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UNIVERSIDAD SIMÓN BOLÍVAR DECANATO DE ESTUDIOS DE POSTGRADO COORDINACIÓN DE POSTGRADO EN INGENIERÍA MECÁNICA Y CIVIL ESPECIALIZACIÓN EN INGENIERÍA MECÁNICA DE PLANTAS DE PROCESOS

METODOLOGÍA Y ANÁLISIS PARA LA SELECCIÓN DEL AEROCONDENSADOR EN CENTRALES DE GENERACIÓN A VAPOR

Trabajo Especial de Grado presentado a la Universidad Simón Bolívar por

Betty Gabriela Arellano Carrillo

como requisito parcial para optar al grado académico de

Especialista en Ingeniería Mecánica De Plantas de Procesos

Con la asesoría del Prof.

Miguel Asuaje

Mayo 2011

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AGRADECIMIENTOS

Un especial agradecimiento a todas aquellas personas que me apoyaron en la culminación de este proyecto; a ti mamá por estar siempre allí, al señor Pedro Ibañez, por su motivación y apoyo incansable. A mi familia, gracias por invitarme a superar día a día. A mis compañeros de trabajo Jesús Lorenzo, Giuseppe Graziano, Miguel Valdivieso, y Luis Sánchez por colaborar en la realización de este proyecto, a mis compañeros Omar, Dublán, Baldomir, Jorge y Luis Daniel: “A paso de Vencedores”, no pude tener un mejor grupo de clases, a Maximiliano Carrillo por toda la cooperación aportada por parte de General Electric.

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UNIVERSIDAD SIMÓN BOLÍVAR DECANATO DE ESTUDIOS DE POSTGRADO COORDINACIÓN DE POSTGRADO EN INGENIERÍA MECÁNICA Y CIVIL ESPECIALIZACIÓN EN INGENIERÍA MECÁNICA DE PLANTAS DE PROCESOS METODOLOGÍA Y ANÁLISIS PARA LA SELECCIÓN DEL AEROCONDENSADOR EN CENTRALES DE GENERACIÓN A VAPOR Por: Arellano Carrillo Betty Gabriela Carnet No.: 0987177 Tutor: Miguel Asuaje Mayo 2011

RESUMEN Las centrales a vapor requieren de un sistema de enfriamiento el cual es supeditado a la ubicación de la planta y disponibilidad de agua. El Aerocondensador (ACC) como sistemas de enfriamiento no requiere de agua pero varía significativamente su costo y consumo según su diseño. Este trabajo surge en base al requerimiento de estandarizar un procedimiento que permita seleccionar el aerocondensador empleado como sistema de enfriamiento en centrales de generación a vapor. En él se desarrolla una metodología estándar a ser usada para la selección del equipo de enfriamiento en centrales a vapor mediante el uso de diagramas de flujo que permiten establecer una pre-selección del equipo y sus parámetros de diseño. El procedimiento consiste en varias etapas: 1) Recopilar la información mínima requerida para evaluar el sistema de enfriamiento en plantas a vapor. 2) Seleccionar el tipo de sistema a instalar en función de la disponibilidad de agua en sitio. Según sea el caso se indica una metodología que permite identificar la configuración del sistema según la clasificación de equipos principales involucrados ya sea para sistemas de enfriamientos húmedos o secos. Finalmente se desarrolla una metodología para la selección apropiada de los parámetros de diseño del Aerocondensador como sistema de enfriamiento a partir de la elaboración de una cartilla de selección de los parámetros básicos para la preselección del Aerocondensador seleccionando el parámetro de diferencia inicial de temperatura (ITD) o la presión a la salida de la turbina para una temperatura ambiental específica. Adicionalmente se valida la metodología propuesta implementándola para el proyecto “Central Termoeléctrica de Ciclo Combinado 385MW”. Una vez pre-seleccionado el Aerocondensador como sistema de enfriamiento se análisis la influencia de la presión a la salida de la turbina y la temperatura ambiental sobre él equipo, evaluando como éste varían en cuanto a tamaño, consumo y costo. Palabras claves: Aerocondensador, Sistema de Enfriamiento, Centrales de Generación, Ciclos Combinados.

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ÍNDICE GENERAL Pág. APROBACIÓN DEL JURADO.................................................................................... ii AGRADECIMIENTOS ................................................................................................ iii RESUMEN ................................................................................................................. iv ÍNDICE GENERAL......................................................................................................v ÍNDICE DE TABLAS................................................................................................. vii ÍNDICE DE FIGURAS .............................................................................................. viii LISTA DE SÍMBOLOS Y ABREVIATURAS ............................................................... x INTRODUCCIÓN ........................................................................................................ 1 CAPÍTULO I: PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA ................................................. 4 1.1. Antecedentes del Problema.............................................................................. 4 1.2. Planteamiento del Problema............................................................................. 6 1.3. Objetivos........................................................................................................... 8 1.3.1. Objetivo General ........................................................................................ 8 1.3.2. Objetivos Específicos ................................................................................. 9 1.4. Alcance y Limitaciones del Trabajo .................................................................. 9 CAPÍTULO II: FUNDAMENTOS TEÓRICOS ........................................................... 11 2.1. Centrales de Generación Eléctrica ................................................................. 11 2.2. Ciclo Rankine.................................................................................................. 12 2.3. Balance térmico del ciclo Rankine .................................................................. 13 2.4. Modificaciones del ciclo Rankine que permiten mejorar la Eficiencia ............. 16 2.5. Sistemas de Enfriamientos en Plantas de Generación a Vapor ..................... 17 2.6. Sistemas de Enfriamientos Húmedos ............................................................. 18 2.6.1. Sistema de enfriamiento De paso Continuo ............................................. 19 2.6.2. Sistema de Enfriamiento con Torres Húmedas ........................................ 20 2.7. Sistemas de Enfriamientos Secos .................................................................. 21 2.7.1. Sistema de Enfriamiento con Aerocondensador ...................................... 21 2.7.2. Sistema de Enfriamiento con Aeroenfriador............................................. 22 2.7.3. Sistema de Enfriamiento con Torre Seca................................................. 23 2.8. Resumen Cualitativo de los diferentes Sistemas de Enfriamiento.................. 24 2.9. Beneficios al seleccionar Aerocondensador como sistema de Enfriamiento .. 25 2.10. Selección del Sistema de Enfriamiento con Aerocondensador..................... 26 2.11. Principio de Operación de Aerocondensador ............................................... 26 2.12. Balance Energético del Aerocondensador.................................................... 28 2.13. Especificación Técnica del Aerocondensador .............................................. 31 2.14. Parámetros de diseño del sistema de enfriamiento con Aerocondensador .. 36 CAPÍTULO III: METODOLOGÍA Y DESARROLLO ................................................. 37 3.1. Nivel y Diseño de la Investigación .................................................................. 37 3.2. Universo y Muestra ......................................................................................... 38 3.3. Procedimiento Metodológico........................................................................... 38 3.3.1. Búsqueda y Análisis de Información ........................................................ 39 3.3.2. Metodología para la selección del tipo de Sistema de Enfriamiento ........ 39 3.3.3. Pre-Selección del Sistema de enfriamiento con Aerocondensador.......... 45 3.3.4. Análisis de los parámetros de diseño del Aerocondensador.................... 49

