencia principal se encuentra en la especificación de salida del fluido caliente, en este caso la
temperatura de salida del fluido caliente será igual a la temperatura ambiental más 10 °C.
52
3.8.6 Área Ocupada
Para el cálculo del área ocupada por los distintos sistemas de enfriamiento se realizó una suma
simple de las áreas requeridas para la instalación del equipo principal así como los tanques y
recipientes. Las áreas ocupadas por las bombas no fueron consideradas. En el caso de los equipos
secundarios, su área tampoco fue contabilizada pues su instalación se realiza directo a la descarga
de la turbina y el área que ocupan no se encuentra dentro de la zona delimitada para el sistema de
enfriamiento, si no se encuentran dentro de la caseta de la unidad de generación.
En cada caso las áreas se calcularon como:
Aero condensador:
(3.15)
Aero enfriador con condensador de superficie:
(3.16)
Torre Húmeda:
(3.17)
Aero enfriador con condensador de contacto directo:
(3.18)
El área ocupada por los equipos principales es aquella dictada por el fabricante y designada
como plot área, “área de ploteo” o, en caso de no estar reportada directamente en la hoja de datos
del fabricante, esta se calcula utilizado dimensiones de longitud y ancho reportadas.
En el caso de equipos no dimensionados por fabricantes, el área se calcula utilizando las
dimensiones de longitud y ancho de cada bahía multiplicado por el número de bahías, en el caso
de los enfriadores por aire, y el área de empaque en el caso de las torres húmedas.
53
Los recipientes y tanques son todos verticales y forma cilíndrica, el área será la del área
transversal.
En el caso del tambor de condensado, su configuración es horizontal por tanto lo que el área
ocupada es el área de la proyección, visto desde arriba.
3.8.7 Potencia Neta
La potencia neta se define como la potencia obtenida en el turbogenerador menos la potencia
consumida por lo equipos auxiliares.
En este caso, los equipos que requieren de energía para su funcionamiento son: bombas y
ventiladores. Por lo tanto la potencia neta es calculada como:
(3.19)
Para la potencia neta del turbogenerador a vapor, mientras que la potencia neta de la planta
será:
(3.20)
La potencia requerida por los ventiladores corresponde a la determinada por el simulador para
el flujo de aire determinado, la eficiencia asumida del ventilador es de 65%.
En el caso de las bombas la potencia requerida es determinada a través del contacto con los
fabricantes.
3.8.8 Costos
Para obtener los precios de las unidades de generación se recurrió a una expresión presente en
la literatura [31],
(3.21)
54
La cual relaciona el precio con la capacidad de generación en condiciones ISO, para unidades
de ciclo combinado. Esta expresión es obtenida a partir de valores obtenidos del GTW
Handbook, “Manual del mundo de turbinas a gas” para el periodo 2007-2008.
Los valores de costo reportados para instalación tuberías, I & C, balance de planta y otros,
fueron obtenidos como referencia para una planta de 580 MW. Los costos de ingeniera
representan entre 5 y 7 % del costo total de planta mientras que el valor de contingencia presenta
el 10% del costo total. En este caso se utilizó 7% para estimar los costos por ingeniería.
Los costos de los equipos principales que fueron obtenidos a través de fabricantes no son
modificados de ninguna forma y son valores actualizados pues fueron obtenidos en el último
trimestre 2012.
Los costos calculados para condensadores de superficie son obtenidos a través de las
correlaciones para intercambiadores de calor de tubo coraza obtenidas por Purohit [32]. Ya que
estas correlaciones fueron estimadas en el año 1982, el valor final debe ser actualizado.
Los valores, en el caso base, de la correlación de Purohit son:
Tabla 3.4 Valores de caso base para correlación de purohit para estimación de costos de
intercambiadores tipo tubo coraza
Tipo de Intercambiador
TEMA BES
Diámetro Externo de los tubos ¾ de pulgada
Separación
1 pulgada
Arreglo
Triangular
Espesor de tubo
14 BWG
Material
Acero al Carbono
Longitud de tubo efectiva
6,096 m
Numero de Pases
1-2
Presión de Diseño
<1034 KPa
(3.22)
55
El termino b representa el valor del caso base y p, f y r son factores de correcion. Para
diferentes casos:
(3.23)
Donde
∑
(3.24)
Ci son los factores de corrección respecto al caso base. Estos factores permiten ajustes por
presión de diseño, numero de pases, material de construcción, longitud de tubería, diámetro de
carcaza, junta de expansión.
El valor final del intercambiador es calculado en función al área total de intercambio de calor
(3.25)
El autor determino que esta correlación es apropiada para diámetros de carcaza entre 304,8
mm y 3759,2 mm
Para actualizar los costos de los equipos se utiliza el Marshall & Swift Equipment Cost Index,
“Índice Marshall & Swift para costos de equipos”, promedio en diferentes años y en el 2010,
último año para el que se cuentan con datos.
Tabla 3.5 Índice Marshall & Swift Equipment Cost Index para los periodos evaluados
Año
1982
1er Cuarto 2008 4to Cuarto 2010
Índice
745,6
1408,6
1476,7
(3.26)
56
3.9 Metodología de selección
Para la realización de la selección del sistema más adecuado se recurre al método de la matriz
de selección. Este método permite evaluar las diferentes opciones en base a varios criterios, cada
uno de los cuales tiene un peso ponderado sobre la evaluación final de la opción estudiada.
Finalmente la opción que tenga una mayor puntuación será la opción que mejor se adapte al caso
estudiado.
3.9.1 Parámetros de selección
Los parámetros que se toman en cuenta en la matriz de selección son:

Requerimiento de agua fresca: este es un parámetro importante pues algunos sistemas de
enfriamiento, los más eficientes, requieren de un flujo constante de agua fresca y no
existen muchas fuentes de agua en los alrededores de la planta, otros procesos de la planta
también requieren de un flujo constante de agua fresca y este es un recurso un recurso
muy limitado por locación de la planta.

Requerimiento de Espacio: el espacio en la planta es limitado pues esta ya se encuentra
delimitada, los movimientos de tierra y compactación ya fueron realizados por lo que un
aumento en el área de la planta incurriría en mayores costos de construcción. la
distribución de muchos de los equipos en la planta ya se realizó o se encuentran
instalados, taludes ya han sido construidos y la geografía de la planta dificulta una
expansión. El espacio previsto para la instalación del sistema de enfriamiento se puede ser
en el Anexo A.

Vida útil: un parámetro importante al momento del diseño de una planta pues se requiere
que ésta opere por un tiempo mínimo a fin de generar ganancias. Si la vida útil del
sistema de enfriamiento no es suficientemente larga, se incurrirán en gastos mayores
57
durante da vida útil de la planta, aumentando costos y requiriendo paradas de planta
imprevistas.

Potencia Neta: la potencia que se entrega al sistema de distribución de energía y que será
utilizada por los consumidores final. Si la potencia neta generada por el sistema en ciclo
combinado no alcanza los requerimientos del cliente se incurre en penalidades para la
constructora, mientras que al aumentar la potencia disminuyen el costo de operación por
kW y en algunos casos se premia al constructor al alcanzar cuotas de generación mayores
a las requeridas.

