PORTADA DE TESIStesis.ipn.mx/jspui/bitstream/123456789/6162/1/1486_tesis_Febrero... · xx EVALUACION TERMICA DEL CONDENSADOR PRINCIPAL DE UNA UNIDAD DE 160 MW DE UNA CENTRAL TERMOELECTRICA

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INSTITUTO POLITÉCNICO NACIONAL ESCUELA SUPERIOR DE INGENIERÍA

MECÁNICA Y ELÉCTRICA UNIDAD ZACATENCO

SECCIÓN DE ESTUDIO DE POSGRADO E INVESTIGACIÓN

“EVALUACIÓN TÉRMICA DEL CONDENSADOR PRINCIPAL DE UNA UNIDAD DE 160 MW DE UNA CENTRAL TERMOELECTRICA”

T E S I S

PARA OBTENER EL GRADO DE

MAESTRO EN CIENCIAS EN INGENIERÍA MECÁNICA PRESENTA:

ING. FAUSTO JAVIER ORONA SALAS DIRECTOR DE TESIS:

DRA. CLAUDIA DEL CARMEN GUTIÉRREZ TORRES

MÉXICO DF.; JUNIO DE 2009.

ixix

EVALUACION TERMICA DEL CONDENSADOR PRINCIPAL DE UNA UNIDAD DE 160 MW DE UNA CENTRAL TERMOELECTRICA

ix

RESUMEN

En este trabajo se realizó una evaluación térmica del condensador principal en

condiciones de diseño y reales. El condensador que se evaluó pertenece a

una unidad generadora de 160 MW de la Central Termoeléctrica Juan de Dios

Batiz Paredes.

Para llevar a cabo esta evaluación térmica se aplicó una metodología basada

en la norma para condensadores de vapor de superficie del (Standard for

Steam Surface Condenser) Heat Exchange Institute [3], la cual funciona

ingresando datos como temperatura, áreas, especificación de material de

tubería, carga térmica tanto para condiciones de diseño como para condiciones

reales.

Esta metodología da como resultado datos para elegir un condensador o para

evaluar el comportamiento del condensador estudiado y compararlos con los

datos especificados por el fabricante como son coeficiente de transferencia de

calor, área del condensador principal, flujo de agua de enfriamiento, carga

térmica, velocidad del agua de enfriamiento para condiciones tanto de diseño

como reales.

Para este condensador principal la evaluación arrojó que con los datos del

fabricante, el área de transferencia de calor es de 4478.66 m2 mientras que los

datos de placa son 4597 m2, el coeficiente de transferencia de calor es (485.54

W/m2 K mayor en 2.57% a lo que indica el dato de placa 3398 W/m2 K, el flujo

de agua de enfriamiento es de 6.77 m3/s menor a lo que indica el dato de placa

6.98 m3/s.

Así mismo se proponen alternativas basadas en el uso de otros materiales

para mejorar los parámetros operativos del condensador.

xx


x

ABSTRACT

A thermal evaluation of a power plant condenser was carried out in this work.

This evaluation was performed using design and real operation conditions. The

condenser evaluated belongs to the Juan de Dios Batiz Paredes 160MW

thermal power plant.

To carry out this thermal evaluation a methodology based on the Standard for

Steam Surface Condenser of the Heat Exchange Institute was applied. This

methodology works using operation data such as temperature, areas, piping

material, thermal load for real and design conditions.

This methodology allows calculating parameters to evaluate the condenser

performance such as heat transfer coefficient, total heat exchange area, cooling

water flow, thermal load, cooling water velocity, etc. From these results a

comparison between real operation conditions and manufacturer conditions was

performed.

In this case, the evaluation showed that from the manufacturer data the heat

exchange area is 4478.66 m2 while the manufacturer reports 4597 m2. The heat

transfer coefficient is 3485.54 W/m2 K 2.57% larger than the manufacturer data

3398 W/m2 K. Cooling water flow is 6.77 m3/s, less than what manufacturer

indicates 6.98 m3/s.

Furthermore, in this work, alternatives based on using different materials to

improve operative parameters in the condenser are proposed.

ii


i

INDICE Pagina.INDICE i

RELACION DE FIGURAS Y TABLAS iv

NOMENCLATURA vi

RESUMEN ix

ABSTRACT x

INTRODUCCION xi

CAPITULO 1: Condensadores Plantas Termoeléctricas 1

1.1 Condensadores 2 1.2 Tipos de Condensadores 2 1.2.1.Condensadores de Contacto y Mezcla 6 1.2.2. Condensadores de Superficie 14

CAPITULO 2: Fundamentos del Cálculo

19

2.1 Calor transferido por el Intercambiador 20 2.2 Calor Específico del Fluido 22 2.3 Flujo de Agua de Enfriamiento 22 2.4 Velocidad de Agua de Enfriamiento 23 2.5 Coeficiente Total de Transferencia de Calor 23 2.6 Área de Transferencia de Calor Calculada 26 2.7 Área de Transferencia Activa 27 2.8 Factor de Limpieza 27 2.9 Pérdidas Hidráulicas 28 CAPITULO 3: Comparación entre los Datos de Diseño y los Datos Evaluados

31

3.1 Análisis de Parámetros de Diseño del Condensador Principal.

32

3.1.1 Cálculo de Flujo de Calor en el Condensador Principal

33

3.1.2 Cálculo del Calor Específico utilizado para el Diseño del Condensador Principal

33

3.1.3 Cálculo del Flujo de Agua de Circulación 34

iiii


ii

3.1.4 Cálculo de la Velocidad en el Interior de los Tubos

34

3.1.5 Cálculo del Coeficiente de Transferencia Total de Calor

35

3.1.6 Cálculo del Área de Transferencia de Calor del Condensador Principal

36

3.1.7 Cálculo del Área de Transferencia de Calor (Área Activa )

36

3.1.8 Cálculo de Perdidas Hidráulicas Totales por Presión del Sistema Agua de Circulación

36

3.2 Análisis de Parámetros Operativos Reales del Condensador Principal

38

3.2.1 Cálculo del Coeficiente de Transferencia de Calor

38

3.2.2 Cálculo del Flujo de Calor en el Condensador Principal

38

3.2.3 Cálculo del Calor Específico del Condensador Principal

39

3.2.4 Cálculo del Flujo Agua de Circulación 39

3.2.5 Cálculo de la Velocidad en el Interior de los Tubos

40

3.2.6 Cálculo Perdidas Hidráulicas Totales por Presión del Sistema Agua de Circulación

40

3.3. Observaciones más relevantes de Resultados

42

CAPITULO 4: Análisis de Resultados

44

4.1 Cálculo del Coeficiente de Transferencia de Calor considerando tubería de Titanio de 1” O.D. para 18 y 22 BWG

45

4.2 Cálculo del Coeficiente de Transferencia de Calor considerando tubería de material de Latón (Admiralty) de 1” O.D. para 18 BWG

48

4.3 Cálculo del Coeficiente de Transferencia de Calor considerando tubería de material de Acero Inoxidable de 1” O.D. para 18 y 24 BWG

49

4.4 Características Técnicas de los Materiales 53 4.4.1 Latón (Admiralty) 53

4.4.2 90/10 Cu-Ni 54

4.4.3 Titanio TiCr2 54

4.4.4 Acero Inoxidable 304/316 55

iiiiii


iii

Conclusiones 59 Recomendaciones 59 Referencia 60 Anexos 61

iviv


iv

RELACION DE FIGURAS Y TABLAS

Figura Título Página 1.1 Efectos del condensador sobre un diagrama de

trabajo teórico.

5

1.2 Condensador de contacto directo de nivel bajo. 7

1.3 Instalación de un condensador- eyector. 8

1.4 Condensador de contacto con bomba de vacío 11

1.5 Condensador barométrico de contacto directo de discos y contracorriente.

12

1.6 Condensador de superficie radial de dos pasos 15

1.7 Arreglo de una turbina y condensador

16

Tabla Título

Página

2.1 Coeficiente de transferencia de calor sin corregir 24

2.2 Factor de corrección por temperatura de entrada de agua.

25

2.3 Factor de corrección por material y calibre de tubo. 26

2.4 Factor de corrección de pérdida de fricción por calibre de tubería. 29

3.1 Datos de diseño del condensador principal. 32

3.2 Datos calculados con valores de diseño del condensador principal.

37

3.3 Mediciones de flujo y velocidad del agua de enfriamiento.

40

3.4 Comparación de resultados de parámetros de diseño, verificación de datos del fabricante y datos reales.

41

4.1 Resultados de cálculos de diferentes materiales de tubería. 52

vv


v

4.2 Pérdidas Anuales por problemática del condensador principal

52

4.3 Costos y recuperación por sustitución de tubería 53

4.4 Propiedades y ambientes de diferentes materiales 56

vivi


vi

NOMENCLATURA

Símbolo Definición Unidades

AE Área de flujo turbina de escape ft2,m2

AS Área de superficie ft2, m2

AT Área de flujo tubos interiores ft2/paso, m2/paso

CP Calor específico Btu/lb oF, J/kg K

DI Diámetro interior del tubo in, m

DP Diámetro del tubo in, m

FC Factor de corrección limpieza ---

FM Factor de corrección material y calibre ---

FW Factor de corrección por agua ---

h Entalpía Btu/lb, J/kg

ITD Diferencial de temperatura terminal oF, K

J Cero carga, presión negativa in Hg, Pa

LE Longitud efectiva del tubo ft, m

LMTD Diferencia de temperatura media logarítmica oF, K

Lb Longitud de viga in, m

LT Total del tubo ft, m

NP Número de tubos lado de paso ---

PD Presión de diseño psig, Pa

PS Presión de saturación in Hg, Pa

Q Carga térmica Btu/hr, W

viivii


vii

RE Perdida de fricción (caja de agua y tubos) ft de agua, Pa

RT Perdida de fricción (tubos) ft agua/ ft longitud, Pa

RTT Pérdida de fricción (total) ft de agua, Pa

R1 Factor de corrección (temperatura de agua) ---

R2 Factor de corrección (diámetro exterior de tubo y espesor)

---

SCFM Flujo de gas en condiciones estándar de presión y temperatura

ft3/min, m3/s

SG Densidad relativa ---

T Temperatura oF, °C

TR Elevación de temperatura oF, °C

TTD Diferencia de temperatura terminal oF, °C

T1 Temperatura de entrada del agua de enfriamiento

oF, °C

T2 Temperatura de salida del agua de enfriamiento

oF, °C

TS Temperatura de saturación oF, °C

U Coeficiente de transferencia de calor Btu/hr*ft2*oF, W/m2 K

U1 Coeficiente de transferencia de calor sin corregir

Btu/hr*ft2*oF, W/m2 K

VS Velocidad del vapor ft/s, m/s

VW Velocidad del agua ft/s, m/s

WS Flujo de vapor lb/hr, kg/s

WG Flujo de agua gpm, m3/s

aM Área in2, m2

aF Área de flujo del tubo in2, m2

cc/l Centímetros cúbicos por litro ---

d1 Diámetro in, m

viiiviii


viii

dH Diámetro del hoyo del Tubo in, m

h Entalpía Btu/lb, J/kg

k Conductividad térmica. Btu/hr*ft*oF/ft, W/m K

ppb Partes por billón ---

r Radio de giro in, m

tP, tR Espesor sin incluir corrosión in, m

tS Espesor del plato soporte in, m

v Volumen específico ft3/lb, m3/kg

w Ancho in, m

α Coeficiente de expansión térmica in/in-oF, m/m-K

ρ Densidad lb/in3, kg/m3

xixi


xi

INTRODUCCION Actualmente en México existen centrales termoeléctricas operando con

condensadores principales con deficiencias debido en gran parte a diferentes

problemáticas las cuales son difíciles de diagnosticar y aunado a que no

existen métodos prácticos de evaluación no es posible encontrar las causas

reales que lo originan. La metodología aplicada en este trabajo puede ser de

gran beneficio para las centrales de generación ya que el mismo personal

evaluará, analizará y obtendrá resultados para mejorar el desempeño del

equipo, además de tener elementos para ejercer recursos financieros

direccionados de manera específica a una solución real del problema.