vi CAPÍTULO IV: RESULTADOS Y DISCUSIÓN......................................................... 51 4.1. Metodología para la selección del Sistema de Enfriamiento Caso Base ........ 52 4.2. Análisis de la influencia de la presión y temperatura en el Aerocondensador 59 4.2.1. Análisis del ITD en la pre-selección del equipo ........................................ 60 4.3. Área de Transferencia de Calor Requerida por el Aerocondensador ............. 61 4.4. Configuración del Aerocondensador............................................................... 64 4.5. Consumo de Potencia del Aerocondensador.................................................. 68 4.6. Generación del Ciclo Combinado con Aerocondensador ............................... 71 4.6.1. Generación Bruta del Ciclo Combinado ................................................... 71 4.6.2. Generación Neta del Ciclo Combinado .................................................... 72 4.7. Costo de Suministro del Equipo...................................................................... 74 4.8. Costo del Equipo vs. Potencia Generada ....................................................... 78 CAPÍTULO V: CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES .................................... 83 5.1. Conclusiones .................................................................................................. 83 5.2. Recomendaciones .......................................................................................... 85 REFERENCIAS......................................................................................................... 86 ANEXOS ................................................................................................................... 88 ANEXO A: Balances energéticos “Escenario 1” .................................................... 89 ANEXO B: Balances energéticos “Escenario 2” .................................................... 98 ANEXO C: Hoja de Datos Aerocondensador “Caso 1” ........................................ 107 ANEXO D: Hoja de Datos Aerocondensador “Caso 2” ........................................ 110 ANEXO E: Propuesta Técnico-Económica GEA “Caso 1” ................................... 113 ANEXO F: Propuesta Técnico-Económica GEA “Caso 2” ................................... 119 ANEXO G: Propuestas económicas HOLTEC “Casos 1 y 2”............................... 123 ANEXO H: Cartilla de Selección de Parámetros del Aerocondensador............... 131

vii

ÍNDICE DE TABLAS Tablas

Pág.

1.1. Proyectos con Aerocondensador ......................................................................... 6 1.2. Normas para Diseñar Sistemas de Enfriamiento.................................................. 8 2.1. Comparación cualitativa entre Sistemas de Enfriamiento .................................. 24 2.2. Coeficiente de transferencia de Calor U............................................................. 30 3.1. Equipo Principales involucrados según el Sistema de Enfriamiento .................. 44 3.2. Reporte Parámetros de construcción Cartilla de Selección................................ 48 4.1. Condiciones Climáticas de la Central a evaluar ................................................. 52 4.2. Parámetro ITD en función de la Presión y Temperatura .................................... 57 4.3. Parámetros de Proceso para los diversos escenarios ....................................... 60 4.4. Rango de Presiones según ITD para los casos Evaluados................................ 61 4.5. Área requerida al variar el ITD en el Equipo....................................................... 63 4.6. Diseño del Aerocondensador para los diversos escenarios............................... 65 4.7. Consumo de Potencia del Aerocondensador al variar la presión a la salida de la turbina ....................................................................................................................... 68 4.8. Consumo de auxiliares al variar el ITD en el Equipo.......................................... 69 4.9. Balance de Energía para los diversos escenarios.............................................. 71 4.10. Consumos energéticos en los diversos sistemas evaluados............................ 73 4.11. Costo de Suministro del Aerocondensador ...................................................... 75 4.12. Estimado Costos de Suministro ....................................................................... 76 4.13. Data del Costo Suministro vs. Capacidad de Generación Adicional ................ 78

viii

ÍNDICE DE FIGURAS

Figuras

Pág.

1.1. Generación Eléctrica a Vapor............................................................................... 5 1.2. Clasificación principal del Sistema de Enfriamiento ............................................. 5 1.3. Sistema de Enfriamiento ...................................................................................... 7 2.1. Ciclo Rankine ..................................................................................................... 12 2.2. Modificación del ciclo Rankine ........................................................................... 16 2.3. Clasificación del sistema de Enfriamiento .......................................................... 18 2.4. Sistema de enfriamiento De paso Continuo ....................................................... 20 2.5. Sistema de Enfriamiento con Torres Húmedas .................................................. 21 2.6. Sistema de Enfriamiento con Aerocondensador ................................................ 22 2.7. Sistema de Enfriamiento con Aeroenfriador ....................................................... 23 2.8. Sistemas de Enfriamiento con Torre Seca ......................................................... 24 2.9. Sistema de Enfriamiento con Aerocondensador ................................................ 27 2.10. Principio de Operación del Aerocondensador .................................................. 28 2.11. Balance Energético del Condensador .............................................................. 29 2.12. Componentes que conformar el Aerocondensador .......................................... 32 3.1. Procedimiento Metodológico .............................................................................. 39 3.2. Parámetros Requeridos de la Central de Generación a Instalar ........................ 40 3.3. Selección del tipo de Sistema de Enfriamiento .................................................. 41 3.4. Selección Sistema de Enfriamiento Húmedo ..................................................... 42 3.5 Selección Sistema de Enfriamiento Seco............................................................ 43 3.6. Equipo Principales Según el Sistema de Enfriamiento....................................... 45 3.7. Metodología para la Pre-selección del Aerocondensador .................................. 46 3.8. Cartilla de Selección: parámetros del Aerocondensador.................................... 47 3.9. Procedimiento de Construcción Cartilla de Selección ........................................ 48 4.1. Configuración Caso Base: Central Termoeléctrica de Ciclo Combinado............ 51 4.2. Recopilación Parámetros requeridos de la Central de Generación a Instalar .... 53 4.3. Corrida Selección Sistema de Enfriamiento ....................................................... 54 4.4. Corrida Selección Sistema de Enfriamiento Seco .............................................. 55

ix 4.5. Corrida Metodología Pre-selección del Aerocondensador ................................. 56 4.6. Escenarios de Corrida para los Balances Energéticos....................................... 57 4.7. Casos reflejados en las Hojas de datos emitidas para cotizar ........................... 59 4.8. Relación ITD vs. Backpressure al variar la temperatura ambiental .................... 60 4.9. Relación Área Efectiva vs. Backpressure al variar la Tamb ................................. 62 4.10. Área Superficial requerida vs ITD..................................................................... 63 4.11. Vista de Planta arreglo general del Aerocondensador ..................................... 65 4.12. Vista Lateral arreglo general del Aerocondensador ......................................... 65 4.13. Número de Módulos vs. Presión a la salida de la turbina................................. 67 4.14. Relación Consumo Aerocondensador vs. Presión de ingreso.......................... 69 4.15. Consumo Aerocondensador vs ITD ................................................................. 70 4.16. Generación Bruta CC vs. Backpressure........................................................... 72 4.17. Generación Neta CC vs. Backpressure............................................................ 74 4.18. Costo de Suministro vs. Presión a la salida de la turbina................................. 75 4.19. Costo de Suministro vs. Diferencia Inicial de Temperatura .............................. 77 4.20. Costo del Equipo vs. Generación Neta Adicional del sistema .......................... 79 4.21. Costo Generación de potencia Adicional $/kW vs. Backpressure .................... 80 4.22. Costo de Suministro y Generación Neta vs. Backpressure .............................. 81

x

LISTA DE SÍMBOLOS Y ABREVIATURAS Símbolo

Descripción

asnm

Altura sobre el nivel del mar. Flujo de Calor

Unidad

Eficiencia Flujo másico

kJ/hr kJ/hr % kg/hr

H

Entalpía

kJ/kg

GEA kW MW

GEA Power Cooling, Inc Kilo Vatio Mega Vatio Potencia mecánica consumida por los auxiliares kW Potencia mecánica generada Kw Presión de condensación del vapor exhausto de la inHg, bar, turbina (Backpressure).