Control: a través de los sistemas de control se permite operar la planta bajo las
condiciones deseadas, permitiendo alcanzar picos de generación, identificar fallas en los
equipos y el monitoreo general de planta. Para plantas con alto grado de control se
requiere de un gran número de instrumentos, lo que genera mayores gastos de inversión,
complica el control de la planta y requiere de técnicos más especializados que se
encarguen de la operación de la planta.

Costo de Inversión: es un factor determinante al momento de realizar la selección de una
tecnología pues la tecnología puede contar con grandes beneficios técnicos pero el factor
económico es el motor del proyecto. Costos de inversión elevados no son deseados por el
cliente quien espera disminuir al máximo la inversión en la planta.

Mantenimiento: el mantenimiento del sistema de enfriamiento y la planta en general debe
realizarse con regularidad y debe atender todos los puntos críticos a fin de asegurar la
correcta operación de la planta y disminuir los riesgos de accidentes. El fabricante de los
diferentes equipos que conforman la planta dan garantías sobre sus equipos, para
mantener dichas garantías se debe seguir un régimen de mantenimiento estricto diseñado
por el fabricante. Al momento de realizar mantenimiento algunos equipos requieren de
encontrarse fuera de línea lo cual reduce los tiempos de operación de la planta, esto no es
deseado.