Operando el condensador principal en valores cercanos a su diseño, se logra

también una mejora al impacto ambiental, régimen térmico, eficiencia del ciclo

y como consecuencia ahorros importantes por la disminución del consumo de

combustible.

La experiencia en la operación de los condensadores principales permite tener

las siguientes hipótesis de las causas del desempeño inadecuado de los

condensadores principales: diseño inadecuado, ensuciamiento por materia

orgánica e inorgánica, temperatura ambiente, bajo flujo de agua de

enfriamiento, carga térmica adicional, entradas de aire, área de intercambio de

calor insuficiente, etc.

Con la finalidad de encontrar el origen al problema, se aplicó una metodología

de cálculo apoyada en los métodos del HEI (Heat Exchange Institute) utilizan

la norma para condensadores de vapor de superficie (Standard Steam Surface

Condenser) [3] para evaluar el comportamiento del condensador principal y

mediante el análisis proponer soluciones para llevarlo a operar en condiciones

óptimas.

El método desarrollado en este trabajo será también una herramienta de apoyo

xiixii


xii

para realizar evaluaciones de condensadores principales de otras centrales

termoeléctricas y conocer, si las hay, las causas que originan la operación

deficiente del condensador principal y proponer soluciones de mejora para su

desempeño.

Para lograr los objetivos planteados la tesis está integrada por cuatro capítulos,

que a continuación se describen.

En el capítulo I se realiza una descripción de los diferentes tipos de

condensadores principales que se tienen actualmente. Posteriormente, en el

Capítulo II se describe la metodología del cálculo aplicada por la norma para

condensadores de vapor de superficie (Standard Steam Surface Condenser) [3]

la cual permitirá evaluar térmicamente el condensador principal.

En el capítulo III se desarrollan evaluaciones de los equipos principales que

forman parte del condensador principal aplicando una metodología para

obtener, velocidad, flujos, áreas, coeficiente de transferencia de calor, carga

térmica, etc. con datos de diseño y datos reales, se analizan los resultados

obtenidos realizando una comparación entre los datos de diseño y los datos

reales .

Finalmente, en el capítulo IV tomando como base la metodología de la norma

se realizan estudios para evaluar y proponer diferentes alternativas a fin de

mejorar las condiciones operativas del condensador principal. Posteriormente

se presentan conclusiones y recomendaciones.

11


1

CAPITULO 1

CONDENSADORES

EN PLANTAS

TERMOELECTRICAS

22


2

CAPITULO 1

Condensadores en Plantas Termoeléctricas

1.1 Condensadores

Un intercambiador de calor es un dispositivo en donde se efectúa la

transferencia de energía entre dos fluidos a diferentes temperaturas [1]. El tipo

más sencillo de intercambiador de calor es un recipiente en el cual se mezclan

directamente un fluido caliente y otro frío. En tal sistema ambos fluidos

alcanzarán la misma temperatura final y la cantidad de calor transferido puede

calcularse igualando la energía perdida por el fluido más caliente con la energía

ganada por el fluido más frío.

Estos equipos pueden ser construidos desde un simple tubo doble concéntrico

con una superficie relativamente pequeña para la transferencia de calor, hasta

complicados condensadores y evaporadores con miles de metros cuadrados de

superficie para la transferencia de calor, estos últimos se usan ampliamente,

porque pueden construirse con grandes superficies de transferencia de calor en

un volumen relativamente pequeño, pueden fabricarse de aleaciones

resistentes a la corrosión y son idóneos para calentar, enfriar, evaporar o

condensar toda clase de fluidos.

Los calentadores abiertos de agua potable, los enfriadores y los inyectores de

condensación son ejemplos de equipo de transferencia de calor que emplea la

mezcla directa.

Sin embargo, son más comunes los cambiadores de calor en los cuales un

fluido está separado del otro por una pared o división a través de la cual se

transmite el calor. A este tipo de cambiadores se le llama recuperadores.

33


3

Los condensadores de vapor son equipos en los cuales se condensa el vapor

de escape procedente de máquinas y turbinas, además es de donde el aire y

otros gases no condensables son evacuados en forma continua.

Dos son las ventajas que pueden conseguirse empleando condensadores en

las máquinas y turbinas de vapor:

1) Disminución de la presión de escape con el consiguiente aumento de

energía utilizable.

2) Recuperación del condensado (condensadores de superficie), para utilizarlo

como agua de alimentación para generadores de Vapor.

En la mayoría de las centrales de vapor la recuperación del condensado es

importante.

El agua de alimentación de las calderas tomada de lagos, ríos o mares, debe

tratarse apropiadamente antes de introducirla en los generadores de vapor.

Con la tendencia de hacer trabajar las calderas a presiones y temperaturas

cada vez más elevadas, ha aumentado la necesidad de agua de alimentación

más pura, dando como resultado que la mayoría de los condensadores

instalados sean del tipo de superficie, los cuales permiten recuperar el

condensado.

Mucha de las antiguas centrales que habían sido inicialmente proyectadas sin

condensadores, han sido reestructuradas instalando condensadores y turbina

de baja presión [2]. De esta forma se aumenta en gran manera la potencia y

rendimiento térmico de la central y al mismo tiempo se recupera el

condensado.

Condiciones de operación tales como, temperatura, elevación, calidad y

44


4

cantidad del agua de refrigeración, determinan en gran parte si es factible

instalar los condensadores.

La condensación del vapor de agua en un recinto cerrado produce un vacío

parcial, debido a la gran disminución de volumen específico experimentada por

el vapor de baja presión. Un kilogramo de vapor de agua seco a una presión

absoluta de 101.30 kPa ocupa un volumen de 1.670 m3 (figura 1.1).

Teóricamente si esta cantidad estuviese contenida en un recinto cerrado para

el vapor de una capacidad de 1.670 m3 a una presión absoluta de 101.30 kPa

y si la condensación dentro del recinto tuviese lugar a una temperatura de

334.25 K el líquido ocuparía únicamente un volumen de 0.001 m3, o sea

1/1644 del volumen interior del recinto, quedando la presión absoluta a 20.59

kPa.

Teóricamente, la energía necesaria para el funcionamiento de tal condensador

sería la absorbida por la bomba para comprimir el kilogramo de líquido

condensado desde 20.59 kPa hasta 101.30kPa, más la necesaria para hacer

circular el agua de refrigeración [2].

La figura 1.1 muestra el aumento de trabajo que es posible efectuar mediante

el empleo de condensadores.

ENTROPÍA

Fig. 1.1 Efecto del condensador sobre un diagrama de trabajo teórico [2].

55


5

Las turbinas de vapor son capaces de expandir el vapor hasta las mínimas

presiones de escape alcanzables, debido a que son máquinas de flujo

constante y puedan tener grandes apertura de escape (sin válvulas) a través de

la cual se descarga el vapor ya utilizado.

En cambio, las máquinas de vapor son máquinas de flujo intermitente que

tienen que obligar a pasar el vapor expansionado a través de válvulas de

escape relativamente pequeñas.

El grado de reducción de los retornos fija el punto en el cual las pérdidas por

rozamiento en los cuerpos o cilindros necesariamente grandes, más el trabajo

de descargar el vapor de escape, exceden a las ganancias derivadas de la baja

presión de escape.

La mínima presión absoluta de escape para la mayoría de las máquinas de

vapor es de 20.26 kPa a 27.05 kPa. [2]

En cambio, en las turbinas se puede expandir el vapor hasta una presión

absoluta de 3.33 kPa o menos.

En la práctica se requiere una cierta cantidad de energía para evacuar el aire y

los gases no condensables que entran en el condensador y que no pueden

eliminarse por condensación.

El aire que entra al condensador tiene su origen más frecuentemente de las

fugas en los ejes de las turbinas, juntas y válvulas.

El aire y los gases disueltos en el agua procedentes de fuentes naturales se

desprenden de ella en el condensador al estar sometidos a la baja presión que

ahí existe [2].

66


6

1.2 Tipos de Condensadores

1.2.1 Condensadores de Contacto o Mezcla

Los condensadores de contacto o mezcla proporcionan una baja presión de

escape, pues el condensado se mezcla con el agua de refrigeración.

En las centrales equipadas con grandes turbinas de vapor, no puede

emplearse condensadores de contacto o mezcla porque aún prescindiendo de

la pérdida del condensado, el consumo de energía de las bombas de estos

condensadores neutraliza los beneficios conseguidos con el elevado vacío

obtenido con estos equipos.

Sin embargo, tratándose de turbinas de tamaño moderado (de 10 MW), así

como de máquinas de vapor de émbolo, los condensadores de contacto o

mezcla tienen bastante aplicación, especialmente en el caso que abunde el

agua de alimentación de buena calidad.

Los condensadores de contacto o mezcla pueden ser del tipo de nivel bajo o

barométrico. Los dos tipos son similares por lo que se refiere a la forma en la

cual el vapor de escape y el agua de refrigeración se ponen en contacto; la

diferencia estriba en el método de evacuar el agua y el condensado.

Los condensadores de contacto o mezcla, en los cuales el agua de

refrigeración, el condensado y los gases no condensables son evacuados por

medio de una sola bomba, se denominan condensadores de mezcla, de vacío

reducido y de nivel bajo, debido a la limitada capacidad de aire de la bomba [2].