T Tf

Temperatura Temperatura del fluido a la salida del Condensador Temperatura de bulbo seco o Temperatura Ambiental

W

̇

TTBS

Flujo de Trabajo

°C °C °C

Temperatura de condensación del vapor/ temperatura del °C vapor exhausto de la turbina ACC

U LMTD ITD TTD

Aerocondensador (Air Cooler Condenser) Calor Específico

KJ/kg.°C

Temperatura del aire a la salida del condensador

°C

Área Efectiva de Transferencia de Calor

m2

Coeficiente de Transferencia de Calor Diferencia de temperatura media logarítmica Diferencia Inicial de Temperatura Diferencia Terminal de Temperatura

W/m2.°C °C °C

1

INTRODUCCIÓN El incremento de la demanda energética en Venezuela y el mundo, ha orientado el diseño de centrales eléctricas con instalaciones innovadoras, surgiendo en la actualidad numerosas propuestas de proyectos de generación en localidades que anteriormente eran descartadas por su limitación de recursos de agua para el sistema de enfriamiento. Existen diversos sistemas de enfriamiento, los cuales se clasifican según su requerimiento de agua en sistemas húmedos y secos. Los sistemas húmedos involucran la reposición constante de agua, como lo son el sistema de paso continuo y las torres de enfriamiento, mientras los sistemas secos no requieren de reposición constante de agua para su funcionamiento. Estos son el aerocondensador, el aeroenfriador y las torres secas, estas últimas normalmente son empleadas en centrales nucleares por sus altos costos de instalación. Adicional a estos, en el presente se desarrollan sistemas de enfriamiento híbridos los cuales combinan ambos sistemas. Al ser evaluados números proyectos de ciclo a vapor en localidades que anteriormente eran descartadas por su limitación de agua para la refrigeración es requerido incorporar sistemas de enfriamiento secos en sustitución de los tradicionales sistemas húmedos. El aerocondensador surge como la tecnología de mayor auge en este tipo de centrales, al sustituir el tradicional condensador de superficie y el sistema de enfriamiento asociado al mismo con un solo equipo que cumple con el proceso de condensación y enfriamiento al mismo tiempo. Parámetros como la temperatura ambiental, la presión a la salida de la turbina de vapor, el espacio físico disponible y el requerimiento de generación del ciclo son la base para la selección del Aerocondensador en una planta de generación a vapor.

2 Un Aerocondensador en una central a vapor que condense el vapor exhausto de la turbina a la presión más baja posible y su correspondiente temperatura alcanzará la eficiencia máxima del ciclo, reduciendo al mínimo la cantidad de calor de desperdicio a ser rechazado. Sin embargo conllevará un incremento considerable en consumo auxiliar, una reducción de la eficiencia y un incremento considerable del costo de suministro del equipo. La selección del aerocondensador variará significativamente

dependiendo

de

los

parámetros

operativos

del

conjunto

conformado por la turbina a vapor y el aerocondensador. En este proyecto se propondrá una metodología de selección del sistema de enfriamiento en centrales de generación a vapor, desarrollando en profundidad la selección del aerocondensador como opción del sistema de enfriamiento; se analizarán los parámetros involucrados en la selección del mismo y se evaluarán los lineamientos básicos desarrollados para la selección del equipo en base a un caso de estudio planteado. En el Capítulo I, Planteamiento del Problema, se establecerá de forma clara y precisa los objetivos y justificación del proyecto, se definirán las dimensiones del proyecto así como las limitaciones planteadas en el estudio. En el Capítulo II, Fundamentos Teóricos, se desarrollarán ampliamente los factores que determinan la selección del sistema de enfriamiento y la selección de la tecnología de refrigeración por aerocondensador como opción adecuada en la construcción de una nueva central frente a otras tecnologías, así como todos los aspectos involucrados en su selección. En el Capítulo III, Metodología y Desarrollo, se desarrollará una metodología de selección del tipo de sistema de enfriamiento a emplear en una central a vapor entre los diversos sistemas de enfriamiento disponibles (húmedos y secos) posteriormente se indica la metodología para la pre-selección acorde del aerocondensador en la central de vapor que garantice la rentabilidad del sistema dentro de la central y se fijará cuáles parámetros deber ser analizados en la selección del aerocondensador. En el Capítulo IV. Resultados y Discusión, se evaluará la metodología desarrollada en el capítulo III para un caso base propuesto y se analizará como los

3 parámetros de presión a la salida de la turbina y temperatura ambiental varían el diseño del aerocondensador en cuanto a tamaño, consumo y costos del equipo. Finalmente en el Capítulo V, Conclusiones y recomendaciones, se realizará el cierre de la investigación planteándose los resultados obtenidos, así como se propondrán sugerencias y recomendaciones sobre la base de la experiencia adquirida en el proyecto.

4

1. CAPÍTULO I PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA Este capítulo establece los Antecedentes del Problema, Planteamiento del Problema, Objetivos Generales y Específicos de la investigación así como él y Alcance y Limitaciones del trabajo desarrollado.

1.1.Antecedentes del Problema Un informe emitido por el Ministerio de Energía y Petróleo indica “en los próximos 18 años es necesario duplicar el parque de generación actual. La expansión prevista se compone mayoritariamente de desarrollos térmicos en ciclos combinados, y se precisa que la expansión fija se ubique en 5.899 MW y la expansión adicional en 18.350 MW” (León, 2007). Adicionalmente, se anunció “durante los próximos cinco años (2009-2014) se invertirán 20 mil millones de dólares en el Sistema Eléctrico Nacional, a un ritmo de 2 mil 500 millones de dólares anuales” (MPPEP, 2009). La exigencia de incrementar el parque de generación eléctrico en Venezuela y el mundo, ha orientado el diseño de numerosas centrales eléctricas en localidades que anteriormente eran descartadas por la escasez de agua disponible para el sistema de enfriamiento. La generación de energía eléctrica a vapor utiliza el agua de muchas maneras y en cantidades que varían dependiendo del tipo de planta de generación y del tipo de sistema de enfriamiento usado por el ciclo (ver Figura 1.1). El uso primario del agua es para la condensación del vapor en el sistema de enfriamiento.