Flexibilidad de operación: toda planta debe contar con cierta flexibilidad de operación a
fin de cumplir con los requerimientos que se le impongan en todo momento, aun bajo
condiciones extremas. En el caso de las plantas de generación la flexibilidad es
fundamental ya que estas plantas se operan en picos de generación para cumplir con el
consumo nacional. Igualmente, deben ser capaces de operar correctamente bajo diferentes
condiciones atmosféricas.
58
3.9.2 Escalada de puntuación
Consumo de agua, 30 puntos.
El máximo flujo de agua que puede ser destinado al sistema de enfriamiento es de 800 GPM,
éste es suministrado a través de tuberías desde una represa cercana a la zona.
El sistema que requiera, en condiciones de diseño, un caudal de agua fresca igual al máximo
obtendrá 50% de la puntuación asignada al consumo de agua.
Para un requerimiento mayor a 800 GPM de agua se asigna una puntuación de cero debido a
que se encuentra fuera de las capacidades de suministro de la planta.
En el caso de sistemas no requieran de consumo de agua, a éste se le asigna la puntuación
máxima. Ésta es la condición ideal para la planta Ezequiel Zamora ya que obtener agua es muy
difícil en la zona.
Para sistemas que requieran de un flujo constante de agua fresca, el cual sea menor a 800
GPM se asigna el 100% de la puntuación.
Los sistemas que utilizan agua como fluido secundario para su operación se les agrega una
penalidad correspondiente a un porcentaje de la puntuación final obtenida.
Tabla 3.6 Porcentajes otorgables en el reglón de consume de agua
Rangos de Evaluación <800 GPM =800 GPM >800 GPM
% de puntuación
100
50
0
Espacio Requerido, 20 puntos.
El área dispuesta para el sistema de enfriamiento del ciclo combinado es de 1800 m2
(60x30m), esta es el área actualmente disponible para la instalación del sistema de enfriamiento.
Aumentar esta área es posible, sin embargo representa un costo y mayor dificultad en la
construcción de la planta. El área de expansión es de aproximadamente 30 m de largo por 10 de
ancho obteniéndose un área total de 3600 m2.
Al sistema que requiera de un área menor o igual a 1800 m2 se le asigna 100% de la
puntuación.
Aquel sistema ocupe el área máxima de 3600m2 es puntuado con un 20%, y si el área
requerida supera los 3600 m2 se asigna un valor de cero.
59
Si el área requerida se encuentra entre 1800 y 3600 m2 el porcentaje asignado corresponde al
calculado por la ecuación:
(3.27)
⁄
Tabla 3.7 Porcentajes otorgables en el reglón de espacio requerido
Rangos de evaluación
≤1800 m2
>1800, ≤3600 m2
>3600 m2
Valoración
100
Eq. 3.27
0
Potencia Neta, 15 puntos.
Si en alguno de los casos la potencia neta es menor de 150 MW se asigna cero y no se
recomienda mantenerlo dentro de las opciones de selección pues no cumple con los
requerimientos de la planta.
Se asigna la puntuación máxima al sistema que ofrezca la mayor potencia de salida. Para el
resto de las opciones se asigna el valor de forma lineal entre el máximo y el valor mínimo de
150MW al cual se asigna 20%.
Costos de Inversión, 15 puntos.
La inversión inicial requerida para cada sistema se refleja en función al costo por kW
generado, involucrando la eficiencia del sistema con su costo de inversión.
El sistema que cuente con el menor costo por kW generado se le asigna una puntuación del
100%. Al resto de los sistemas se le resta 1% por cada $/kW de diferencia con respecto al sistema
más económico.
Control, 5 puntos.
Los sistemas de mayor complejidad de operación cuentan con un mayor número de variables
controladas y manipuladas, por lo que se requieren de un sistema de control más complejo. Para
el sistema de control con menor suma de variables controladas y manipuladas, la puntuación
asignada es máxima. En función al sistema con menor número de variables se asigna la
60
puntuación para el resto de los sistemas. Se resta 5% por cada variable controlada y manipulada
extra, usando como base el sistema con menor complejidad de control.
Vida Útil, 5 puntos.
Se considera que la vida útil mínima de un sistema debe ser de al menos 15 años, de
presentarse sistemas con vida útil menor a los 15 años de vida útil se asigna 0% de puntuación.
Para sistemas con vida útil entre 15 y 30 años, se asigna la mitad de la puntuación y en el caso de
superar los 30 años se asigna la puntuación máxima.
Flexibilidad de operación, 5 puntos.
Existen tres parámetros a considerar en la flexibilidad de operación de los sistemas de
enfriamiento: variación en la presión de descarga de la turbina, condiciones ambientales y flujo
de vapor a condensar.
Cada uno de los parámetros evaluados representa un tercio de la puntuación total por
flexibilidad. Al cumplir con el criterio de flexibilidad para cada parámetro se asigna un tercio de
la puntuación total. Si no se cumple con el criterio para alguno de los parámetros variados, se
resta un tercio sobre la puntuación total
Tabla 3.8 Porcentajes otorgables en el reglón de flexibilidad de operación
Parámetro
Valoración
Contrapresión Flujo de Vapor Cond Ambientales
1/3
1/3
1/3
Mantenimiento, 5 puntos.
El mantenimiento se define en función de que tanto mantenimiento requieren los equipos
asociados al sistema, para ello se identifican los puntos críticos que pueden afectar la
operatividad de los estos.
El mantenimiento requerido por un sistema se mide en función de la cantidad de puntos que
deben ser chequeados o atendidos durante paradas programadas. De 1 a 2 puntos se considera
61
baja y se le asigna un valor de 100% de la puntuación. De 3 a 5 puntos se considera media la cual
se le otorga un 50% y más de 6 puntos se considera alta y su puntuación es cero.
Tabla 3.9 Porcentajes otorgables en el reglón de mantenimiento requerido
Nivel de Mantenimiento
Bajo
Medio
Alto
% Asignado
100
50
0
CAPITULO IV
RESULTADOS Y DISCUSIÓN
La cantidad de vapor que requiere ser condensado es de 122.4 kg/s (tabla 3.2), con ello se
asegura que la turbina a vapor (ST) entregue una potencia por encima de los 150 MW. Este es el
caso base de flujo de vapor. El balance de masa y energía para la sección de las turbinas así con
el diagrama de flujo de procesos (DFP) se encuentran en los anexos C y D.
El flujo de vapor corresponde a 95 kg/s para la turbina de alta presión, 15 kg/s para la turbina
de media presión y 122,4 kg/s para la turbina de baja presión. El flujo que sale de hacia el sistema
de enfriamiento es 122,4 kg/s. Estos valores son cercanos a los datos conocidos para una turbina
de vapor diseñada para otra instalación.
4.1 Sistema de un paso
El primer sistema de enfriamiento que se evaluó fue un sistema de un paso, el cual utiliza agua
como fluido de enfriamiento. El agua no puede ser descargada a más de 3 °C por encima de la
temperatura de la fuente (tabla 3.3), por lo que la cantidad de agua requerida para condensar el
flujo de vapor de 122,4 kg/s a 0,1 bar.
Tabla 4.1 Datos del sistema de enfriamiento de un paso
Temp de entrada del agua(°C)
Presión de Condensación(bar)
T Condensación(°C)
Calor Retirado(MW)
Temp de salida del agua(°C)
Flujo de agua de enfriamiento(kg/s)
25
0,1
46
292,8
28
23323,9
63
El flujo de agua requerido por el sistema de un paso es sumamente elevado y solo se pudiese
obtener si la planta se encontrase directamente a la orilla de una fuente de agua. Por este motivo,
se debe descartar completamente este sistema. No se realizó dimensionamiento de equipos, DFP
ni balance de masa y energía pues, el sistema no es viable.
4.2 Sistema de enfriamiento por torre húmeda.
Para el sistema con torres húmedas se realizó el DFP, así como el balance de masa y energía,
Anexo F. En base a la fig. 3.1, se definió la presión de condensación para este sistema en 0,14
bar, por lo que la temperatura de condensación se establece en 52 °C.
El fabricante indico que para torres de enfriamiento con fibra de vidrio como material de
empaque, la temperatura máxima a la que puede entrar el agua a la torre es de 50 °C. Por ello se
definió la temperatura de salida del condensador en 47 °C, a fin de mantener un rango de
protección para el material de empaque, obteniéndose así el flujo de agua de recirculación por
medio de la ecuación 3.2.
La temperatura de salida del agua es definida por la temperatura de bulbo húmedo. Los flujo
de agua evaporada y purgada se obtiene a través de la ecuaciones 3.9 y 3.10 respectivamente. La
suma de estos tres valores representa el flujo de agua fresca de reposición que requiere el sistema.
Tabla 4.2 Resultados del balance de masa en la torre húmeda
Flujo de agua caliente
kg/s 4212,8
Flujo de agua evaporada kg/s
99,6
Flujo de agua arrastrada
kg/s
0,2
Flujo de purga
kg/s
16,7
Flujo de reposición
kg/s
116,4
Además de estos datos, se obtuvieron datos de pre dimensionamiento de la torre así los cuales
se muestran en Anexo P.
El pre dimensionamiento del condensador de superficie que acompaña a la torre húmeda se
realizó por medio del estándar HEI y arrojo los siguientes datos.
64
Tabla 4.3 Resultados del pre dimensionamiento del condensador de superficie de la torre húmeda
Carcazas en Serie
Carcazas en paralelo