En el condensador de nivel bajo representado en la figura 1.2, los gases no

condensables son evacuados por medio de una bomba o eyector

independiente, consiguiéndose un vacío más elevado y un nivel bajo.

77


7

El agua de refrigeración entra en una cámara anular, situada en la parte alta,

por la acción del vacío reinante dentro del condensador y penetra en la cámara

de éste a través de una serie de boquillas distribuidoras helicoidales, las cuales

pulverizan el agua y le aseguran un contacto directo con el vapor entrante. La

mezcla de agua de refrigeración y de condensado pasa a través de un cono en

el cual el aire es arrastrado por el agua.

La mezcla cae a continuación formando un chorro en la parte inferior del

cuerpo del condensador de donde es evacuada por una bomba centrífuga para

vencer el vacío reinante en aquel.

La mezcla de aire-vapor enfriada es evacuada cerca de la parte alta del

condensador mediante una bomba o eyector.

Con el fin de impedir que el agua alcance una altura excesiva dentro del

condensador se instala un dispositivo para eliminar el vacío, el cual consiste en

una válvula controlada por un flotador. Cuando la bomba deja de funcionar y el

nivel del agua sube, la válvula se abre y deja entrar el aire.

En la parte alta del condensador va instalada una válvula de comunicación con

la atmósfera. Esta válvula se abre automáticamente cuando la presión dentro

del condensador se hace más grande que la atmosférica y se cierra si en el

condensador hay un vacío parcial. Cuando está abierta, el vapor de escape de

la turbina escapa a la atmósfera [2].

88


8

Fig. 1.2 Condensador de nivel bajo (contacto directo) [2].

En determinadas condiciones el aire y el agua pueden ser evacuados por la

acción cinética de la vena de fluido, en cuyo caso el condensador de mezcla o

contacto se denomina condensador eyector o sifón [2]. El condensador de

contacto directo de nivel bajo (presentado en la figura 1.2), está diseñado para

trabajar en paralelo es decir en el que el vapor, el agua de refrigeración y los

gases no condensables circulan en al mismo sentido.

Un condensador de contacto múltiple de nivel bajo se puede ver en la figura

1.3. El condensador consiste en una cámara cilíndrica cerrada, en cuya parte

superior hay una caja de boquillas de agua, la cual va acoplada a un tubo en

forma de Venturi, cuyo extremo inferior se encuentra sumergido en agua.

El agua inyectada pasa por las boquillas debido a la presión de la bomba y por

el vacío existente.

Los chorros están dirigidos a la garganta del tubo en donde se reúnen para

formar un sólo chorro. El vapor de escape en el condensador por la parte

superior se pone en contacto directo con los chorros de agua convergentes y

99


9

se condensa.

Por el efecto combinado de la presión del agua externa, del vacío existente

dentro del condensador y de la acción de la gravedad, los chorros de agua

alcanzan una velocidad suficiente para arrastrar el vapor condensado, el aire y

los gases no condensables y descargarlos en el pozo caliente venciendo la

presión atmosférica.

Los chorros de agua crean el vacío al condensar el vapor y lo mantienen al

arrastrar y evacuar el aire y los gases no condensables [2]. De esta forma no

se requiere bomba alguna para evacuar el aire y el agua.

Fig. 1.3 Instalación de un condensador de contacto múltiple de nivel bajo [2].

1010


10

La unión que aparece en la figura entre la turbina y el condensador consiste en

un tubo de cobre ondulado con bridas de hierro colado. Esta unión permite las

dilataciones y contracciones producidas por las variaciones de temperatura.

Los condensadores de contacto múltiple pueden mantener un vacío del orden

de 98.17 kPa con respecto a una presión atmosférica de 101.30 kPa con agua

de refrigeración de 288.75 K; este tipo de condensadores es apropiado para

turbinas de una potencia hasta de 10 MW.

En los condensadores de contacto múltiple de nivel bajo la cámara de

condensación se encuentra a poca altura, el agua se saca mediante una

bomba y su altura total es lo suficientemente baja para poderlos instalar debajo

de la turbina o máquina de vapor.

La figura 1.4 representa una vista y una sección de un condensador de

contacto con bomba de vacío-húmedo evacúa el condensado, el aire arrastrado

y los otros gases no condensables.

Fig. 1.4 Condensador de contacto con bomba de vacío [2].

1111


11

El condensado líquido ayuda a hacer la junta de los anillos del émbolo y

disminuye las fugas, no necesitándose ningún eyector de aire independiente.

Estos condensadores se fabrican de hierro colado y de bronces, estos últimos

se emplean cuando el agua es salada.

Los condensadores de este tipo se construyen en tamaños capaces de

condensar de 5,153 a 11,350 kg de vapor por hora cuando trabajan con agua a

294.15 K y contra una presión absoluta de escape de 13.53 kPa.

El cono regulable admite el agua en láminas delgadas cónicas en el extremo

del codo de inyección. El caudal de agua puede regularse de acuerdo con las

variaciones de la carga de vapor y de la temperatura del agua de refrigeración.

Para evitar que el agua alcance un nivel muy alto en el interior del condensador

en el caso de que la bomba deje de funcionar, se dispone un flotador de bola

de cobre el cual rompe el vacío cuando se presentan tales casos. La bomba de

vacío-húmedo es accionada por una máquina de vapor simple.

En la figura 1.5 se representa la sección de un condensador barométrico de

contacto directo de disco y contracorriente en el cual se emplea el sistema de

discos para distribuir el agua.

El agua de refrigeración entra por un punto situado por encima de la entrada

del vapor y el agua va cayendo de disco en disco, tal como aparece en la

figura.

El aire contenido es evacuado por medio de un eyector de aire, de chorro de

vapor con dos escalonamientos y un refrigerador intermedio.

1212


12

Fig. 1.5 Condensador barométrico de contacto directo de disco y contracorriente [2].

El vapor de alta presión al expandirse a través de las toberas a una elevada

velocidad, arrastra el aire y los gases no condensables; la energía cinética del

vapor se transforma en presión en la garganta del tubo, comprimiendo e

impulsando hacia el exterior la mezcla de aire-vapor.

El agua caliente resultante del proceso de condensación cae en el fondo del

condensador y a continuación en el tubo de salida, mientras que el aire es

enfriado en la parte superior del aparato, quedando a una temperatura próxima

a la del agua de entrada. De esta manera el eyector de aire trabaja con gases

fríos, que contienen poco vapor y prácticamente nada de agua. La parte inferior

del tubo de salida está sumergida en el pozo caliente.

La presión atmosférica pueda soportar una columna de agua de 10.36 m de

1313


13

altura, el tubo de salida constituye una bomba de evacuación automática y el

agua sale de dicho tubo tan rápidamente como se va acumulando en el mismo.

Los condensadores barométricos son de construcción simple, sin órganos

móviles, ni toberas, ni orificios estrangulados que puedan taparse y no

necesitan válvulas de comunicación con la atmósfera

En los condensadores barométricos y de nivel bajo es normal elevar el agua de

la fuente de alimentación a la altura necesaria para la inyección, mediante el

vacío que existe dentro del condensador.

Cuando resulta necesario, se emplea una bomba para ayudar a elevar el agua

a la altura requerida por el condensador.

1.2.2 Condensadores de Superficie

Los condensadores de superficie proporcionan una baja presión de escape y al

mismo tiempo permiten recuperar condensado.

Un condensador de superficie consiste generalmente en un cilindro de hierro

colado o de chapa de hierro, con una tapa porta tubo en cada extremo, las

cuales unen entre si una multitud de tubos que forman la superficie de

enfriamiento.

El vapor de escape entra en el condensador por un orificio situado en la parte

superior de la envolvente y el agua de refrigeración pasa por el interior de los

tubos.

Cuando el condensador se emplea con una máquina de émbolo, se adopta

comúnmente la disposición inversa, es decir, el agua pasa por fuera de los

tubos y el vapor por el interior de los mismos.

1414


14

Otra forma de condensación de superficie conocida por un condensador

evaporativo, es aquella en que el cilindro-envolvente se ha suprimido. El vapor

pasa por el interior de los tubos del condensador sobre los cuales se lanza

agua pulverizada. El enfriamiento se produce principalmente por la evaporación

del agua en la atmósfera.

En los condensadores de superficie se puede recuperar el condensado porque

éste no se mezcla con el agua de refrigeración.

El vapor que hay que condensar normalmente circula por fuera de los tubos

(figura 1.6) mientras el agua de enfriamiento o circulante pasa por el interior de

los mismos.

Fig. 1.6 Condensador de superficie radial de dos pasos [2].

Esto se hace principalmente porque el vapor limpio no ensucia la superficie

externa de los tubos, la cual es difícil de limpiar mientras que el agua de

refrigeración frecuentemente está sucia y deja sedimentos en el interior de los

tubos.

Los condensadores de superficie pueden ser de paso único, en los cuales el

agua circula en un sólo sentido a través de todos los tubos, o de dos pasos en

1515


15

los cuales el agua circula en un sentido a través de la mitad de los tubos y

vuelve a través de los restantes.

La mayoría de los grandes condensadores están equipados con una bomba

centrífuga para evacuar el condensado líquido y un eyector de aire de tipo de

chorro para evacuar el aire y los gases.

La figura 1.7 representa una instalación moderna típica de turbina con su

condensador.

El condensador de dos pasos se encuentra colocado directamente debajo de la

turbina, unida a ésta con una junta de dilatación.

Fig. 1.7 Arreglo de una turbina y condensador [2].

Soportes de muelles ayudan a sostener el peso del condensador y al mismo

tiempo, permiten cierto movimiento para compensar las dilataciones y

contracciones.

1616


16

Las tuberías de agua del condensador generalmente van provistas de juntas de

dilatación de caucho, debido a que solamente han de soportar la baja presión

del agua de refrigeración. La bomba del condensador evacua el agua tan

pronto como ésta va cayendo en el pozo caliente.

El condensado actúa de refrigerante en los condensadores intermedios y

posteriormente al ser bombeado al depósito de almacenamiento, adquiere calor

en los calentadores de baja presión.

El aire y gases no condensables son evacuados del condensador principal por

medio de eyectores de vapor.

Tal como se representa en la figura 1.7, dos eyectores trabajan en paralelo

entre el condensador principal y el condensador intermedio. Estos eyectores

hacen pasar el aire del condensador principal al intermedio en donde la presión

absoluta es de aproximadamente de 49.03 kPa.

Otros dos condensadores trabajan en paralelo para hacer pasar el aire del

condensador intermedio al condensador posterior, el cual se encuentra a la

presión atmosférica.