5

Figura 1.1. Generación Eléctrica a Vapor Hay varios tipos de sistemas de enfriamiento para las centrales eléctricas (ver Figura 1.2). Éstos se clasifican comúnmente en sistemas de enfriamiento húmedos y sistemas de enfriamiento secos, los cuales varían extensamente en relación a la cantidad de agua retirada del ambiente y cantidad de agua consumida por el sistema.(Black & Veatch, 2003)

Figura 1.2. Clasificación principal del Sistema de Enfriamiento En la actualidad, se han desarrollado numerosos proyectos en localidades con demanda de generación eléctrica y escasez de agua, incorporando sistemas de enfriamiento con Aerocondensador (Tabla 1.1) los cuales son clasificados como

6 sistemas de enfriamiento seco al no requerir incorporación constante de agua para su funcionamiento. Tabla 1.1. Proyectos con Aerocondensador Localidad

Tipo de Planta

Queensland, Australia

Planta de generación a Carbón 840MW Dos (2) turbinas de vapor de 420MW c/u

Las Vegas, EE,UU

Planta de Ciclo Combinado1200MW Dos (2) turbinas de vapor de 200MW c/u.

Plattsburg, New York Hunterstown, Pennsylvania

Planta de Ciclo Combinado de 240MW Una (1) turbina de vapor de 80MW. Planta de Ciclo Combinado de 890MW Con 350 MW generados por turbinas a vapor Planta de Cogeneración de 614 MW. Tres (3) Turbinas de vapor de 95 MW c/u

Linden, New Jersey.

TUCUMAN, Argentina

ACC para Planta de Ciclo Combinado 680 MW, Una turbina de vapor de 150MW.

Diseño sistema de Enfriamiento Dos (2) ACC con 36 celdas cada uno en configuración de 6x6 Dos (2) ACC configuración 10x5, en una estructura conjunta (20x5) por limitación del espacio Un (1) ACC de 25 celdas en configuración 5 x 5 Un (1) ACC de 50 celdas en configuración 10x5. Tres (3) ACC comprendido por 20 celdas cada uno. Configuración 4x5 continua debido a limitaciones de espacio. GEA recomendó un sistema híbrido que consiste en un ACC de 15celdas un condensador de superficie, y una torre húmeda de 4celdas..

Fuente: GEA Power Cooling Inc.

1.2.Planteamiento del Problema El sistema de enfriamiento consiste en condensar el vapor proveniente de la turbina, produciendo y manteniendo un vacío tan alto como sea posible para incrementar el descenso de calor y alcanzar el estado de líquido saturado. Esto se realiza a partir de un equipamiento térmico diseñado para tal fin, el cual realiza transferencia de calor con un fluido de enfriamiento ya sea agua o aire, (Figura 1.3) Generalmente el equipo empleado es un condensador ya sea de superficie o de o directo, el cual realiza el intercambio calórico a partir del agua.

7

Figura 1.3. Sistema de Enfriamiento En una central de generación eléctrica de vapor el equipamiento térmico que permite condensar el fluido del sistema es importante no sólo por sus características de eficiencia térmica, sino por las referentes a la economía del sistema. El papel de los intercambiadores de calor ha adquirido una gran importancia ante la necesidad de ahorrar energía y disponer de equipos eficientes no sólo en función de su análisis térmico y del rendimiento económico de la instalación, sino también en función de otros factores como el aprovechamiento energético del sistema y la disponibilidad de recursos. Si no se dispone de fuente cercanas de agua y/o no es posible cumplir con las regulaciones ambientales que exigen reponer el agua al cuerpo del cual fue extraída (ríos, lagos y mares) a un delta de temperatura, es requerido incorporar sistemas de enfriamiento secos, siendo el aerocondensador la opción más representativa, al sustituir el condensador de superficie y el sistema de enfriamiento del agua asociado al mismo por un solo equipo que permite condensar el vapor proveniente de la turbina de vapor con el aire ambiental. El Aerocondensador conocido por sus siglas en ingles ACC “Air Cooler Condenser” es clasificado como sistema seco directo el cual representa un progreso de los equipos tradicionales de transferencia al no requerir suministro constante de agua y condensar el vapor proveniente de la turbina a partir del intercambio calórico con el aire proveniente de la atmósfera.

8 El procedimiento para implementar condensadores de superficie, torres de enfriamiento húmedas y Aeroenfriadores por aire se encuentra ampliamente estandarizado por normas (ver Tabla 1.2), lo cual no es el caso del Aerocondensador empleados en plantas de generación a vapor, del cual se desconocen los parámetros típicos de diseño, el rango de selección, así como los parámetros mínimos de diseño requerido por los fabricantes para su cotización. Tabla 1.2. Normas para Diseñar Sistemas de Enfriamiento

Equipo

Estándar de diseño

Condensador de superficie

API 660

Torre de Enfriamiento

Cooling Tower Institute CTI

Aeroenfriador

API 661, ASME

En base al requerimiento de estandarizar el procedimiento que permita seleccionar el aerocondensador en caso de ser requerido, este trabajo presentará una metodología para la selección del aerocondensador como sistema de enfriamiento en centrales de generación eléctrica a vapor, identificando la configuración básica del equipo y estableciendo los diversos factores y parámetros que influyen en el diseño del mismo, al mismo tiempo se realizará un análisis detallado de cómo los parámetros de presión a la salida de la turbina de vapor (comúnmente denominado por su nombre en inglés “Backpressure”) y la temperatura del ambiente se relacionan con la selección acorde del equipo.

1.3. Objetivos 1.3.1. Objetivo General Desarrollar una metodología para seleccionar el Aerocondensador en Centrales de generación a Vapor a partir del análisis de los parámetros de presión a la salida de la turbina y temperatura ambiental.

9 1.3.2. Objetivos Específicos -

Analizar estudios previos y antecedentes relacionados al tema, disponiendo de una bibliografía actualizada.

-

Considerar las condiciones del proyecto, ubicación, impacto ambiental, normas y regulaciones.

-

Desarrollar la hoja de datos de Aerocondensadores para cotización.

-

Evaluar el sistema (balances de masa y energía) con diversas propuestas de presión a la salida de la turbina a Vapor.

-

Estimar

los

costos

(Clase

IV)

de

sistema

de

enfriamiento

con

Aerocondensador. -

Elaborar gráfico capacidad instalada de generación vs. Costo del equipo al implementar el sistema de enfriamiento con Aerocondensador en plantas a vapor.

1.4. Alcance y Limitaciones del Trabajo El presente trabajo desarrolla una metodología para la selección del sistema de refrigeración de una central a vapor genérica en base a los requerimientos de agua. Se desarrolla el análisis detallado de la selección para sistemas que involucren aerocondensador como opción a incorporar. La Metodología será validada en base a un caso base donde se variarán los parámetros de presión a la salida de la turbina y temperatura ambiental que interviene en la selección de aerocondensador a fin de analizar como estos influyen en la selección del equipo. El análisis se desarrollará para una Central Termoeléctrica de 385 MW I.S.O. en configuración de Ciclo Combinado operado con combustible dual (Gas/Diesel #2) que actualmente se encuentra en Etapa Temprana de visualización de la cual se reservará la ubicación y nombre por motivos de confidencialidad con el cliente. El análisis del costo del equipo considera el valor actual del costo del equipo, no se incluirán costos por transporte, nacionalización e instalación del mismo. La Etapa

10 de Operación y Mantenimiento, no forma parte del alcance de este proyecto por lo cual se excluye el análisis de costo asociado a la misma.