Flujo de agua por carcaza
Coeficiente de transferencia
Area de Transferencia
Longitud efectiva
Nro de Tubos
Diámetro de Carcaza
Diámetro externo del tubo
ΔP
kg/s
W/m2 K
m2
mm
mm
mm
kPa
1
2
2200
4667
1147,7
10654
1350
1320,8
25,4
71,0280738
Para el dimensionamiento de la torre se contactó a diferentes fabricantes, sin embargo, solo se
obtuvieron valores por parte de la compañía SPX. La hoja de datos proporcionada por la
compañía se puede observar en Anexo J.
Los cálculos de potencia consumida por los ventiladores y área ocupada por la torre se
realizaron utilizando la hoja de datos proporcionada por el fabricante. La potencia consumida por
las bombas es calculada por medio de las hojas de dato de las diferentes bombas seleccionadas,
obtenida por medio de fabricantes. El área ocupada por los tanques y recipientes se calcula según
sus dimensiones.
Tabla 4.4 Consumo energético del sistema de enfriamiento por torres húmedas
Equipo
Bombas de la torre
Bombas de recirculación de agua fría
Bomba de condensado
Ventiladores
Consumo por unidad
[kW]
Cantidad
145,0
4
165,0
4
73,3
1
286,4
9
Potencia Consumida
Consumo total
[kW]
580
660
73,3
2577,6
3890,9
La potencia neta del sistema es de 170225kW. Esta se obtiene de los datos del balance (Anexo
C) menos la potencia consumida por los ventiladores y bombas. Esta es la potencia efectiva del
sistema.
65
Tabla 4.5 Área ocupada por los diferentes equipos que conforman el sistema de torres húmedas
Equipo
Area Ocupada [m2]
Tanque de agua de reposición
701
Tanque de condensado
26
Torre húmeda
1408
Total
2136
Para el sistema de control se definieron las diferentes variables controladas y manipuladas.
Esto también se puede observar en el DFP del sistema, Anexo F.
Tabla 4.6 Variables manipuladas y controladas para el sistema de enfriamiento por torres
húmedas
Variable Controlada
Temperatura de salida del agua de la torre
Nivel del tanque de la torre
Temperatura de salida del condensado
Nivel del tanque de condensado
Presión de descarga de la bomba de
condensado
Presión de descarga de la bomba de la torre
Presión de descarga de la bomba de
recirculación
Variable Manipulada
Vel de giro de los ventiladores
Flujo de salida de agua del tanque de la torre
Flujo de agua de reposición
Flujo de agua de enfriamiento
Flujo de salida del tanque de condensado
Presión
Presión
Presión
Son 15 las variables manipuladas y controladas críticas en este sistema.
Los costos de la torre húmeda se calculan por kW disponible para consumo, obtenidos de la
potencia neta.
El costo de la torre es dado por el fabricante y corresponde a $1794000. El costo del
condensador de superficie fue estimado y actualizado según el índice Marshall & Swift
Equipment Cost Index y corresponde a $700868.
66
Tabla 4.7 Costos de instalación de la planta con sistema de enfriamiento por torres húmedas
Potencia de la planta
Configuración
Año
Equipos de generación
Sistema de Enfriamiento
Estructura/Civil
SCR
Electricidad
Tuberías
I &C
BOP
Ingeniería
Contingencia
521,625
MW
2 GT de175,7 MW + ST 174,1 MW
Precio en (1000$)
2008
2010
232519,05
243760
2495
20120
21093
3460
3627
28990
30392
28190
29553
4300
4508
46700
48958
32418
46311
Total Planta
Total Costos Instalación
463114,308
$/kW
887,8
4.3 Sistema de enfriamiento por aerocondensador
Para el sistema de enfriamiento por aerocondensadores se realizó el DFP, así como el balance
de masa y energía, Anexo E. En base a la fig. 3.8, se definió la presión de condensación para este
sistema en 0,2 bar, por lo que la temperatura de condensación se establece en 60 °C.
El dimensionamiento realizado a través de PRO II es reportado como una hoja de datos bajo la
norma API 661. Anexo L
Además, se obtuvo un dimensionamiento realizado por el fabricante. En el caso del
aerocondensador el fabricante el fabricante contactado fue GEA Power Cooling Inc. La hora de
datos del fabricante se encuentra en el anexo I.
Para los cálculos posteriores que requieran datos del dimensionamiento se utilizan los valores
obtenidos a través del fabricante, mientras que el dimensionamiento obtenido a través del
software se utiliza como comparación.
67
El cálculo de la potencia neta de la planta se realiza en función de la potencia bruta obtenida
en el DFP, y el consumo generado por los ventiladores y bomba de condensado.
Tabla 4.8 Consumo energético del sistema de enfriamiento por aerocondensadores
Equipo
Ventiladores
Bombas
Consumo por
unidad (kW)
139,00
71,80
Cantidad
21
1
Total Pot
Total por equipo
(kW)
2919
71,8
2990,8
La potencia neta obtenida a través de este sistema es de 164026 kW, lo cual es superior al
mínimo establecido por el cliente de 150 MW.
Existe una gran diferencia de consumo energético entre los valores reportados por el cliente y
los valores obtenidos a través de la simulación. Ello es consecuencia de la velocidad del aire en
cada uno de los sistemas. El sistema diseñado por el fabricante tiene una velocidad base de 2,25
m/s mientras que el sistema dimensionado a través del simulador reporta 4,44 m/s y la potencia
requerida por los ventiladores aumenta significativamente con la velocidad del aire. El valor
máximo permitido para la velocidad del aire es de 5 m/s, para valores mayores la caída de presión
es elevada.
El área requerida para la instalación del sistema es el área ocupada por el sistema de
aerocondensadores más el espacio ocupado por el tanque de condensado, aunque el área ocupada
por este es despreciable comparada con la del equipo principal.
Tabla 4.9 Área de planta ocupada por el sistema de aerocondensadores
Equipo
Aerocondensador
Tanque de condensado
Total
Area (m2)
3821
26
3847
Las variables controladas y manipuladas se pueden observar en el DFP correspondiente al
sistema con aerocondensador. Estos son:
68
Tabla 4.10 Variables controladas y manipulada en el sistema de enfriamiento por
aerocondensadores
Variable Controlada
Temperatura a la salida del equipo
Nivel del tanque de condensado
Presión de descarga de la bomba de
condensado
Variable Manipulada
Vel de giro de los ventiladores
Flujo de salida de condensado
Presión
Son 6 las variables manipuladas y controladas críticas en este sistema.
Los costos obtenidos para el equipo de aerocondensador se obtienen a través del fabricante, el
cual se estima en $16900000 para el sistema diseñado.
Tabla 4.11 Costos de instalación de la planta con sistema de enfriamiento por aerocondensadores
Potencia de la Planta
Configuración
Año
Equipos de generación
Sistema de Enfriamiento
Estructura/Civil
SCR
Electricidad
Tuberías
I &C
BOP
Ingeniería
Contingencia
515,4
MW
2 GT de175,7 MW + ST 164MW
Precio en (1000$)
2008
2010
232519,05
243760
16900
20120
21093
3460
3627
28990
30392
28190
29553
4300
4508
46700
48958
32148
33632
45925
48046
Total Planta
Total Costos Instalación
480468
$/kW
932,1
4.4 Sistema de enfriamiento de aero enfriadores con condensador de contacto directo.
Para el sistema de enfriamiento por aerocondensadores se realizó el DFP, así como el balance
de masa y energía, Anexo H. En base a la fig. 4.8, se definió la presión de condensación para este
sistema en 0,2 bar, por lo que la temperatura de condensación se establece en 60 °C.
69
El flujo de agua de condensación se encuentra definido en el balance de masa y energía.
El dimensionamiento del equipo de aero enfriamiento se realiza a través del simulador PRO II,
la hoja de datos con el dimensionamiento es reportado en el anexo N, bajo la norma API 661.
El dimensionamiento del condensador de contacto directo no se logró realizar pues no se
encontró información bibliográfica para el dimensionamiento. El fabricante, GEA, requiere de
datos específicos de la turbina para realizar el dimensionamiento por lo que este no puede ser
realizado sin embargo, el fabricante recomienda que este tipo de equipo se utilice en conjunto con
sistemas de enfriamiento seco con tiro natural y facilita un estimado base de precio de $2000000
para este equipo.
El cálculo de la potencia neta de la planta se realiza en función de la potencia bruta obtenida
en el DFP, y el consumo generado por los ventiladores y bomba de condensado, los que se
pueden observar en las hojas de datos.
Tabla 4.12 Consumo energético del sistema de enfriamiento por con condensador de contacto
directo
Equipo
Bombas de agua fría
Bombas de
condensado
Ventiladores
Consumo por
unidad (kW)
Cantidad
148
4
Total
por
equipo
(kW)
592
598
4
2392
458,3
20
9166
12150
Total
La potencia bruta es obtenida del balance de masa y energía, Anexo D, y corresponde a
167016 kW, al restar la potencia consumida por bombas y ventiladores se obtiene que la potencia
neta del ciclo es de 154866 kW.
El área requerida para la instalación del sistema de enfriamiento es el área ocupada por los
aeroenfriadores y los distintos tanques. El área ocupada por el condensador de contacto directo no
es contabilizada pues no se logró hacer un dimensionamiento. El condensador de contacto directo
debe instalarse directamente a la salida de la turbina de vapor por lo que estas dos unidades deben
70
encontrarse en la misma sala de máquinas. El área del DCC representa un error difícil de estimar