Por lo tanto, el aire y los gases no condensables son comprimidos en dos

etapas, con una elevación de presión de casi 49.03 kPa en cada una, para

poderlos descargar a la atmósfera.

El vapor de alta presión utilizado en los eyectores se condensa en los

condensadores intermedio y posterior y por lo general, se evacúa por medio de

trampas para ser enviado al pozo caliente nuevamente.

Un condensador de superficie y su equipo auxiliar debe cumplir los requisitos

siguientes:

1717


17

1.- El vapor debe entrar en el condensador con la menor resistencia posible y

la caída de presión a través del mismo deberá ser reducida a un mínimo.

2.- El aire (el cual es una sustancia poco conductora del calor) debe evacuarse

rápidamente de las superficies transmisoras de calor.

3.- El aire debe recogerse en puntos apropiados, prácticamente libre de vapor

de agua y enfriado a una temperatura baja.

4.- La evacuación del aire debe realizarse con un gasto mínimo de energía.

5.- Así mismo, debe evacuarse rápidamente el condensado de las superficies

transmisoras de calor y devolverse libre de aire a la caldera a la temperatura de

máxima eficiencia.

6.- El agua de refrigeración debe atravesar el condensador con un rozamiento

reducido, dejando un mínimo de sedimentos y con una absorción máxima [2].

Para realizar una evaluación del comportamiento de los condensadores de

vapor de superficie, en el capítulo 2 se presentan los parámetros señalados en

la norma del Instituto de Intercambio de calor para tal efecto.

1818


18

CAPITULO 2

FUNDAMENTOS DE

CALCULO

1919


19

CAPITULO 2

Fundamentos de Cálculo Para realizar la evaluación térmica de condensador principal se tomaron

como base los fundamentos teóricos que son enunciados en este capítulo, los

cuales son los parámetros considerados en la Norma para Condensadores de

Superficie de Vapor novena edición del HEI (Heat Exchange Institute).

Los principales parámetros a considerar en la evaluación del comportamiento

de los condensadores son los siguientes:

2.1 Carga Térmica

En el caso específico de los condensadores es el flujo de calor del vapor que

sale de la turbina de baja presión, el cual es transferido al agua de

enfriamiento. Ésta normalmente se considera la variable independiente en

cualquier prueba del condensador y es calculada como se muestra el la

ecuación (2.1).

W)2930711.0(hBtu

TTTT

ln

TTAUQ

2S

1S

12S =∗=

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡−−

−∗∗= (2.1)

Donde:

T2 Temperatura de salida del agua de enfriamiento

T1 Temperatura de entrada del agua de enfriamiento

TS Temperatura de saturación del vapor

As Área de la superficie de transferencia de calor

U Coeficiente de transferencia de calor

2020


20

Debe hacerse notar que para el cálculo de Carga Térmica utilizando la

expresión (2.1) se usa la diferencia de temperatura media logarítmica.

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

=

TTDITDLn

TRLMTD

Igualmente, Carga Térmica puede ser determinada utilizando la ecuación (2.2).

XW)hh(Q Scondensadovapor +∗−= (2.2)

Donde:

X es la cantidad de calor adicional suministrada al condensador por

otro medio que no sea el flujo de vapor de la turbina de baja (vapor

excedente de otro equipo que entra al condensador).

hvapor Entalpía del vapor que sale de la turbina de baja

hcondensado Entalpía del líquido condensado que sale del condensador

Ws Flujo de vapor

Como la transferencia de calor entre el vapor y el agua de enfriamiento dentro

del condensador es provocada por una diferencia de temperaturas, es

necesario definir el término de diferencia de temperatura terminal, utilizada en

la expresión (2.1) Dicha diferencia se define como la diferencia entre la

temperatura de vapor condensado y la temperatura de salida de agua de

circulación.

2S TTTTD −=

TS Temperatura de saturación

T2 Temperatura de salida de agua

De manera análoga, otro parámetro importante en el funcionamiento de los

condensadores es la diferencia de temperatura inicial, utilizada en la expresión

(2.1) la cual es la diferencia entre la temperatura del condensado del vapor y la

temperatura de entrada de agua de circulación.

2121


21

!S TTITD −=

TS Temperatura de saturación

T1 Temperatura de entrada de agua

2.2 Calor Específico del Fluido.

Aún cuando el intercambio de calor es provocado por una diferencia de

temperaturas, es necesario considerar las propiedades de los fluidos que van a

intercambiar dicha energía. Por lo anterior, en la evaluación de la operación de

los condensadores se necesita conocer el calor específico del fluido con el que

se trabaja, entendiendo por calor específico a la cantidad de calor necesaria

para elevar la temperatura de una unidad de masa de una sustancia en un

grado la cual esta dada por la ecuación (2.4):

)TT(CmQ 12p −∗∗=• (2.3)

)Kkg(J)004186800.0(FlbBtu)TT(m

QCp 0

12

•=∗•=−∗

= • (2.4)

Donde: •

m Flujo másico del agua

T2 Temperatura del agua caliente

T1 Temperatura del agua fría

2.3 Flujo de Agua de Enfriamiento

Dentro del condensador el flujo de agua de enfriamiento tiene la función de

absorber la energía en forma de calor del vapor que se descarga de la turbina

de baja y está dado por la siguiente ecuación:

2222


22

sm)0200006309.0(mingal)TT(CS500

QW 3

12PG

G =∗=−∗∗∗

= (2.5)

WG Flujo de agua de enfriamiento

SG Densidad relativa del agua

500 Factor de conversión

2.4 Velocidad del Agua de Enfriamiento

La velocidad de agua de enfriamiento que entra al condensador principal, la

cual es descargada por las bombas de agua de enfriamiento, es la velocidad

promedio del agua de circulación a través de los tubos del condensador y está

dada por la ecuación 2.6.

sm)3048.0(sf)TT(CS4.623600A

QV12PGT

W ==−∗∗∗∗∗

= (2.6)

Donde:

tubosdetotalNumerod4

A 2

iT ∗∗π

= (2.7)

di Diámetro interno de los tubos

3600 Factor de conversión

62.4 Factor de conversión

2.5 Coeficiente Total de Transferencia de Calor

El coeficiente total de transferencia de calor del condensador principal consiste

en el promedio de la razón de calor transferido desde el vapor al agua de

circulación y está dado por la siguiente ecuación:

2323


23

)Km(W()678263.5(fthr(BtuFFFUU 220

CMW1 ⋅=•=∗∗∗= (2.8)

Donde:

U1 Coeficiente de Transferencia de Calor sin corregir.

FW Factor de corrección de temperatura sin corregir;

FM Factor de corrección por tipo de material y calibre de tubería.

FC Factor de Limpieza.

En las tablas 2.1, 2.2 y 2.3 se muestran los valores para el coeficiente de

transferencia de calor sin corregir, el factor de corrección de temperatura de

entrada de agua y el factor de corrección por tipo de material y calibre de

tubería respectivamente.

Tabla 2.1 Coeficiente de transferencia de calor sin corregir U1 [3].

DIAMETRO DEL TUBO

Velocidad del tubo

3.0 3.5 4.0 4.5 5.0 5.5 6.0 6.5 7.0

0.625 y 0.75 462.5 499.5 534.0 566.4 597.0 626.2 654.0 680.7 706.4

0.875 y 1.00 455.0 492.0 526.0 557.9 588.1 616.8 644.2 670.5 695.8

1.125 y 1.25 448.6 484.5 518.0 549.4 579.1 607.4 634.4 660.3 685.2

1.375 y 1.50 441.7 477.1 510.0 540.9 570.2 598.0 624.6 650.1 674.7

1.625 y 1.75 434.7 469.6 502.0 532.5 561.3 588.6 614.8 639.9 664.1

1.875 y 2.00 427.8 462.1 494.0 524.0 552.3 579.8 605.0 629.7 653.5

DIAMETRO DEL TUBO

Velocidad del tubo

7.5 8.0 8.5 9.0 9.5 10.0 10.5 11.0 11.5 12.0 0.625 y 0.75 731.2 755.2 775.5 795.3 814.1 831.9 848.9 865.2 880.7 895.6

0.875 y 1.00 720.3 743.9 763.9 783.2 801.6 819.0 835.6 851.5 866.6 881.1

1.125 y 1.25 709.3 732.6 752.0 770.7 788.4 805.3 821.4 836.7 851.3 865.3

1.375 y 1.50 698.3 721.2 740.4 758.7 776.1 792.6 808.3 823.2 837.5 851.2

1.625 y 1.75 687.4 709.9 727.8 745.7 762.7 778.8 794.1 808.8 822.7 836.0

1.875 y 2.00 676.4 698.6 716.8 734.4 751.0 766.8 781.8 796.2 809.8 822.9

2424


24

Tabla 2.2 Factor de corrección por temperatura de entrada de agua FW [3].

Entrada de agua ºF

FW Entrada de agua ºF

FW Entrada de agua ºF

FW

30 0.650 60 0.923 90 1.075 31 0.659 61 0.932 91 1.078 32 0.669 62 0.941 92 1.080 33 0.678 63 0.950 93 1.083 34 0.687 64 0.959 94 1.085 35 0.696 65 0.968 95 1.088 36 0.706 66 0.975 96 1.090 37 0.715 67 0.982 97 1.092 38 0.724 68 0.989 98 1.095 39 0.733 69 0.994 99 1.097 40 0.743 70 1.000 100 1.100 41 0.752 71 1.005 101 1.103 42 0.761 72 1.010 102 1.105 43 0.770 73 1.015 103 1.108 44 0.780 74 1.020 104 1.110 45 0.789 75 1.025 105 1.113 46 0.798 76 1.029 106 1.115 47 0.807 77 1.033 107 1.117 48 0.816 78 1.037 108 1.119 49 0.825 79 1.041 109 1.121 50 0.834 80 1.045 110 1.123 51 0.843 81 1.048 111 1.125 52 0.852 82 1.051 112 1.127 53 0.861 83 1.054 113 1.129 54 0.870 84 1.057 114 1.131 55 0.879 85 1.060 115 1.133 56 0.888 86 1.063 116 1.135 57 0.897 87 1.066 117 1.137 58 0.905 88 1.069 118 1.139 59 0.914 89 1.072 119 1.141

120 1.143

2525


25

Tabla 2.3 Factor de corrección por material y calibre de tubo FM [3].