11

2. CAPÍTULO II FUNDAMENTOS TEÓRICOS

A continuación se presenta el fundamento teórico que permite desarrollar el análisis del sistema de enfriamiento con Aerocondensador dentro de una central de generación a vapor. Se recopilan información de las centrales de generación eléctrica, el ciclo de generación a vapor, los diversos sistemas de enfriamiento que pueden ser desarrollados, el análisis detallado del principio de funcionamiento del aerocondensador, sus beneficios y los parámetros de diseño principales.

2.1. Centrales de Generación Eléctrica Una central eléctrica es una instalación capaz de convertir la energía mecánica, obtenida mediante otras fuentes de energía primaria, en energía eléctrica. En general, la generación de energía eléctrica consiste en transformar alguna clase de energía química, mecánica, térmica o luminosa, entre otras, en energía eléctrica. Las centrales de Generación Eléctrica constituyen el primer escalón del sistema de suministro eléctrico. Una central generadora de energía eléctrica requiere una determinada potencia para atender servicios auxiliares, como son el accionamiento de bombas, ventiladores, alumbrado entre otros. Debido al consumo de estos servicios auxiliares es necesario distinguir entre potencia bruta y potencia neta, siendo la potencia bruta el total neto generado por las unidades generadoras sin descontar el consumo de auxiliares y la potencia neta es la generación disponible para el sistema eléctrico al que está conectada la central. (Rosas, 2002)

12 Una forma común de generación eléctrica es a partir de la transformación de la energía térmica contenida en el vapor en trabajo mecánico a partir de una turbina a vapor conectada a un transformador este tipo de generación basa su principio termodinámico en el ciclo Rankine.

2.2. Ciclo Rankine Es un ciclo termodinámico que tiene como objetivo la conversión de calor en trabajo, constituyendo lo que se denomina un ciclo de potencia. En un ciclo Rankine se encuentra cuatros (4) componentes básicos: a. Bomba de Recirculación b. Generador de Vapor c. Turbina a vapor d. Sistema de Enfriamiento El ciclo Rankine consiste en un ciclo termodinámico de transferencia de calor, expansión, transferencia de calor y bombeo, en el cual el trabajo generado por la turbina a vapor es convertido es energía eléctrica. La representación simplificada del ciclo Rankine se muestra en la Figura 2.1.

Figura 2.1. Ciclo Rankine

·

2

22

·

2

22

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2

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2

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)

16 

Perdidas de presión en la caldera, condensador y tuberías en general.

2.4. Modificaciones del ciclo Rankine que permiten mejorar la Eficiencia Cualquier modificación que produzca incremento del área bajo la curva que conforma el ciclo a vapor (Figura 2.2) sin modificar la cantidad de energía suministrada (Qsuministrado), ha de aumentar el rendimiento; el incremento del área encerrada por el ciclo conlleva el aumento del trabajo generado (Wgenerado) y la eficiencia . Una forma de conseguir mayor área bajo la curva es disminuir la presión a la salida de la turbina.

Figura 2.2. Modificación del ciclo Rankine Cuando se disminuye la presión de vapor a la descarga de la turbina del valor Po al valor P´o, se incrementa el trabajo producido por el ciclo en una proporción que se indica por el área rayada en diagonal hacia la derecha (superficie B), con respecto al trabajo que se produce cuando la presión de descarga del vapor es Po, indicada por el área rayada en diagonal hacia la izquierda (superficie A). El calor consumido en la caldera es el mismo y el calor entregado en el condensador, que antes era D, se incrementará

levemente en el área C. Esto

implica que al condensador se le debe acoplar algún sistema para incrementar el vacio.

17 Al disminuir presión a la salida de la turbina se incrementará la eficiencia pero también se verán elevados los costos del sistema de condensación al operar a bajas presiones la cuales incluso llegan a ser presiones en vacío. De acuerdo con la definición de la Sociedad Americana de Vacío o AVS, el término Presión de vacio se refiere a cierto espacio lleno con gases a una presión total menor que la presión atmosférica 1atm=760inHg, por lo que el grado de vacío se incrementa en relación directa con la disminución de presión del gas residual. Esto significa qué cuanto más se disminuye la presión, mayor será el vacío que deberá manejar el condensador.

2.5. Sistemas de Enfriamientos en Plantas de Generación a Vapor El intercambio de calor es un proceso decisivo en la eficiencia del ciclo. Aproximadamente 90% del calor extraído en un ciclo de potencia se hace a través del sistema de enfriamiento (Li & Priddy, 1985). El calor de desperdicio proveniente de la turbina de vapor se libera a la atmósfera a partir del sistema de enfriamiento, el cual, dependiendo de las condiciones ambientales realiza este intercambio a partir de sistemas de circulación de agua o enfriamiento directo con el medio ambiente. Los componentes básicos que conforman un Sistema de enfriamiento en una central térmica de vapor son: 

Condensador: se encarga de convertir el vapor exhausto de la turbina en líquido subenfriado mediante el intercambio de calor con el agua de circulación.



Circuito de agua de refrigeración secundario: son dispositivos de enfriamiento artificial. Se clasifican como intercambiadores de calor entre un volumen del circuito de circulación de agua y/o aire atmosférico.

Los sistemas de enfriamiento se clasifican en dos grandes vertientes dependiendo del requerimiento del uso de agua y la cantidad de equipos que requieran. 1) Según el requerimiento de agua

18 

Sistemas Húmedos: Requieres reposición constante de agua, ya sea el caudal completo requerido o la reposición de un porcentaje del caudal manejado por el sistema de enfriamiento.



Sistemas Secos: No requiere la incorporación de agua constante al sistema, son equipos que no realizan el intercambio calórico a partir del agua sino que realizan el intercambio calórico con el aire del ambiente.

2) Según la cantidad de Equipos 

Sistemas Directos: Requiere únicamente del equipo principal para la condensación.



Sistemas Indirectos: Adicional al equipo de condensación primario (condensador) es requerido un sistema de enfriamiento adicional que permita extraer el incremento de temperatura del fluido de enfriamiento.