en los cálculos realizados.
Tabla 4.13 Área de planta total ocupada por el sistema de enfriamiento por condensador de
contacto directo
Equipo
Tanque de agua fría
Aero enfriador
Tanque de condensado
Total
Area (m2)
111
2579
26
2716
El control del sistema contempla el control de condensador de contacto directo y del aero
enfriador, el cual se determina al conocer el funcionamiento del equipo.
Tabla 4.14 variables controlada y manipulada en el sistema de enfriamiento por condensador de
contacto directo
Variable Controlada
Nivel del DCC
Presión del DCC
Temperatura de salida del DCC
Temperatura de salida del aero enfriador
Nivel del tanque de agua fría
Presión de la bomba de condensado
Presión de la bomba de recirculación
Variable Manipulada
Flujo de salida de condensado
Flujo de agua de enfriamiento al condensador
Flujo de agua de enfriamiento al condensador
Vel de giro de los ventiladores
Flujo de salida del tanque
Presión
Presión
Son 14 las variables manipuladas y controladas críticas en este sistema.
Para los costos de los equipos de enfriamiento de agua se utiliza el mismo valor reportado para
los aerocondensadores y el valor base para el condensador de contacto directo.
71
Tabla 4.15 Costos de instalación de la planta con sistema de enfriamiento con condensador de
contacto directo
Potencia de la planta
Configuración
Año
Equipos de generación
Sistema de Enfriamiento
Estructura/Civil
SCR
Electricidad
Tuberías
I &C
BOP
Ingeniería
Contingencia
506,266
MW
2 GT de175,7 MW + ST 154,866MW
Precio en (1000$)
2008
2010
232519
243760
18900
20120
21092
3460
3627
28990
30391
28190
29552
4300
4507
46700
48957
33801
48287
Total Planta
Total Costos Instalación
482878
$/kW
954
4.5 Sistema de enfriamiento con aero enfriador y condensador de superficie.
Para el sistema de enfriamiento por aerocondensadores se realizó el DFP, así como el balance
de masa y energía, Anexo G. En base a la fig. 3.8, se definió la presión de condensación para este
sistema en 0,2 bar, por lo que la temperatura de condensación se establece en 60 °C.
El flujo de agua de condensación se encuentra definido en el balance de masa y energía.
El dimensionamiento del equipo de aero enfriamiento se realiza a través del simulador PRO II,
la hoja de datos con el dimensionamiento es reportado en el anexo M, bajo la norma API 661.
El dimensionamiento del condensador de contacto directo se realizó utilizado el estándar HEI.
Los valores obtenidos para el condensador de superficie son:
72
Tabla 4.16 Valores pre dimensionamiento del condensador de superficie para el sistema de
enfriamiento por con condensador de superficie
Carcazas en Serie
Carcazas en paralelo
Flujo de agua por
carcaza
Area de Transferencia
Longitud efectiva
Nro de Tubos
Diámetro de Carcaza
Diámetro externo del
tubo
ΔP
1
3
kg/s
2500
m2
mm
mm
941,8
7615
1550
1397
mm
25,4
KPa
54,123074
La potencia consumida por el sistema es:
Tabla 4.17 Consumo energético del sistema de enfriamiento seco con condensador de superficie
Equipo
Bomba de condensado
Bomba del aero enfriador
Bomba de recirculación de agua fría
Ventiladores
Consumo por
unidad (kW)
73,3
605,0
169,0
434,4
Total
Cantidad
1
6
6
22
Total por equipo
(kW)
73,3
3630
1014
9556,8
14274,1
La potencia bruta de este sistema es de 167016 kW, Anexo D, mientras que la potencia
consumida se observa en la tabla 4.17, por lo que la potencia neta es de 152742 kW.
El área ocupada por el sistema es:
Tabla 4.18 Área de planta ocupada por el sistema de enfriamiento seco con condensador de
superficie
Equipo
Tanque de agua fría
Tanque de condensado
Aero enfriador
Total
Area Ocupada (m2)
179
26
3200
3406
73
Al evaluar el sistema de control de la configuración de enfriamiento, se debe tomar en cuenta
tanto el condensador de superficie como el aero enfriador por lo que las variables controladas y
manipuladas son:
Tabla 4.19 Variables controladas y manipuladas en el sistema de enfriamiento seco con
condensador de superficie
Variable Controlada
Temperatura de salida del condensado
Nivel del tanque de condensado
Presión de descarga de la bomba de condensado
Temperatura de salida del agua del aeroenfriador
Presión de descarga de la bomba de aeroenfriador
Nivel del tanque de agua fría
Presión de descarga de la bomba de agua fría
Variable Manipulada
Flujo de agua de enfriamiento al
condensador
Flujo de salida de condensado
Presión
Vel de giro de los ventiladores
Presión
Flujo de salida del agua fría
Presión
Son 14 las variables manipuladas y controladas críticas en este sistema.
Para el costo del aero enfriador se utilizó el precio obtenido para aerocondensadores pues se
no se tiene un precio exacto y ambos equipos se encuentran en el mismo rango de precio, por lo
que al realizarse un estima de costos tipo 4 se considera aceptable tal suposición.
El costo del condensador de superficie fue estimado y actualizado según el índice Marshall &
Swift Equipment Cost Index y corresponde a $849424.
74
Tabla 4.20 Costos de instalación de la planta usando un sistema de enfriamiento seco con
condensador de superficie
Potencia Neta de la planta
Configuration
Año
Equipos de generación
Sistema de Enfriamiento
Estructura/Civil
SCR
Electricidad
Tuberías
I &C
BOP
Ingeniería
Contingencia
504,1
MW
2 GT de175,7 MW + ST 152,7MW
Precio en (1000$)
2008
2010
232519,05
243760
17749
20120
21092
3460
3627
28990
30391
28190
29552
4300
4507
46700
48958
33704
48149
Total Planta
Total Costos Instalación
481493
$/kW
955
4.6 Mantenimiento
Se presentan los puntos críticos que requieren de mayor mantenimiento para cada uno de los
equipos principales y secundarios.
Los aerocondensadores y aero enfriadores requieren de mantenimiento y chequeo en tres
puntos clave, el DCC solo requiere de chequeo y limpieza de los inyectores de agua y vapor. El
condensador de superficie requiere del mantenimiento típico de un condensador de tubo y
carcaza, 3 puntos identificados. Y las torres húmedas requieren de 4 puntos de mantenimiento en
el que se debe destacar la limpieza y desinfección pues en estos equipos tiende a formarse
bacterias que son expulsadas al ambiente y pueden causar problemas de salud en la zona,
especialmente al considerar que la planta se ubica en un área de gran producción agrícola.
Por lo que los sistemas indirectos requieren de un mantenimiento que toma en cuenta los
puntos de los equipos que lo conforman.
75
Tabla 4.21 Puntos críticos de mantenimiento en los diferentes equipos.
Aerocondensador/
Condensador de
Condensador de
Torre de
Aero enfriador
contacto directo
Superficie
enfriamiento[24]
Limpieza periódica de
Chequeo y limpieza de
Limpieza de los tubos
Chequeo y limpieza
los tubos aleteados
inyectores de agua y
para eliminar
de los distribuidores
vapor
ensuciamiento
de agua
Chequear por daños
Chequeo del estado
Chequeo y limpieza
mayores en las aletas
general de soportes y
del empaque
bafles
Chequeo y
Chequeo general de
Limpieza y
mantenimiento general
tubos y carcaza por
desinfección biológica
de los ventiladores
corrosión y otras fallas
de los componentes
en contacto con el
agua
Chequeo y
mantenimiento
general de los
ventiladores
4.7 Vida Útil
Distintos fabricantes de sistemas de aero enfriamiento concuerdan con que estos equipos en
general cuentan con una vida útil igual o superior a la vida útil de la planta, mientras que los
fabricantes de torres de enfriamiento difieren en la vida útil de estos equipos pues esta depende
del material del que estén hechos. Se encontró información de un fabricante para torres de
enfriamiento con empaque de fibra de vidrio.
La vida útil de los condensadores de superficie depende directamente de la calidad del agua
así como del material de los tubos. El valor reportado en la tabla 6.22 para condensador de
superficie corresponde a información de una planta instalada que utiliza tubos 90-10 cobrenickel, con torre de enfriamiento y el agua químicamente tratada con sulfato férrico. [30]
76
En el caso de los condensadores de contacto directo, el principal fabricante, GEA, indica que
estos equipos cuentan con una vida útil igual a la del aero enfriador.
Tabla 4.22 Vida útil de los diferentes equipos de intercambio de calor requeridos en los sistemas.
Torres
Aero enfriador
Condensador de
Condensador de
superficie
contacto directo
10-15[33]
30-40[22]
enfriamiento
Vida útil en
años
<25[23]
Mayor a la vida
útil de la planta
El condensador de superficie cuenta con una vida útil que es menor a la de los otros equipos
con los que se asocia en el sistema pero, En el caso de las torres húmedas y aero enfriador con
condensador de superficie se considera la vida útil de la torre o el aero enfriador, en lugar del
valor para el condensador de superficie pues el valor estimado para estos representa menos del
30% y 5%, respectivamente para cada uno de los sistemas.
4.8 Potencia Neta
El sistema de torres húmedas permite generar la mayor potencia neta, entre todos los sistemas
evaluados pues permite que la turbine trabaje a una presión de descarga menor que los otros
sistemas y la potencia consumida por las bombas y ventiladores no alcanza los 4000 kW.