Material tubo Calibre pared tubo 25 24 23 22 20 18 16 14 12

Metal

Admiralty

1.03 1.03 1.02 1.02 1.01 1.00 0.98 0.96 0.93

Cobre (arsénico) 1.04 1.04 1.04 1.03 1.03 1.02 1.01 1.00 0.98

Cobre –hierro 194 1.04 1.04 1.04 1.04 1.03 1.03 1.02 1.01 1.00

Aluminio-latón 1.03 1.02 1.02 1.02 1.01 0.99 0.97 0.95 0.92

Aluminio-bronce 1.02 1.02 1.01 1.01 1.00 0.98 0.96 0.93 0.89

90-10 Cu-Ni 1.00 0.99 0.99 0.98 0.96 0.93 0.89 0.85 0.80

70-30 Cu-NI 0.97 0.97 0.96 0.95 0.92 0.88 0.83 0.78 0.71

Cold Rolled acero

al carbón

1.00 1.00 0.99 0.98 0.97 0.93 0.89 0.85 0.80

Acero inoxidable

tipo 304/316

0.91 0.90 0.88 0.86 0.82 0.75 0.69 0.62 0.54

Titanio 0.95 0.94 0.92 0.91 0.88 0.82 0.77 0.71 0.63

UNS N08367 0.90 0.89 0.87 0.85 0.81 0.74 0.67 0.60 0.52

UNS S43035 0.95 0.94 0.92 0.91 0.88 0.82 0.77 0.71 0.63

UNS S44735 0.93 0.91 0.90 0.88 0.85 0.78 0.72 0.65 0.57

UNS S44660 0.93 0.91 0.90 0.88 0.85 0.78 0.72 0.65 0.57

2.6 Área de Transferencia de Calor Calculada

El área de transferencia calculada del condensador principal es el área activa

de todos los tubos en el condensador principal incluyendo el aire de

enfriamiento externo si es usado y está dado por la siguiente ecuación:

22

2S

1S

12T

S m)0929030.0(ft

TTTT

ln

TTU

QA =∗=

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡−−

−∗

= (2.10)

2626


26

2.7 Área de Transferencia de Calor (Área activa)

El área de transferencia real del condensador principal es el área activa de

todos los tubos en el condensador principal y está dada por la siguiente

ecuación:

Er2P ∗π= (2.11)

tubosdetotalnumeroPLA ES ∗∗= (2.12)

Donde:

rE Radio exterior del tubo

LE Longitud efectiva del tubo

2.8 Factor de limpieza El factor de limpieza del condensador principal es el resultado de dividir el

coeficiente de transferencia de calor real del condensador con respecto al

coeficiente de transferencia teórico de calor y está dado por la siguiente

ecuación:

T

RL U

UF = (2.13)

TLR U*FU = (2.14)

Donde:

UT Coeficiente de transferencia de calor teórico

UR Coeficiente de transferencia de calor real

2727


27

En este caso el coeficiente de calor real puede obtenerse a partir de la tasa de

transferencia de calor real en el condensador.

2.9 Pérdidas Hidráulicas

Las pérdidas hidráulicas son pérdidas de presión del agua de circulación a

través del condensador principal y se muestran los factores en la tabla 2.4 por

corrección en el calibre de la tubería, y anexos A-1 RT Factor de corrección de

fluido de agua en tuberías de 18 BWG, A-2 R1 Factor de corrección de

temperatura por perdida de fricción en los tubos, A-3 RE Factor de corrección

por pérdida en cajas de agua y fin de tubería en condensadores de un paso y

A-4 Factor de corrección por pérdida en cajas de agua y fin de tubería en

condensadores de dos pasos, y esta dado por la siguiente ecuación:

Pa)98.2988(OHftR)RRR(LR 2E12TTTT =∗=∑+∗∗= (2.15)

Donde:

RTT Perdida total

LT Longitud del tubo multiplicado por el numero de pasos

RT Pérdida del tubo

o usando

25.11

WT2

D

V00642.0RR

75.1

=∗

R1 Factor de corrección por temperatura

R2 Factor de corrección por calibre diámetro exterior del tubo

RE Pérdidas por presión al paso del agua por el condensador principal

Para obtener los factores de corrección por temperatura y las pérdidas por

2828


28

presión al paso del agua por el condensador principal y fin de tubería,

consúltense las gráficas mostradas en el anexo A.

Tabla 2.4 Factor de corrección de perdida de fricción por calibre de tubería R2 [3].

Tubo diámetro exterior

12 BWG

14BWG 16BWG 18BWG 20 BWG

22 BWG

23 BWG

24 BWG

25 BWG

0.625 1.38 1.21 1.10 1.00 0.94 0.91 0.90 0.89 0.88

0.750 1.28 1.16 1.06 1.00 0.95 0.93 0.92 0.90 0.90

0.875 1.25 1.13 1.06 1.00 0.96 0.94 0.93 0.92 0.91

1.000 1.19 1.11 1.05 1.00 0.96 0.94 0.94 0.93 0.93

1.125 1.16 1.09 1.04 1.00 0.97 0.95 0.94 0.94 0.93

1.250 1.14 1.08 1.04 1.00 0.97 0.96 0.95 0.94 0.94

1.375 1.13 1.07 1.03 1.00 0.97 0.96 0.95 0.94 0.95

1.500 1.12 1.06 1.03 1.00 0.97 0.96 0.96 0.95 0.95

1.625 1.10 1.05 1.02 1.00 0.97 0.96 0.96 0.95 0.95

1.750 1.10 1.05 1.02 1.00 0.98 0.97 0.96 0.96 0.96

1.875 1.09 1.05 1.02 1.00 0.98 0.97 0.97 0.96 0.96

2.000 1.08 1.04 1.02 1.00 0.98 0.97 0.97 0.96 0.96

Todos los parámetros antes mencionados son los recomendados por la norma

del Instituto de Intercambio de Calor [3] para los condensadores de vapor de

superficie y se utilizan para evaluar el comportamiento del condensador de la

planta Juan de Dios Bátiz Paredes de Comisión Federal de Electricidad. Dichos

resultados se muestran en el capítulo 3.

2929


29

CAPITULO 3

COMPARACION ENTRE

LOS DATOS DE DISEÑO

Y LOS DATOS

EVALUADOS

3030


30

CAPITULO 3 Comparación entre los datos de diseño y los datos evaluados

En este capítulo se realiza el análisis de los datos de diseño del condensador

principal y el análisis de los datos reales de comportamiento del mismo equipo.

3.1 Análisis de Parámetros de Diseño del Condensador Principal

Para iniciar el análisis es necesario considerar los datos de diseño dados por el

fabricante para el condensador principal. Dichos datos son presentados en la

tabla 3.1 Tabla 3.1 Datos de diseño del Condensador Principal [4].

Potencia de la Turbina 160 MW Nomenc

latura

Tipo de Condensador Un

cuerpo,

un paso

Superficie AS 4,600 m2 49,500 Sq.ft

Calor Intercambiado Q 201,788,244 W 688.53 106 Btu/h

Presión de Escape P 0.0111 MPa abs 3.283 inHg abs

Factor de Limpieza de tubos FC 0.85 % 0.85 %

Coeficiente de Intercambio de Calor U 3,398 W/m2 K 598.4 Btu/hr/ft2 o F

Flujo de Agua de Circulación WG 6.98 m3/s 110,610 gpm

Densidad SG 1,030 kg/m3 64.3 lb/ft3

Temperatura de Agua de Circulación T1 31.2 oC 88.16 oF

Elevación Temperatura Agua

Circulación

TR

6.92 oC 12.450F

Temperatura salida agua circulación T2 38.12 oC 100.61 oF

Temperatura del Condensado TS 47.9 oC 118.20F

Velocidad del Agua de los Tubos VW 2.36 m/s 7.73 ft/s

Perdida de Carga lado Tubos RTT 27,768 Pa 9.29 ft.c.a

Contenido máximo de Oxígeno en

el condensador

cc/l

0.01 c.c/litro 14 ppb

3131


31

3.1.1. Cálculo del Flujo de Calor en el Condensador Principal

De acuerdo al fabricante, el coeficiente de transferencia de calor en el

condensador es de 598.4 Btu/hr/ft2 oF, la temperatura del agua de circulación a

la entrada del condensador es 88.16 oF y la temperatura del agua de

circulación a la salida del condensador es de 100.61 oF. La temperatura de

saturación del vapor es 118.2 ºF y el área de intercambio de calor es de 49500

ft2. Todos los datos están dados en sistema Inglés ya que la norma está

diseñada para el uso de ese sistema. Sustituyendo los datos en la ecuación 2.1

se tiene:

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡−−−

∗∗••=

F)61.1002.118(F)16.882.118(ln

F)16.8861.100(ft49500Ffthr/Btu4.598Q

o

o

o202

W8.195,917,201)2930711.0(hr/Btu10*97.688Q 6 ∗=

Al comparar el valor obtenido con el valor reportado por el fabricante

201,788,244 W, se observa que ambos son muy cercanos, encontrándose una

diferencia del 0.064% entre el valor calculado y el valor reportado por el

fabricante.

3.1.2. Cálculo del Calor Específico utilizado para el Diseño del

Condensador Principal

A partir de la cantidad de calor transferido es posible calcular el valor del calor

específico utilizado en el diseño del condensador usando la ecuación 2.3.

)TT(CmQ 12p −∗∗=• (3.1)

Despejando, se tiene

3232


32

)TT(m

QCp12 −∗

= •

Sustituyendo los valores correspondientes se tiene

F)16.8861.100(*gpm610,110*500)hr/Btu10*53.688(Cp 0

6

−=

)Kkg(J0041868.0.)004186800.0(Flb/Btu00002.1Cp 0 ⋅=∗•=

Es el valor con el que el fabricante utilizó para los cálculos del condensador

principal.

El valor calculado del calor específico será utilizado posteriormente en la

comparación de los datos de diseño del condensador.

3.1.3. Cálculo del Flujo Agua de Circulación

Para calcular el flujo de agua de circulación se utiliza la ecuación 2.5.

Sustituyendo los valores dados por el fabricante y el valor del calor específico

calculado se tiene.

F)16.8861.100(*Flb/Btu00002.1*030.1*500hr/Btu1053.688W 00

6

G −••

=

( ) sm77.60000630902.0gpm8.387,107W 3

G =∗=

3333


33

Realizando los cálculos de acuerdo a la norma del HEI, el flujo de agua

necesario para realizar la condensación es ligeramente menor (2.92%) al

especificado por el fabricante en su tabla de datos.

3.1.4. Cálculo de la Velocidad en el Interior de los Tubos.

Para llevar a cabo el cálculo de la velocidad en el interior de los tubos, es

necesario conocer el área transversal total de la tubería, para ello se emplea la

ecuación 2.7,

8270m0.022914

A 2

T ∗∗π

=

Obteniéndose, 22

T ft32.31m91.2A ==

Una vez que se conoce el área transversal total de la tubería es posible

calcular la velocidad a la que el agua circula dentro de los tubos, para ello se

utiliza la ecuación 2.6.