Figura 2.3. Clasificación del sistema de Enfriamiento

2.6. Sistemas de Enfriamientos Húmedos Comúnmente empleado cuando la instalación se encuentra cercana a una fuente de suministro de agua, ya sean ríos, mares o lagos, juega papel protagónico

19 en su selección las condiciones del medio ambiente y las restricciones ambientales impuestas en protección al ecosistema. Se clasifica en sistema de enfriamiento húmedo directo e indirecto, el sistema directo es denominado Sistema de enfriamiento de paso continuo y utiliza un condensador de superficie mientras que el sistema indirecto además del condensador de superficie requiere de una Torre de Evaporación. 2.6.1. Sistema de enfriamiento De paso Continuo El sistema de enfriamiento de paso continuo consiste en condensar el vapor proveniente de la turbina de vapor con un condensador de superficie el cual realiza el intercambio calórico con agua que toma de un cuerpo de agua y la retornan a este luego de ser usada por lo cual el agua no recircula por el sistema en ningún momento. Estos sistemas utilizan grandes volúmenes de agua la cual es descargada después de ser empleada en el proceso de enfriamiento; por lo tanto, un abastecimiento de agua abundante a una temperatura convenientemente baja es requerido al instalar este tipo de sistema de enfriamiento.

20

Figura 2.4. Sistema de enfriamiento De paso Continuo 2.6.2. Sistema de Enfriamiento con Torres Húmedas El enfriamiento del agua con torre húmeda o Evaporativa, tiene su fundamento en el fenómeno de evaporación, el enfriamiento ocurre cuando el agua de enfriamiento caliente proveniente del condensador de superficie es introducida en el domo de la torre por medio de vertederos o por boquillas que pulverizan el agua permitiendo una mayor distribución del agua caliente. Dicha agua cae a través de la torre poniéndose en o directo con una corriente de aire que fluye, a una temperatura inferior a la temperatura del agua caliente; en estas condiciones, el agua se enfría por transferencia de masa (evaporación) y por transferencia de calor sensible y latente del agua al aire, lo anterior origina que la temperatura del aire y su humedad aumenten y que la temperatura del agua descienda; la temperatura límite de enfriamiento del agua es la temperatura de bulbo húmedo del aire a la entrada de la torre. Finalmente el agua es vertida en bandejas de donde se retornará al ciclo de circulación de agua. Este sistema requiere una incorporación constante de agua al existir pérdida por evaporación, purga constante de los drenajes debido a las altas concentraciones de sales e impurezas, y pérdidas por arrastre del aire inducido en la torre.

21

Figura 2.5. Sistema de Enfriamiento con Torres Húmedas

2.7. Sistemas de Enfriamientos Secos En todos los sistemas de enfriamiento seco, el fluido caliente (ya sea el agua de circulación o el vapor a condensar) fluye por unos delgados tubos mientras se transfiere calor al aire externo en movimiento, bien sea por conducción o convección. A diferencia de las torres de enfriamiento húmedas, no hay evaporación, por lo tanto, no se requieren suministro constante de agua. 2.7.1. Sistema de Enfriamiento con Aerocondensador El sistema de enfriamiento con aerocondensadores es clasificado como un sistema de enfriamiento directo, su funcionamiento se basa en el intercambio de calor entre el aire atmosférico y el vapor muerto procedente de la salida de la turbina. En él, el vapor proveniente de la turbina se condensa y luego retorna al circuito de alimentación de la caldera. El aerocondensador comprende una colección de tubos aletados agrupados en módulos y montados en forma A o V en soportes estructurales en acero galvanizado.

22

Figura 2.6. Sistema de Enfriamiento con Aerocondensador 2.7.2. Sistema de Enfriamiento con Aeroenfriador El sistema de enfriamiento con aeroenfriador es clasificado como un sistema de enfriamiento indirecto el cual combina un equipo de enfriamiento tipo radiador con un condensador de vapor de superficie. El sistema requiere de un condensador para condensar el vapor muerto procedente de la salida de la turbina y de un equipo de enfriamiento “aeroenfriador” que se encarga de realizar el intercambio calórico del fluido de enfriamiento empleado por el condensado con el medio ambiente. El enfriamiento ocurre cuando el agua de enfriamiento caliente proveniente del condensador de superficie es introducida en un radiador de tubos aleteados en el cual se realiza el intercambio calórico con el aire que atraviesa el mismo. El mismo cuenta con ventiladores de tiro forzado o inducido que permite la circulación del aire a través de los tubos aleteados que componen el aeroenfriador.

23

Figura 2.7. Sistema de Enfriamiento con Aeroenfriador 2.7.3. Sistema de Enfriamiento con Torre Seca El sistema de enfriamiento con torre Seca es clasificado como un sistema de enfriamiento indirecto el cual combina una torre de refrigeración seca con un condensador de vapor de superficie o de o directo. Dicho sistema de enfriamiento es particularmente adecuado para las grandes centrales de energía. Por lo cual es comúnmente empleado en centrales de generación nuclear. El vapor de escape de la turbina se condensa en el condensador de superficie o de chorro, el cual emplea un circuito de agua de refrigeración secundario para expulsar el calor que proviene del agua de refrigeración al aire ambiental a través de las baterías de aletas de las torres de refrigeración de tiro natural. El vapor condensado vuelve al circuito de la caldera. Las baterías de refrigeración están horizontalmente inclinadas dentro de la carcasa de la torre o verticalmente dispuestas en la circunferencia de la torre.

24

Figura 2.8. Sistemas de Enfriamiento con Torre Seca

2.8.Resumen Cualitativo de los diferentes Sistemas de Enfriamiento La Tabla 2.1 indica los puntos más relevantes de comparación entre los distintos sistemas de enfriamiento analizados. Tabla 2.1. Comparación cualitativa entre Sistemas de Enfriamiento SISTEMA DE ENFRIAMIENTO

HÚMEDO

SECOS

Sistema Continuo Muy restringido Bajo

Torre de Evaporación

Torre Seca

Aerocondensador

Aeroenfriador

Restringido

Flexible

Flexible

Flexible

Alto

Ninguno

Ninguno

Ninguno

Reposición de agua Requerimiento constante de agua Descarga de agua contaminada Recirculación de aire

Alto

Medio

Ninguna

Ninguna

Ninguna

Alto

Medio

Ninguno

Ninguno

Ninguno

Si

Si

No

No

No

No

No

No

Si

Si

Emisión de vapores

No

Si

No

No

No

Emisión de ruido

No

Medio

Bajo

Alto

Alto

Impacto visual

Bajo

Bajo

Alto

Medio

Alto

Eficiencia del ciclo

Alta

Alta

Baja

Baja

Baja

PARÁMETRO Localización respecto a fuentes agua Pérdida de agua

25 SISTEMA DE ENFRIAMIENTO PARÁMETRO Tipo de condensador requerido Requerimiento de energía auxiliar

HÚMEDO Sistema Continuo De Superficie

Torre de Evaporación

Torre Seca

Aerocondensador

De Superficie

Superfície o Chorro

Ninguno

Bajo

Medio

Bajo

Alto

Alto

Medio

Medio

Alto

Alto

Alto

Medio-Alto

Alto

Bajo

Bajo-Medio

Bajo-Medio

Costo del Equipo Costo de operación y Mantenimiento Tiempo de vida Superficie de construcción