Al evaluar los sistemas de enfriamiento, todos se evaluar bajo la misma condición de presión
de descarga, 0,2 bar, debido a que se diseñan bajo las mismas condiciones ambientales. La
potencia generada alcanza 167016 kW y se contabiliza el consumo por ventiladores y bombas.
El sistema de aerocondensadores solo requiere de una bomba, bomba de condesado, y los
ventiladores en las condiciones de diseño, operan a bajas velocidades de aire por lo que la
potencia requerida es menor que la de los otros sistemas secos evaluados.
Los sistemas secos indirectos requieren de un mayor consumo energético por parte de los
ventiladores, ya que a las condiciones de diseño la velocidad del aire se encuentra cerca del límite
teórico.
El número de bombas requeridas es de 4 y 6 según sea el sistema y los cabezales de descarga
de las bombas se encuentran entre 30 y 55 metros, pues se requiere bombear el fluido hasta la
77
altura de entrada del enfriador, alrededor de 30 metros, o, hasta el nivel de baja presión del
recuperador de calor el cual se encuentra a 4,5 bar.
4.9 Inversión Inicial
Los costos por generación son menores en las torres húmedas, y mayores al utilizar aero
enfriadores y condensador de superficie.
La inversión inicial para la torres húmedas es menor (tabla 6.7), pues a través de este sistema
se obtiene una mayor potencia neta del sistema y los equipos tienen un costo mucho menor que
los otros sistemas. Esta diferencia es significativa.
A diferencia, los equipos del sistema de enfriamiento con condensador de superficie tienen un
alto costo y la potencia neta generada es la menor de todos los sistemas evaluados haciéndolo el
más costoso.
1.2
1
0.8
0.6
Costo, Relativo al mas
economico
0.4
% de puntuacion en la
matriz
0.2
0
TH
ACC
AE+DCC
AE+SSC
Figura 4.1 Comparación de costo de inversión y porcentaje asignado en la matriz de selección.
Torre húmeda (887,8 $/kW)
4.10 Consumo de agua
El único sistema que requiere de un consumo constate de agua fresca es el de torres húmedas
pues parte del agua del sistema se evapora y genera el enfriamiento. Este consumo es de 1845
78
GPM (0,1164 m3/s). Aunque los sistemas de enfriamiento indirecto no requieren de un consumo
de agua constante, estos operan con agua como fluido secundario lo que genera un consumo
periódico el cual no se contabiliza pues el estudio se realiza en condiciones de estado estacionario
sin embargo, se asigna una penalidad de 20% por este motivo.
En el caso del sistema que utiliza condensador de contacto directo, toda el agua del sistemas
debe ser agua desmineralizada pues se mezcla con el vapor proveniente de la turbina, por lo que
se debe contabilizar con una penalidad del que se establece en 30% del valor total por consumo
de agua.
Los aerocondensadores no requieren de ningún consumo de agua ya sea como fluido principal
o secundario ya que el calor es retira directamente hacia el aire ambiental.
6.11 Matriz de Selección
Con los valores obtenidos para los diferentes sistemas se recurre al método de matriz de
selección a fin de identificar el sistema de enfriamiento que se adapta mejor a las condiciones de
la planta PEZ. En función a los parámetros y ponderaciones planteados en el Capítulo V, método
de selección, se realizó la matriz y se obtuvieron los valores presentados a continuación:
De la matriz de selección se obtiene que el sistema más adecuado para la planta PEZ es un
sistema de enfriamiento seco, directo, por aerocondensadores. Para el dimensionamiento
adquirido a través del fabricante GEA, el espacio para la instalación del sistema es mayor al
disponible después de una expansión lo que dificulta la instalación del sistema sin embargo, el
dimensionamiento realizado a través del simulador PRO II genero un espacio requerido mucho
menor por lo que se considera que, al establecer parámetros de espacio más estrictos en el
dimensionamiento, se puede realizar la instalación del sistema dentro del área disponible.
De la misma forma, se conocer de plantas de ciclo combinado en los que los sistemas de
enfriamiento por aerocondensadores, son instalados en lugares poco tradicionales como es la
estructura de protección de la turbina, por lo que el uso del espacio disponible es más eficiente.
Tabla 6.23 Matriz de selección
Sistemas
Parámetro
Puntuación
Aero Condensador
Aero-Enfriador con
SSC
Aero enfriador con
DCC
Torre Húmeda
Valor
Opción
Puntuación
Opción
Valor
Opción
Puntuación
Opción
Valor
Opción
Puntuación
Opción
Valor
Opción
Puntuación
Opción
Consumo de
Agua (GPM)
30
0
30,00
0
24
0
21
1845
0
Espacio
Requerido (m2)
20
3847
0
3406
5,72
2716
11,86
2136
17,01
Potencia Neta
(kW)
15
164026
11,32
152742
4,63
154866
5,89
170225
15
Flexibilidad
5
1,00
5,00
1/3
1,67
1/3
1,67
1/3
1,67
Inversion ($/kW)
15
932,2
8,34
955,2
4,89
953,8
5,1
887,8
15
Mantenimiento
5
3
2,5
6
0
4
2,5
7
0
Vida Útil (años)
5
>30
5
>30
5
>30
5
<25
2,5
Control
5
6
5
14
3
14
3
15
2,75
TOTAL
100
67,16
48,91
56,01
53,93
80
Esto se puede lograr ya que los aerocondensadores se instalan sobre soportes que los elevan
alrededor de 20 sobre el nivel del suelo a fin de hacer espacio para la entrada de aire.
La potencia neta del sistema de aerocondensadores es la segunda más alta entre las evaluadas,
164 MW lo que cumple sin problemas con las condiciones de generación estipuladas por el
cliente de forma que bajo este parámetro el sistema se cumple con los requisitos e incluso se
puede aumentar la capacidad de generación, en caso de que la unidad de generación lo permita,
asegurando la operación correcta del sistema de enfriamiento.
El sistema por torres húmedas presenta un menor costo total de inversión y menor costo por
kW generado, sin embargo el alto flujo de agua requerido para la operación de este sistema hace
muy difícil su instalación pues no podrá ser operado a máxima carga ya que no se cuenta con
suficiente agua para reponer aquella que se pierde por evaporación y disminuir la cantidad de
agua evaporada es imposible pues de ello depende la capacidad de enfriamiento.
En caso de contar con suficiente flujo de agua para asegurar una reposición completa, en ese
caso el sistema más óptimo sería un sistema de torre húmeda. Si se asignan 15 puntos en
consumo de agua de la torre, en caso de que la planta cuente con un flujo de agua igual al de
reposición; el sistema de enfriamiento de torres húmedas contaría con 68,93 puntos, haciendo el
más adecuado para la planta, y en ese caso se recomendaría emplear este sistema. Sin embargo, el
flujo de agua de reposición es superior al doble del flujo disponible para la planta por lo que
obtener este flujo de agua no parece una opción probable y debe ser consulta con el cliente, de
forma que la planta pueda ser provista con una mayor cantidad de agua.
Al disminuir la presión de descarga de la turbina, al emplear un sistema de enfriamiento por
torres húmedas en comparación con la presión de descarga en los sistemas secos, aumenta la
cantidad de calor que debe ser retirado del ciclo termodinámico, esto se debe a la diferencia del
entalpia entre líquido y vapor, la cual aumenta a medida que disminuye la presión.
El sistema de enfriamiento seco por condensador de superficie no es recomendado pues este
alcanzo la menor puntuación, la menor potencia neta de generación y el mayor costo de inversión
por kW generado. La potencia neta total del sistema apenas supera los requisitos del cliente por
2,7 MW por lo que cualquier variación en las condiciones de operación afectaría al sistema,
impidiendo que se alcance el requisito de generación.
81
En el caso de la Planta Ezequiel Zamora, la ventaja que se obtiene al instalar sistemas de
enfriamiento secos indirectos no es clara pues, la eficiencia disminuye en comparación con el
sistema de aerocondensadores y la distancia entre la turbina y el sistema de enfriamiento no es
suficientemente grande como para generar un beneficio significativo. Ya que al aumentar la
distancia entre la turbina y el condensador, aumenta la caída de presión en el ducto de descarga lo
cual dificulta la condensación.
A fin de que Planta Ezequiel Zamora, bajo condiciones actuales, pueda ser expandida a ciclo
combinado de una forma eficiente, cumpliendo con los requisitos de generación estimulados por
el cliente y permitiendo que esta opere correctamente a diferentes condiciones operacionales que
le permitan suplir de energía a la red eléctrica nacional, con los menores costos posibles y con
mayor confianza; un sistema de enfriamiento por aerocondensadores debe ser instalado y esta es
la recomendaciones que Pacific Rim Energy debe realizar al cliente.
CAPITULO V
CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES
La instalación de un ciclo combinado en la planta Ezequiel Zamora ofrece ventajas en el
ahorro de combustible, para la producción de energía eléctrica, además de ser de una tecnología
ambientalmente cónsona con los requerimientos energéticos mundiales, minimizando la
contaminación ambiental. Por lo que en la instalación del ciclo combinado de la planta Ezequiel
Zamora:

El tipo de sistema de enfriamiento es un factor crítico en la eficiencia del ciclo de vapor.

El fluido de enfriamiento y las condiciones a las que este se encuentra definen la presión
de descarga de la turbina y por tanto la eficiencia.

Las plantas a vapor y ciclo combinado operan con mayor eficiencia cuando es el sistema
de enfriamiento es de un paso.

A menor presión de descargar de la turbina de baja presión, mayor será la potencia
generada y mayor la cantidad de calor que debe ser retirado del ciclo.

El balance de masa y energía arrojo que el flujo de vapor a condensar es de 122,4 kg/s.

La capacidad de generación, en todos los casos estudiados, supera lo estipulado por el
cliente.

La implementación de un sistema de enfriamiento de un paso no es viable en la planta
PEZ.

Los sistemas de enfriamiento húmedo contribuyen con una mayor eficiencia del ciclo
Rankine en comparación con los sistemas secos.

No existe suministro suficiente de agua en la planta Ezequiel Zamora para instalar un
sistema de enfriamiento por torres húmedas.

Los sistemas de enfriamiento seco son afectados por variaciones en la temperatura de
bulbo seco del aire.

Los sistemas de enfriamiento seco no requieren de un consumo constante de agua fresca,
pero si pueden requerir de un consumo periódico en caso de que el fluido secundario sea
agua.

Los sistemas de enfriamiento indirecto requieren de un mayor número de equipos,
aumentando la complejidad de control y mantenimiento del sistema.

Los sistemas de enfriamiento seco indirectos alcanza una potencia de generación neta
menor que los sistemas de enfriamiento seco directo.

Los parámetros de diseño para aeroenfriadores son numerosos y todos influyen de forma
importante en los valores finales.

Los enfriadores por aire requieren de un espacio de instalación mayor al requerido por
sistemas de enfriamiento por torres húmedas.

La implementación de un sistema de enfriamiento por aerocondensadores es la opción
más adecuada, dadas las condiciones de operación y planta.

La instalación de torres húmedas en la planta PEZ solo es posible si se asegura un flujo de
agua fresca a la planta, que sea igual o mayor a 1845 gpm.