F)16.8861.100(Flb/Btu00002.1030.14.623600ft32.31hr/Btu10*53.688V 002

6

W −∗∗∗∗∗=

( ) sm32.23048.0s/ft63.7VW =∗=

Al comparar el valor obtenido para la velocidad del agua en los tubos, se

observa que este valor es 13.1% menor al reportado por el fabricante en su

tabla de datos.

3.1.5. Cálculo del Coeficiente de Transferencia Total de Calor.

Para obtener el coeficiente de transferencia de calor es necesario utilizar la

ecuación 2.8 y las tablas 2.1 y 2.2. Considerando un coeficiente de

transferencia sin corregir de 726.4 BTU/hr-ft2-ºF y considerando una velocidad

3434


34

del agua de enfriamiento de 7.63 ft/seg, en la tabla 2.1 considerando el

material y espesor del tubo, un factor de corrección por temperatura (datos de

placa del fabricante) del agua a la entrada de 1.069 (tabla FW) , un factor de

corrección por material y calibre (espesor y material del tubo FM) de 0.93 y un

factor de limpieza de 0.85 (datos placa del fabricante) y sustituyendo los

valores se tiene,

50.80.931.069FºfthrBTU726.4U 2 ∗∗∗••=

( ) KmW54.3485678263.5FftBtu/hr613.84U 202 ⋅=∗••=

Por este método, el coeficiente de transferencia de calor es 2.58% mayor al

reportado por el fabricante.

3.1.6. Cálculo del Área de Transferencia de Calor del Condensador

Principal

Con el cálculo del coeficiente de transferencia de calor y utilizando el valor del

calor intercambiado dado por el fabricante, es posible recalcular el área de

transferencia de calor usando la ecuación 2.10. Sustituyendo los valores, se

tiene

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡−−−

∗••

∗=

F100.61)(118.2F88.16)(118.2ln

F88.16)(100.61Ffthr/Btu613.83

hr/Btu688.53AS

0

0

002

610

( ) 22

S m66.44780929030.0ft208,48A =∗=

Esta área es menor en 2.07% a la reportada por el fabricante en su tabla de

datos.

3.1.7 Calculo del Área de transferencia de Calor (área activa)

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛∗=

2ft0.08333(3.1416)2P

3535


35

tf0.26178P =

2708ft0.26178ft26.69A S ∗∗=

26.69= Longitud efectiva del tubo

7082= Numero de tubos en el condensador principal

( ) 22

S m45970929030.0ft49,481A =∗=

3.1.8. Cálculo de Pérdidas Hidráulicas Totales por Presión del Sistema

Agua Circulación.

El cálculo de las pérdidas hidráulicas se realiza utilizando la ecuación 2.15 y la

tabla 2.4 y los Anexos A-1, A-2, A-3, A-4, para obtener los factores de

corrección como se indican en al apartado 2.9

1.060.957)1.00(0.2481f*26.938RTT +∗∗=

( ) Pa2.22178980.2988aguaft42.7R TT =∗=

El valor calculado es 20.13% menor al valor de pérdidas reportado por el

fabricante.

En la tabla 3.2 se presenta una tabla con los valores calculados utilizando la

norma del HEI para los valores de diseño del condensador.

3636


36

Tabla 3.2 Datos calculados con valores de diseño del Condensador Principal

Potencia de la Turbina 160 MW Nomen

clatura

Tipo de Condensador Un cuerpo,

un paso

Superficie AS 4,479 m2 48208 Sq.ft

Calor Intercambiado Q 201,917,172 W 688.97 106 Btu/h

Presión de Escape P 0.0111 MPa 3.283 inHg abs

Factor de Limpieza de tubos FC 0.85 % 0.85%

Coeficiente de Intercambio de

Calor

U

3,485 W/m2 K 613.83 Btu/hr/ft2 oF

Flujo de Agua de Circulación WG 6.78 m3/s 107,387.8 gpm

Densidad SG 1,030 Kg/m3 64.3 lb/ft3

Temperatura de Agua de

Circulación

T1

31.2 oC 88.16 oF

Elevación Temperatura Agua

Circulación

TR

6.92 oC 12.45 0F

Temperatura salida agua

circulación

T2

38.12 oC 100.61 oF

Temperatura del Condensado TS 47.9 oC 118.22 oF

Velocidad del Agua de los Tubos VW 2.32 m/s 7.63 ft/seg

Perdida de Carga lado Tubos RTT 22,178 Pa. 7.42 ft c.a.

Contenido máximo de oxigeno

en el condensador

cc/L

0.01 c.c/litro 14 ppb

3.2 Análisis de Parámetro Operativos Reales del Condensador Principal. A continuación se presentan los cálculos efectuados con los valores de

operación reales del condensador para poder realizar una comparación con

respecto a los valores del fabricante.

3.2.1 Cálculo del Coeficiente de Transferencia de Calor

Para el cálculo del coeficiente de transferencia de calor es necesario utilizar la

ecuación 2.8 y las tablas 2.1 y 2.2. Considerando un coeficiente de

3737


37

transferencia sin corregir de 735.87 Btu/hr-ft2-ºF, y considerando una velocidad

del agua de enfriamiento de 7.74 ft/seg, un factor de corrección por

temperatura del agua a la entrada de 1.012, un factor de corrección por

material y calibre del tubo de 0.93 y un factor de limpieza de 0.63% y

sustituyendo los valores en la ecuación (2.8) tenemos:

0.63%0.931.012FftBtu/hr735.87U 02 ∗∗∗••=

( ) KmW2478678263.5FftBtu/hr436.32U 202 ⋅=∗••=

Puede observarse que el coeficiente de transferencia de calor obtenido para las

condiciones reales de operación difiere 27% del reportado por el fabricante.

3.2.2. Cálculo del Flujo de Calor al Condensador Principal

Para el cálculo del calor transferido se considera una área de transferencia de

calor de 2

S ft96.482,49A = (4597 m2). Utilizando la ecuación 2.1 se tiene

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡−−

−∗∗••=

F)8699.112(F)4.7399.112(ln

F)4.7386(ft96.482,49Ffthr/Btu32.436Q

0

0

0202

W)827,065,208(hr/Btu10*95.709Q 6 ==

Este valor es 2.41% menor al reportado por el fabricante para el calor

intercambiado dentro del condensador.

3.2.3. Cálculo del Calor Específico del Condensador Principal

Al igual que para las condiciones de diseño, se calculó el calor específico en el

condensador para ser utilizado en cálculos posteriores, se obtuvo

3838


38

F73.4)86.0(gpm*110,013*500Btu/hr)10*(671.901pC

0

6

−=

( ) KkgJ004058.0004186800.0Flb/Btu9694.0Cp 0 ⋅=∗•=

El resultado para el Cp del agua de enfriamiento es muy similar al de las

condiciones dadas por el fabricante.

3.2.4. Cálculo del Flujo Agua de Circulación

El cálculo del flujo de agua de circulación para las condiciones reales de

operación se obtuvo de mediciones llevadas a cabo en sitio por una compañía

externa a la CFE. Los resultados reportados por la misma se presentan en la

tabla 3.3.

Tabla 3.3 Mediciones de flujo y velocidad del agua de circulación (compañía externa) [5].

Lugar de Medición Velocidad

Promedio* [m/s]

Flujo

volumétrico

[m3/s]

Flujo

volumétrico

[m3/h]

Unidad 1 Ducto “A” 2.2888 3.3740 12 146.41

Unidad 1 Ducto “B” 2.1545 3.1760 11 433.62

Unidad 2 Ducto “A” 2.2881 3.3729 12 142.63

Unidad 2 Ducto “B” 2.4274 3.5783 12 881.91 *velocidad calculada en la sección de medición

La medición de flujo de WG fue realizada por una compañía se tiene que

( ) sm95.60000630902.0gpm180,110W 3

G =∗=

3939


39

Este valor es 0.39% menor al dato de placa reportado por el fabricante lo cual

es bastante cercano para la operación del condensador.

3.2.5. Cálculo de la Velocidad en el Interior de los Tubos.

Debido a que la medición de flujo de VW fue realizada por una compañía,

también se cuenta con valores de velocidad, por lo que se tiene que

( ) sm35.23048.0s/ft74.7VW =∗=

3.2.6. Cálculo Perdidas Hidráulicas Totales por Presión del Sistema Agua

Circulación.

El cálculo de las pérdidas hidráulicas se realiza utilizando la ecuación 2.15 y la

tabla 2.4 y los Anexos A-1, A-2, A-3, A-4, para obtener los factores de

corrección como se indican en al apartado 2.9

08.1)987.000.128.0(1*f938.26R TT +∗∗=

( ) Pa1.2546698.2988aguaft52.8R TT =⋅=

Los datos obtenidos para el condensador a partir de condiciones reales de

operación, junto con los datos del fabricante y los datos de fabricación

calculados con la norma HEI se presentan en la tabla 3.4.

4040


40

Tabla 3.4 Comparación de resultados de parámetros de diseño, verificación de datos

fabricante y datos reales

Nomen

clatura

Unidades Fabricante Datos

Fabricante

verificación

Datos Reales

Potencia de la

Turbina

160 MW -------- -------- --------

Tipo de

Condensador

Un paso Un paso Un paso

Superficie AS

Sq.ft

m2

49,500

4600

48,208

4479

49,483

4597

Calor Intercambiado

Q

106Btu/H

W

688.53

201,788,244

688.97

201,917,172

709.95

208,065,827

Presión de Escape P InHg abs 3.283 3.2863 2.83

Factor de Limpieza

de tubos FC

% 0.85 0.85 0.63

Coeficiente de

Intercambio de Calor

U

Btu/hr/ft2 0F

W/m2 K

598.4

3398

613.84

3485

436.72

2478

Flujo de Agua de

Circulación WG

Gpm

m3/s

110,610

6.98

107,387

6.78

110,180

6.95

Densidad SG

lb/ft3

Kg/m3

64.3

1,030

64.3

1,030

64.3

1,030

Temperatura de

Agua de Circulación T1

0F 88.16 88.16 73.4

Elevación

Temperatura Agua

Circulación

TR

0F 12.45 12.45 12.6

Temperatura salida

agua circulación T2

0F 100.61 100.61 86.00

Temperatura del

Condensado TS

0F 118.2 118.2 112.99

Velocidad del Agua

de los Tubos VW

ft/s

m/s

7.73

2.36

7.63

2.32

7.74

2.36

Perdida de Carga

lado Tubos RTT

ft.c.a.

Pa

9.29

27,768

7.42

22,178

8.52

25,466

4141


41

Contenido

máximo de

oxigeno en el

condensador

cc/L

Ppb 14 14 14

3.3. Observaciones más Relevantes de los Resultados

El área obtenida con los datos de diseños es menor en 2.07 % al área

propuesta por el fabricante, el área calculada con las medidas geométrica de

los tubos es menor en 0.03 % a el área propuesta por el fabricante.