SECOS

Bajo<10 años Bajo

Bajo<10 años Medio

Alto>30 años Alto

Alto>30 años Alto

Aeroenfriador De superficie

Alto>30 años Alto

2.9. Beneficios al seleccionar Aerocondensador como sistema de Enfriamiento En la actualidad son diversas las razones que hacen que la selección de un sistema de enfriamiento en seco con aerocondensador sean beneficiosas. Entre estas razones se encuentran:  Las regulaciones ambientales que impiden el incremento de temperatura en los ríos y mares como consecuencia de descargas de agua a temperaturas superiores que puedan afectar al ecosistema.  Escasez de fuentes cercanas de agua disponibles para la central de generación  En varios países las leyes y normas ambientales son altamente impositivas en referencia a la descarga de vapor de agua a la atmósfera, éste inconveniente queda completamente eliminado con los aerocondensadores.  Flexibilidad en la ubicación de la central eléctrica, la planta ya no tiene que ser situada cerca de una fuente de agua. La ubicación puede ser optimizada en lo que respecta a la red eléctrica, la red de distribución de gas (centrales de ciclo combinado), lugares donde el carbón se encuentre disponible evitando los excesivos costes de transporte (centrales térmicas de carbón) o, finalmente, donde el costo de la tierra sea más económico.  Incremento potencial de vida del sistema debido al mantenimiento reducido, al no utilizarse productos químicos para el tratamiento del agua. Se evitan los posibles problemas causados por la aparición de legionella en los cuerpos de

26 agua de extracción o por la incrustación de sólidos no deseados dentro de equipo.  Menor tiempo de entrega de permisos para la planta de energía. Actualmente los países poseen un mayor número de requerimientos para aprobar la construcción de plantas de generación, dichos trámites se encuentran sujetos a procedimientos istrativos muy estrictos. La flexibilidad en el sitio de ubicación, la ausencia de requerimientos de fuentes de agua cercanas así como la eliminación de vapor de agua a la atmósfera permite acelerar la obtención de los requisitos gubernamentales. Esta ventaja es importante cuando se desea comenzar la construcción en el menor tiempo posible. Un permiso de construcción obtenido con seis meses de antelación, puede cambiar totalmente la economía de una central eléctrica. (Nagel & Wurtz, 2006)

2.10. Selección del Sistema de Enfriamiento con Aerocondensador El sistema de enfriamiento con Aerocondensadores es aplicado donde no hay suficiente cantidad de agua disponible para propósitos de enfriamiento y donde el precio de este recurso y la electricidad justifican su uso.

2.11. Principio de Operación de Aerocondensador El Aerocondensador está comprendido por es de tubos aleteados agrupados juntos en módulos y montados en un marco con configuración en "A" en una estructura de soporte de acero (Ver Figura 2.9).

27

Figura 2.9. Sistema de Enfriamiento con Aerocondensador Se emplea un proceso de condensación en vacío, que permite llevar a cabo una condensación eficiente y confiable. En este proceso, el vapor es primeramente guiado de la turbina de vapor al aerocondensador en donde entra en flujo paralelo a los es de tubos aleteados por la parte superior. El vapor es parcialmente condensado en los módulos de flujo paralelo siendo el vapor restante guiado a través de los cabezales inferiores en contraflujo a los es de tubos aleteados. Aquí el vapor entra de la parte inferior y se eleva en los tubos aleteados a un punto en donde se completa la condensación (ver Figura 2.10). El condensado sale de los tubos a un colector y luego es recogido en un tanque de condensado antes de ser bombeado al circuito convencional de alimentación de la caldera. Los Aerocondensadores para plantas de potencia operan bajo el vacío. El aire y otros fluidos no condensables están presentes en el vapor debido a diversas fuentes, incluyendo la falta de sistemas de filtrado en el área de la turbina de vapor. Estos fluidos

no

condensables

son

evacuados

en

una

sección

separada

del

aerocondensador llamada “dephlegmator”. Este dispositivo se conecta a la bomba de

3 3

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31 diseño con un mínimo de tiempo y esfuerzo, al mismo tiempo que permite la flexibilidad para realizar cambios o ajustes.

2.13. Especificación Técnica del Aerocondensador El sistema de enfriamiento con ACC comienza desde la brida del vapor exhausto de la turbina. Esto incluye todo el equipo necesario para condensar el vapor y retornar el condensado al sistema de tuberías de alimentación de la caldera.(Larinoff, Moles, & Reichhelm, 1978). Los componentes principales que conforman el aerocondensador son: 1) Equipo Condensador de vapor mediante aire frío. 2) Equipo de control de flujo de aire. 3) Ventana y paredes con partición de celdas. 4) Equipo de remoción de aire. 5) Tanque de almacenamiento del condensado. 6) Bombas de condensado. 7) Ductos de vapor y juntas de expansión. 8) Drenaje del condensado y tuberías de remoción de aire. 9) Instrumentación, controles y alarmas. 10) Dispositivo de alivio de presión para proteger la carcasa de la turbina como consecuencia del vapor exhausto. 11) Sistema de drenaje del condensado en el ducto de vapor

32

Figura 2.12. Componentes que conformar el Aerocondensador El equipo Condensador de vapor ACC (Ítem 1) comúnmente incluye el distribuidor de vapor, ventiladores, motores, cajas de cambio y la estructura de soporte. En instalaciones grandes, el costo de la estructura puede ser una parte importante del costo total. El diseño de la estructura debe cumplir con la carga del viento, carga de nieve (si aplica), carga variable y requisitos sísmicos. Las limitaciones de espacio deben quedar claras en el pliego de solicitud. Las fuentes de calor cercanas en conjunto con la dirección de viento dominante definirán la ubicación adecuada y la orientación del aerocondensador con respecto a otras estructuras. Las limitaciones de ruido deben estar establecidas, la disminución del ruido generado por los ventiladores por lo general exige disminuir la velocidad de los mismos así como incrementar el tamaño de las aspas y su número. El comprador debe especificar si las garantías térmicas se basan en medir la presión del vapor de la turbina en la brida de escape, o en la entrada del vapor en el

33 colector del condensador. Otra opción es un sistema totalmente soldado para reducir el potencial de fugas de aire en el aerocondensador, y el uso de aletas de aluminio extruido, ya que proporcionan un funcionamiento sin problemas en caso de un alto nivel de corrosión. Una parte integral del paquete de ingeniería suministrados por el fabricante refleja las preferencias del comprador y sus necesidades, así el equipo de control de flujo de aire (ítem 2) protege al equipo de posibles heladas de ser requerido. Deberá tenerse en cuenta los ventiladores de paso variable, persianas de control de flujo de aire, las válvulas de aislamiento de vapor y los motores de dos velocidades. El precio extra de arrancadores eléctricos necesarios para los motores de dos velocidades debería incluirse. Las paredes de protección del viento (ítem 3) a veces son necesarias para proteger los tubos aleteados de ráfagas de viento que puedan alterar las condiciones de equilibrio operativo y, a veces, causar congelamiento en algunas partes remotas del equipo. Se emplean particiones entre celdas que evitan recirculación del aire en el interior del equipo. El equipo de extracción de no condensables (ítem 4) consiste en la expulsión de gases del equipo. Durante el arranque los eyectores extraen el aire del interior de la turbina, los ductos de vapor, colectores de vapor y tuberías aleteadas reduciendo la presión del aire dentro del equipo cerca de 10 inHga en un período de tiempo especificado por el comprador. Al operar el Aerocondensador en vacío, un sistema operativo de expulsión en dos etapas se emplea comúnmente para completar al condensador. Su capacidad es generalmente especificada por el comprador de acuerdo con las normas del instituto de intercambio de calor de condensadores de superficie. Algunos compradores añaden un factor de seguridad, que duplica la capacidad de salida lo cual es recomendado en la norma. Los motores de accionamiento de las bombas de vacío pueden ser seleccionados para ser adaptados para operar remotamente según requerimientos del comprador.