El espacio requerido para la instalación de los aerocondensadores es superior al espacio
disponible.
Finalmente, para realizar mejores en el trabajo realizado y para obtener mejores resultados en
la evaluación con el cliente, del sistema de enfriamiento para la planta Ezequiel Zamora se
recomienda:
Realizar un nuevo análisis de las opciones una vez se cuente con las características de diseño
de la turbina de vapor a emplear en la planta, considerando solo las opciones de
aerocondensadores y torres húmedas, así como realizar un análisis de ciclo de vida de planta para
84
las diferentes opciones. Esto a fin de asegurar que la opción propuesta se mantenga a través del
ciclo de vida de planta, con mínimos costos de mantenimiento y operación.
El análisis económico y de ciclo de vida debe realizarse tomando en cuenta costos de
importación de los equipos y costos de construcción para la industria nacional a la fecha, para que
los valores obtenidos correspondan con los valores reales para Venezuela.
Por último, se recomienda evaluar con el cliente la posibilidad de suministrar un flujo de agua
fresca a la planta, correspondiente a 1845 GPM para permitir la instalación de una torre húmeda
con el fin de que los costos de instalación sean mínimos y la eficiencia total del ciclo se
maximice.
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Economics_219.html
88
ANEXO A
AREA DE PLANTA PARA CICLO COMBINADO
89
90
ANEXO B
ESQUEMA DEL CICLO COMBINADO 2x1
91
92
ANEXO C
DIAGRAMA DE FLUJO DE PROCESOS
SECCION DE TURBINA
CASO 0,14 BAR
93
94
ANEXO D
DIAGRAMA DE FLUJO DE PROCESOS
SECCION DE TURBINA
CASO 0,20 BAR
95
96
ANEXO E
DIAGRAMA DE FLUJO DE PROCESOS
SISTEMA DE AEROCONDENSADOR
97
98
ANEXO F
DIAGRAMA DE FLUJO DE PROCESOS
SISTEMA DE TORRE HUMEDA
99
100
ANEXO G
DIAGRAMA DE FLUJO DE PROCESOS
SISTEMA DE AEROENFRIADOR CON CONDENSADOR DE
SUPERFICIE
101
102
ANEXO H
DIAGRAMA DE FLUJO DE PROCESOS
SISTEMA DE AEROENFRIADOR CON CONDENSADOR DE CONTACTO
DIRECTO
103
104
ANEXO I
AEROCONDENSADOR DIMENSIONADO POR GEA
107
ANEXO J
HOJA DE DATOS TORRE HUMEDA DIMENSIONADA POR SPX
COOLING TECHNOLOGIES
108
Definition ————————————————————————————————————————————————————--Model (ID 23)
F448A56D4.005A
Fill
MC75 Log-4.0
Fan
384HP7-9
Eliminator
TU12C
Stack
384"x14' Rflx/V Rib
Louver
No louvers
Speed Reducer
4000, 15.84:1
Spray System
30x8 Rotomold
Drive
COMP-6 Shaft
Nozzles
416 NS5A-112 per cell
Motor
32 NS6-144 per cell
1800 rpm, TEFC
Dimensions —————————————————————————————————————————————————————
16.46 m
16.46 m
Tower Width
Basin Width Min
85.55 m
85.65 m
Tower Length
Basin Length Min
12.14 m
1.22 m 0.91
Tower Height (TOC)
Basin Depth
7.95 m
m 0.91 m
Fan Deck Height (TOC)
Water Depth
4.89 m
2.19 m 3.15
Static Lift (TOC)
Curb Offset Min
5.76 m
m
Pump Head (TOC)
Plenum Height
Yes
2.84 m
Air Inlet Elev. (TOC)
Effective Air Inlet Ht.
0
Yes
Closed Sides
Transverse Partitions
2
Closed Ends
Wind Walls
Conditions ————————————————————————————————————————————————————----Tower Water Flow
15228 m³/h
Altitude
332 m
Tower Water Mass Flow Hot
4185 kg/s
Barometric Pressure
97.39 kPa
Water Temperature
47.00 °C
Air Density In
1.090 kg/m³ 1.052
Range
15.68 °C
Air Density Out
kg/m³
Cold Water Temperature
0.0213
31.32 °C
Humidity Ratio In
0.0512
Approach
4.00 °C
Humidity Ratio Out
Wet-Bulb Temperature Dry88.8 kJ/kg
27.32 °C
Enthalpy In
Bulb Temperature
34.09 °C
Enthalpy Out
172.0 kJ/kg
Relative Humidity
60 %
Wet-Bulb Temp. Out
39.99 °C
Total Dissolved Solids
0 ppm
Heat Rejection
274.3 MW
Water Density In
989.4 kg/m³
Evaporation
374 m³/h
Water Specific Heat In
4.18 kJ/kg·K
Drift
<0.0010
Site Factor
Performance Test
Thermal Analysis —————————————————————————————————————————————————
Fill Area
1189 m²
Water Rate
12.81 m³/h/m² Fill
Height
1.22 m
Dry Air Rate
2.912 kg/s/m²
KaV/L (CTI)
1.895
L/G
1.209
Air Flow —————————————————————————————————————————————————————
Flow/Fan Tower Air Inlet
648.7 m³/s
External P.D. In
0.0 Pa 5.0 Pa
Flow/Fan Discharge
691.7 m³/s
Entrance P.D.
0.0 Pa
Inlet Velocity
6.033 m/s
Louver P.D.
21.1 Pa 85.8
Pa 12.3 Pa
Fill Velocity
2.818 m/s
Falling Water P.D. Fill
P.D.
16.1 Pa
Eliminator Velocity
2.908 m/s
Eliminator P.D.
0.0 Pa 0.0 Pa
Discharge Velocity
7.469 m/s
6.011
Plenum P.D.
140.4 Pa
Air Inlet Pressure Ratio
Yes
Buoyancy P.D.
29.4 Pa
Air Inlet Guide
0
External P.D. Out
Inlet P.D. Vel. Heads
0
Static P.D.
Outlet P.D. Vel. Heads
Velocity P.D.
109
ANEXO K
PRESUPUESTO ENTREGADO POR SPX COOLING TECHNOLOGIES
PARA LA TORRE HUMEDA DIMENSIONADA
110
7401 W 129 Street, Overland Park, Kansas 66213 USA / Tel: 001 913 664 7844 / Fax: 001 913 664 7753 /
[email protected]
MARLEY FIELD ERECTED COOLING TOWER
TO:
ATTN:
Pacific Rim Energy
DATE:
FROM:
PROJECT:
Caso 1 Termoelectrica Ezequiel Zamora
13NOV12
Javier Gallo
BUDGETARY SELECTION
DESIGN CONDITIONS:
Flow
Hot Water
Cold Water
Wet Bulb
Plume Abatement
1 5 22 8 m³/ h
47 °C
3 1 .3 2 °C 2 7
.3 2 °C
TOWER DESCRIPTION:
Model
Number of Cells
Pump Head
Fan Diameter
M ot or S i z e
Brake Horsepower
Evaporation
Drift Rate
F448A56D4.005A
5
5 .7 6 3 m 9 .7
54m
5 @ 1 8 6 .4 k W 5
@ 1 6 6 .8 k W
3 7 4 m ³/ h0 .0
010%
TOWER DIMENSION:
Tower Width
Tower Length
Tower Height
Fan Deck Height
1 6 .4 6 m
8 5 .5 5 m 1 2
.1 4 m 7 .9 5 3
m
BASIN DIMENSION:
Basin Width
Basin Length
1 6 .4 6 m
8 5 .6 5 m
BUDGET PRICE:
$1,793,612 USD
Estimate 11,241 US manhours for field erection
111
ANEXO L
HOJA DE DATOS AEROCONDENSADOR DIMENSIONADO
112
113
114
ANEXO M
HOJA DE DATOS AEROENFRIADOR PARA SISTEMA DE
ENFRIAMIENTO SECO CON CONDENSADOR DE SUPERFICIE
115
116
117
ANEXO N
HOJA DE DATOS AEROENFRIADOR PARA SISTEMA DE
ENFRIAMIENTO SECO CON CONDENSADOR DE CONTACTO
DIRECTO
118
119
120
ANEXO O
HOJA DE DATOS CONDENSADOR DE SUPERFICIE E-006-001
121
122
ANEXO P
HOJA DE DATOS CONDENSADOR DE SUPERFICIE E-004-001
123
124
ANEXO Q
HOJA DE DATOS TORRE DE ENFRIAMIENTO DIMENSIONADA
125
126
ANEXO R
SIMULACION SECCION DE TURBINAS
127