En carga térmica de diseño es menor en 0.06 % a la carga térmica que resulta

de los datos verificados pero mayor en 3.11% al resultado en los datos reales,

debido a que el Coeficiente Total de Transferencia de Calor es menor debido a

que esta afectado por el factor de limpieza bajo por ensuciamiento del

Condensador Principal.

La presión de escape de diseño es mayor en 13.8% al resultado en los datos

reales debido a que las condiciones ambientales durante la prueba real

favorecían la temperatura de entrada baja al condensador principal respecto a

la que fue diseñado.

El factor de limpieza de diseño es mayor en 25.88 % al resultado del factor de

limpieza con los datos reales debido a que el condensador principal se

encuentra sucio.

El coeficiente de Intercambio de calor de diseño es menor en 2.51 % al

resultado del Coeficiente de Intercambio de calor que resulta de los datos

verificados y mayor en 27.0% al resultado en los datos reales debido a que el

condensador principal esta sucio.

4242


42

El flujo de agua de circulación de diseño es mayor en 2.91 % al del flujo de

agua de circulación que resulta de los datos verificados y menor en 0.13% al

resultado de los datos reales.

La velocidad del flujo de agua de circulación de diseño es mayor en 1.29% a la

velocidad debido al menor flujo de agua de circulación que resulta de los datos

verificados y mayor también en 0.25% al resultado en los datos reales.

La pérdida por presión al paso del agua por el condensador principal de

diseño es mayor en 20.12% a la perdida de carga lado tubos que resulta de los

datos verificados y mayor también en 8.28% al resultado de los datos reales,

por lo cual se deduce que el dato de diseño presenta discrepancias con

respecto a la norma HEI.

4343


43

CAPITULO 4

ANALISIS DE

RESULTADOS

4444


44

CAPITULO 4 Análisis de resultados

En este capítulo se analizan los resultados del capítulo 3 y se propondrán

estrategias para mejorar el rendimiento del Condensador Principal, tratando

que la inversión y recuperación del proyecto sea rentable.

A fin de proponer una mejora en el rendimiento del condensador principal se

realizaran cálculos con tubería de Titanio, Acero inoxidable y metal Admiralty,

para después analizar los resultados y realizar propuestas.

4.1 Cálculo del Coeficiente de Transferencia de Calor considerando tubería de Titanio de 1” O.D. para 18 y 22 BWG.

Primero se realizan los cálculos utilizando como material Titanio para analizar

si es posible mejorar el funcionamiento del condensador al cambiar el material.

Considerando un cambio a material de Titanio de 1” O.D. del mismo calibre 18

BWG, de la tabla 2.1, 2.2 y 2.3 obtendremos los factores de corrección para U1,

por temperatura y del material y calibre, obteniendo . *FFFUU CMW1 ∗∗∗=

* Tomado información proporcionada de PLYMOUTH TUBE CO USA [6]

Se tiene,

( ) KmW26.3457678263.5FftBtu/hr608.86U 202 ⋅=∗••=

50.90.821.069FftBtu/hr731.15U 02 ∗∗∗••=

4545


45

El resultado un coeficiente de transferencia de calor menor en

Ffthr/Btu97.4 02 •• (28.22 W/m2K) al que se tiene actualmente con los tubos 90-

10 Cu-Ni.

Para calcular el área que se requiere con este coeficiente de transferencia de

calor se usa la ecuación 2.10.

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡

−−

−∗••

∗=

F)61.1002.118(F)16.882.118(ln

F)16.8861.100(Ffthr/Btu86.608

hr/Btu1053.688A

0

0

002

6

S

( ) 22

S m2.45160929030.0ft48612A =∗=

La velocidad del fluido se considera igual ya que el espesor de la tubería es del

mismo valor que la que se tiene con el material original del condensador.

Considerando un cambio de tubería de Titanio de 1” O.D del calibre 22 BWG,

de la tabla 2.1, 2.2 y 2.3 se obtendrán los factores de corrección de U1, por

calibre y del material y calibre obteniendo MF .

Primeramente se calcula la velocidad del flujo de agua de circulación ya que al

modificar el calibre de la tubería éste se ve afectado.

Para el cálculo de la velocidad del agua en el interior de los tubos, para una

tubería de Titanio calibre 22 BWG, primero se calcula el área de la sección

transversal en la tubería, para ello se utiliza la ecuación 2.7

2708m0.023974

A 2

T ∗∗π

=

4646


46

22

T ft39.34m195.3A ==

Para el cálculo de la velocidad del agua en el interior de la tubería se utiliza la

ecuación 2.6.

F88.16)100.61(FBtu/lb1.000021.03062.43600ft34.39Btu/hr10*688.53V

002

6

W −∗∗∗∗∗=

Obteniéndose,

( ) sm11.23048.0ft/s6.95VW =∗=

Utilizando el valor de la velocidad del agua en la tubería se usa la tabla 2.1 con

el valor de velocidad y el diámetro de tubería para encontrar U1 (sin corregir)

*02 0.950.911.069FftBtu/hr693.01U ∗∗∗••=

* Tomado información proporcionada de PLYMOUTH TUBE CO USA [6]

( ) KmW58.3636678263.5Ffthr/Btu44.640U 202

1 ⋅=∗••=

El resultado un coeficiente de transferencia de calor mayor

en Ffthr/Btu61.26 02 •• (151.10 W/m2 K) al que se tiene actualmente con los

tubos 90-10 Cu-Ni.

Para calcular el área que se requiere con este Coeficiente de Transferencia de

Calor.

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡

−−

−∗••

∗=

F)61.1002.118(F)16.882.118(ln

F)16.8861.100(Ffthr/Btu44.640

hr/Btu1053.688A

0

0

002

6

S

4747


47

( ) 22

S m42940929030.0ft46215A =∗=

4.2 Cálculo del Coeficiente de Transferencia de Calor considerando tubería de material de Latón Admiralty de 1” O.D. para 18 BWG.

Considerando un cambio a material de Latón (Admiralty) Metal de 1” O.D. del

mismo calibre 18 BWG, de la tabla 2.1, 2.2 y 2.3 obtendremos los factores de

corrección de U1, por calibre y del material y calibre obteniendo MF .

*02 0.850.11.069FftBtu/hr731.15U ∗∗∗••=

• Tomado información proporcionada de PLYMOUTH TUBE CO USA [6]

( ) KmW4.3772678263.5Ffthr/Btu36.664U 202 ⋅=∗••=

La velocidad del fluido se considera igual ya que el espesor de la tubería es del

mismo valor que la que se tiene con el material original del condensador.


en Ffthr/Btu53.50 02 •• (286.92 w/m2K) al resultado de los datos de verificación,

el factor de corrección del espesor y material de latón (Admiralty) 18 BWG es

de 1.0 por lo cual el coeficiente de transferencia de calor se incrementa.


calor.

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡−−−

∗••

∗=

F)61.1002.118(F)16.882.118(ln

F)16.8861.100(Ffthr/Btu36.664

hr/Btu1053.688A

0

0

002

6

S

4848


48

( ) 22

S m41610929030.0ft44789A =∗=

4.3 Cálculo del Coeficiente de Transferencia de Calor considerando tubería de material Acero Inoxidable de 1” O.D. para 18 y 24 BWG.

Sustituyendo este material por tubería de acero inoxidable tipo 304/316 de 1”

O.D. para 18 y 24 BWG. Primero se considera el caso del calibre 18 BWG, de

la tabla 2.1, 2.2 y 2.3 obtendremos los factores de corrección de U1, por

calibre y del material y calibre obteniendo MF .

50.90.751.069FftBtu/hr731.15U 02 ∗∗∗••=

( ) KmW11.3162678263.5FftBtu/hr556.88U 202 ⋅=∗••=

• Tomado información proporcionada de PLYMOUTH TUBE CO USA[6]

El resultado un coeficiente de transferencia de calor menor

en Ffthr/Btu95.56 02 •• (323.37 W/m2 K) al resultado de los datos de

verificación, el factor de corrección del espesor y material de Acero inoxidable

304/316 18 BWG es de 0.75 por lo cual el coeficiente de transferencia de calor

disminuye.

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡−−−

∗••

∗=

F100.61)(118.2F88.16)(118.2ln

F88.16)(100.61FftBtu/hr556.88

Btu/hr10688.53A

0

0

002

6

S

( ) 22S m49370929030.0ft53150A =∗=

Considerando un cambio de tubería de Acero Inoxidable 304/316 de 1” O.D.

calibre 24 BWG se tiene.

4949


49

7082m0.024284

A 2T ∗∗

π=

22T ft44.34m20.3A ==

F88.16)100.61(FBtu/lb1.000021.03062.43600ft34.44Btu/hr10*688.53V

002

6

W −∗∗∗∗∗=

( ) sm12.23048.0s/ft94.6VW =∗=

50.90.901.069FftBtu/hr692.96U 02 ∗∗∗••=

( ) KmW3598678263.5FftBtu/hr633.36U 202 ⋅=∗••=


en Ffthr/Btu53.19 02 •• (111 W/m2 K) al resultado de los datos de verificación, el

factor de corrección del espesor y material del Acero Inoxidable 304/316 es de

0.90 por lo cual el coeficiente de transferencia de calor se incrementa.


calor.

⎥⎦

⎤⎢⎣

⎡−−−

∗••

∗=

F)..(F)..(ln

F)..(Ffthr/Btu.

hr/Btu.AS

0

0

002

6

6110021181688211816886110036633

1053688

( ) 22S m43420929030.0ft46732A =∗=

Una vez que se tienen los resultados de las diferentes alternativas en cuanto a

cambio de material para mejorar el rendimiento del condensador principal

5050


50

mediante el incremento del coeficiente de transferencia de calor debido a que

se dificulta aumentar el área físicamente por el diseño del condensador.

En la tabla 4.1 se resumen los resultados de los cálculos realizados para

diferentes materiales en el condensador.

Tabla 4.1 Resultados de cálculos de diferentes materiales de tubería

90-10

Cu-Ni

Titanio Titanio Metal

Laton

(Admiralty)

Acero

Inoxidable

304/316

Acero

Inoxidable

304/316

BWG 18 18 22 18 18 24

]Ffthr/Btu[U 02 ••

W/m2 K

613.83

3485

608.86

3457

640.44

3637

664.36

3772

556.88

3162

633.6

3598

]ft[A 2

S

m2

48208

4479

48612

4516

46215

4294

44789

4161

53150

4938

46732

4342

sft

m/s

7.63

2.33

7.63

2.33

6.95

2.11

7.63

2.33

7.63

2.33

6.94

2.12

FC [%] 85 95 95 85 95 95

De la tabla 4.1 se realiza una selección de las tuberías que mejora el

rendimiento del condensador principal en cuanto al incremento del coeficiente

de transferencia de calor para seleccionar el mejor en cuanto a

especificaciones del material, menor costo y mayor incremento de rendimiento.

En la tabla 4.2 Se tiene las pérdidas y el costo por energía no generada,

además del costo de las limpiezas del condensador los cuales serán

considerados para determinar los beneficio y el tiempo de recuperación de la

inversión.

5151


51

Tabla 4.2 Perdidas Anuales por problemática del Condensador Principal.

Actividades No de eventos

anuales

Energía No

Generada MW

Costo de energía

no Generada M$

(MW-$932)**

Decrementos al 50%

de su capacidad para

limpieza del

Condensador Ppal

10*

5,661.33 * $5,277.494

Limpieza de Cajas del

Condensador Ppal.

10* ----------------- $150.00**

Costo Perdidas Anual 5,427.50

* Fuente SIMO Sistema Información Mensual Operación

** Fuente Departamento de Gestión Financiera Central

En la tabla 4.2 Se tiene las pérdidas y el costo por energía no generada,

además del costo de las limpiezas del condensador los cuales serán

considerados para determinar los beneficio y el tiempo de recuperación de la

inversión.

En la tabla 4.3 se presentan los resultados del análisis de costos y de

recuperación de llevar a cabo un cambio en el material de la tubería del

condensador principal.

5252


52

Tabla 4.3 Costos y recuperación

Material $/Pza # de

tubos

BWG Vida

útil del

materi

al

M$

Costo

Inversión

Perdidas

Anuales

Actuales

M$

Beneficios Recupera

ción de la

Inversión

(Anual)

90-10 Cu-Ni 101.18 7082 18 20 7,152.82 5,427.50 ------- -------

Titanio 109.70 7082 18 40 7,724.33 1,950.00 3,477.50 2.2

Titanio 109.70 7082 22 40 7,724.33 1,362.00 4,065.50 1.9

Admiralty 80.00 7082 18 20 5,665.60 --------- -------- --------

Acero

inoxidable

68.45 7082 18 ------ 4,818.96 --------- ------- --------

Acero

Inoxidable

68.45 7082 24 ------ 4,818.96 --------- -------- ---------

4.4 Características Técnicas de los Materiales.

4.4.1 Latón (Admiralty)

Este material se caracteriza por no manejar flujos de agua de enfriamiento

mayores a 6 ft/s debido a que sufre perdidas de desgaste por erosión y

corrosión, por lo anterior se recomienda para su uso en agua tratada que esté

libre de sales y arena. También se caracteriza por tener baja resistencia a la

erosión por goteo del vapor, con presencia de amoniaco aparecen fisuras por

corrosión y el cobre se transporta al generador de vapor y turbina, es necesario

realizar lavados de generador de vapor cada 4 años para eliminar este

material, su factor de limpieza es del 85% [6].

5353


53

4.4.2 90/10 Cu-Ni

Este material se caracteriza por no manejar flujos de agua de enfriamiento

mayores a 8 ft/s debido a que sufre perdidas de desgaste por erosión y

corrosión, puede ser usado para manejar agua de mar, con presencia de

amoniaco aparecen fisuras por corrosión y el cobre se transporta al generador

de vapor y turbina, siendo necesario realizar lavados de generador de vapor

cada 4 años para eliminar este material, este material se caracteriza por no

permitir el crecimiento de microorganismos, su factor de limpieza es del 85%

[6].

4.4.3 Titanio TiCr2

Este material se caracteriza por su resistencia a la corrosión, lo cual se debe a

una capa protectora de oxido de titanio, es inmune al ataque por agua de mar,

agua contaminada y atmósferas marinas, es resistente a ácidos (oxidantes o

débilmente reductores; no resiste al acido fluorhídrico), hidróxido metálico

(hasta 800C), aguas naturales (hasta 3000C), gases corrosivos (cloro húmedo

hasta 700C, dióxido de cloro), atmósferas reductoras (dióxido de azufre, sulfuro

de hidrógeno) y gran número de sustancias orgánicas. Aleado con Paladio se

hace más resistente aún, tiene propiedades mecánicas como baja densidad

(4.43-4.85 g/cm3 y resistencia a la deformación de 25-200 kpsi), la capa de

óxido de titanio, le confiere una gran resistencia a la erosión (unas 20 veces

superior a las aleaciones de cobre-níquel), el intercambio de calor en el titanio

es muy eficiente ya que pueden usarse espesores menores por su mayor

resistencia mecánica, mayores velocidades de fluido por su gran resistencia a

la erosión y tener superficie siempre limpia de depósitos por ausencia de

corrosión, tiene un coeficiente de dilatación significativamente inferior al de las

aleaciones ferrosas, en intercambiadores de calor (no se requiere espesores

extra por corrosión, ni recubrimientos protectores), en condensadores

5454


54

(ausencia de picaduras o grietas y erosión por vapor), resiste la acción de los

cloruros, para conducción de agua de mar se asegura no tener corrosión en 40

años o más, su factor de limpieza es del 95% por lo que al sustituirlo por un

material de cobre (90-10; 70-30 Cu-Ni) del mismo BWG aumenta su coeficiente

de transferencia de calor y requiere menos área de transmisión de calor,

además de que con la disminución del espesor disminuye la resistencia

hidráulica aumentando el flujo[7,8,9].

4.4.4 Acero Inoxidable 304/316

Este material se caracteriza en ambos casos por tener un coeficiente de

transferencia bajo aún con el mismo espesor BWG con respecto al titanio (tabla

2.3) , es resistente a la erosión corrosión por velocidad del agua (> de 30ft/s) y

gotas de vapor (2.0), pero con una velocidad promedio de 13.6 ft/s constante

por 100 h su pérdida de espesor es mayor que el titanio pero menor que 90-10

Cu-Ni., la presencia de cloruros en los fluidos que entran en contacto conducen

fácilmente a la corrosión aún en temperatura ambiente, el 304 sólo tolera 100

ppm de cloruros en agua provocando agrietamientos no siendo recomendable

para ambientes marinos, el 316 puede tolerar hasta 2000 ppm de cloruros en el

agua, gracias a su contenido de molibdeno, pero su contenido menor de cromo

al 304 lo hace susceptible a la oxidación.[10]

Para ilustrar las características de estos materiales y la conveniencia de

usarlos en ciertas aplicaciones, en la tabla 4.4 se presentan las características

de los diferentes materiales y su aplicabilidad a diferentes ambientes que

pueden resultar agresivos para ellos.

5555


55

5656


56

Las características tanto en el medio como en el ambiente en las cuales el

Puerto de Topolobampo lugar donde la central termoeléctrica se encuentra son

las siguientes:

El agua de enfriamiento que se proporciona es agua salada con un contenido

de conductividad de 32000 cm/Sµ y 12,437 ppm debido a esto no es

conveniente instalar tubería de acero inoxidable 304/316

El ambiente es corrosivo debido a su cercanía con el mar.

Para el control y tratamiento químico del ciclo agua vapor se dosifican

hidracinas y aminas las cuales si no se controlan debidamente generan

amoniaco el cual es un elemento altamente corrosivo en las tuberías de

cupro/níquel, así mismo es muy sensible al sulfuro de hidrógeno provocado por

materia orgánica marina en descomposición.

5757


57

CONCLUSIONES

Y

RECOMENDACIONES

5858


58

Conclusiones y recomendaciones

De los resultados obtenidos al comparar los datos reportados por el fabricante

y los datos obtenidos utilizando la norma del HEI, pudo observarse que aunque

se presentaron ciertas discrepancias, éstas no fueron significativas como para

refutar la información ofrecida por el fabricante.

Pudo observarse, sin embargo que al comparar las condiciones reales de

operación con respecto a los datos ofrecidos por el fabricante, si se presentan

diferencias significativas, por lo que puede concluirse que el funcionamiento

real del condensador principal se encuentra por debajo de las especificaciones

de fábrica.

Basados en los resultados obtenidos en los capítulos 3 y 4, la tabla 4.3 y las

características técnicas de cada material se concluye que el funcionamiento

del condensador operativamente es normal pero puede mejorar si se cambia el

material de los tubos de 90-10 Cu-NI 1.’in OD 18 BWG a Titanio Ti-Cr2 1’ in OD 22 BWG ya que el Condensador Principal requiere teóricamente menos

área de transmisión de calor, mejoraría su presión de vacío y aumentaría su

flujo de agua de enfriamiento y la inversión se pagaría en 2.0 años,

Se hace la recomendación de instalar un equipo de autofiltrado y limpieza del

Condensador Principal, ya que eliminarían las limpiezas de las cajas, porque

con el cambio de tubería disminuirían ya que el factor de limpieza mejora en

un 95% pero estas no se eliminan, y también la de aplicar esta metodología

con otro tipo de material para buscar otra alternativa que en su caso podrían

proporcionar un mayor ahorro económico.

5959


59

REFERENCIAS

[1] Moran M. J., Shapiro, H. N., Munson B. R., DeWitt D. P., “Introduction to

thermal engineering”, John Wiley and Sons, 1a. edición, 2003.

[2]Central Escuela Celaya. Segunda edición Octubre 1989. Intercambiadores

de Calor Tomo I.

[3]Heat Exchange Institute HEI. Novena edición 1995. Standard for Steam

Surface Condensers.

[4]Manual fabricante del condensador principal.

[5]Informe de Mediciones de Flujo realizado al Sistema de Agua de Circulación

unidades 1 y 2 de la central Juan de Dios Batiz Paredes, Lapem, Marzo 2008

[6] www.plymouth.com/products.aspx

[7] www.certanium 902.com

[8] www.titaniumfabricatión.com

[9] www.nibtitan.com/e_titanium2.html

[10] www.fastpack.cl (Acero Inoxidable Serie 300)

6060


60

Anexo A-1

RT Pérdida por friccion para flujos de agua que fluye en tubos 18 BWG

6161


61

Anexo A-2

R1 Correccion por temperatura por pérdida de friccion en los tubos

6262


62

Anexo A-3

RE Perdida en cajas de agua y fin de tubería para condensadores de un paso.

6363


63

Anexo A-4

RE Perdida en cajas y fin de tubería para condensadores de dos pasos.

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PORTADA DE TESIStesis.ipn.mx/jspui/bitstream/123456789/6162/1/1486_tesis_Febrero... · xx EVALUACION TERMICA DEL CONDENSADOR PRINCIPAL DE UNA UNIDAD DE 160 MW DE UNA CENTRAL TERMOELECTRICA