34 El tamaños del tanque de almacenamiento de condensados (ítem 5) es generalmente 5 a 10 minutos la capacidad de almacenamiento del sistema operativo, el tamaño total del tanque excede la capacidad de almacenamiento operativo por un porcentaje que representa el total de condensados en los drenaje y las tubería de drenaje. Referente a las bombas de condensado (ítem 6), generalmente se seleccionan dos unidades de capacidad del 100% o tres unidades operando al 50% de la capacidad con el fin de contar con capacidad de reserva para situaciones de emergencia. El sistema en general tiene bajo rango de disponibilidad neta de succión positiva para las bombas, las cuales deben instalarse cerca del tanque de almacenamiento de condensado. La carga dinámica total de la bomba debe ser suficiente para entregar el condensado en el sistema de alimentación de la caldera. El sistema de conductos del vapor (ítem 7) se conecta a la entrada del condensador de vapor desde la brida de escape del múltiple de la turbina. Incluye las juntas de expansión, puntos de anclaje, los codos, entre otros. El comprador debe especificar la tolerancia para la corrosión preferido para los colectores y los conductos de vapor ya que esto afecta el costo del sistema. El costo del equipo variará según la especificación del diámetro del conducto de vapor; al disminuir su tamaño, mayor será la caída de presión del vapor y mayor el requerimiento de área superficial de transferencia del cuerpo de Aerocondensador. Se debe compensar el costo de la superficie de transferencia de calor con el costo del conducto de vapor. (El rendimiento térmico de la turbina de vapor y la potencia de salida dependerá de la presión en la brida de escape de la turbina y no de de la presión del vapor en la entrada de los tubos aleteados). Se ha determinado qué, para sistemas operando en vacío completo por lo general se indica una velocidad óptima de vapor de 200 ft/s aprox. para 6in Hg absolutas de presión de vapor. El ducto que transportar el vapor de la turbina al aerocondensador genera una caída de presión que representa un inconveniente para este tipo de sistema. Para solventar este problema los aerocondensadores deben ser ubicados cerca de la turbina de vapor para minimizar la caída de presión (Black & Veatch, 2003).

35 La tubería de drenaje de condensados y su sistema colector se inicia en la parte inferior de los haces y termina en el tanque de almacenamiento del condensado. La tubería de remoción de aire y su sistema colector (ítem 8) se inicia en la parte superior de los haces y termina en el paquete de eyectores del vapor de aire. El paquete de instrumentación (ítem 9) incluye dispositivos tales como los indicadores de temperatura y termopares, indicadores de presión y transductores, transductores de recogida de vibraciones; dispositivos del nivel de líquidos, luces de estado, de señalización, y grabadoras. Los controles pueden incluir el nivel de almacenamiento del tanque de condensado; bajo flujo de condensado de la bomba de derivación, control de la velocidad de los ventiladores, control de las persianas de aire, control de la válvula de vapor, y control del ventilador/motor. Estos controles pueden ser electrónicos, para maximizar la eficiencia térmica de la turbina y la potencia, reducir al mínimo el consumo de energía auxiliar de los ventiladores y proteger el equipo de la congelación. Por seguridad, en casos de una falla completa de energía eléctrica a los ventiladores que operan en el ACC, se debe contar con un dispositivo de alivio de presión a la atmósfera (ítem 10), con el fin de proteger la carcasa de la turbina de una sobrepresión. En turbinas operando en vacío, este dispositivo libera alrededor de 5psi. Algunos fabricantes de turbinas proporcionar tal dispositivo en la campana de extracción, si no, el comprador puede solicitar una protección externa mediante la instalación de una válvula de alivio a la atmósfera en el conducto de escape del vapor. La turbina de vapor se conectada con el múltiple del ACC por medio de un gran ducto, dentro de este ducto se condensa una considerable cantidad de vapor durante el arranque en frio hasta que la temperatura del metal alcanza el nivel de equilibrio. El condensado es drenado hasta un punto donde puedan ser bombeados hacia el tanque de almacenamiento de condensados por el sistema de drenaje el cual se encuentra a lo largo del ducto de vapor (ítem 11). Existen variedad de superficies diferentes de cambiadores de calor. Los más comúnmente suministrados son los galvanizados en caliente, es de tubos

36 aleteados de dos hileras y los es de tubo con aleta de aluminio de hilera simple. Basados en los parámetros del proyecto se utilizará el diseño de es de tubos aleteados que ofrezca la solución más eficiente y económica posible.

2.14. Parámetros de diseño del sistema de enfriamiento con Aerocondensador Los parámetros importantes para la selección del Aerocondensador en plantas de generación de potencia son: -

Temperatura de bulbo seco (TBS).

-

Temperatura del vapor exhausto de la turbina.

-

Entalpía del vapor exhausto de la turbina.

-

Presión de condensación del vapor exhausto de la turbina (Backpressure).

-

Altura sobre el nivel del mar.

-

Velocidad promedio del viento. El sistema de enfriamiento con Aerocondensador (ACC) requiere un consumo

de energía auxiliar que variará en función al diseño del sistema (condiciones del vapor a la salida de la turbina) y las condiciones ambientales del sitio, dependiendo de estos parámetros el costo del sistema se verá notablemente afectado así como la potencia neta generada por el sistema. Una vez seleccionado el sistema de enfriamiento a emplear, es requerido realizar el análisis que permita su diseño a partir de las condiciones agua arriba del sistema y la generación del sistema. El ACC depende de los parámetros de salidas de la turbina de vapor (presión y temperatura), los cuales varían significativamente el consumo de auxiliares y el costo del equipo.

37

3. CAPÍTULO III METODOLOGÍA Y DESARROLLO

En este Capítulo se desarrolla la metodología empleada para el análisis de los parámetros que influyen en la selección del aerocondensador en la central de generación a vapor, desde la fase de búsqueda de información hasta la el desarrollo de las gráficas que permitan realizar el análisis del equipo

3.1. Nivel y Diseño de la Investigación El diseño de la investigación es la estrategia general adoptada para responder al problema planteado. El diseño de investigación planteado es el modelo experimental, (Arias, 2004) el cual consistirá en someter a diversos escenarios de presión a la salida de la turbina y temperatura ambiental la incorporación del Aerocondensador en un ciclo combinado con el fin de analizar cómo estos parámetros intervienen en la selección del equipo. Para realizar esta investigación se recurrirá a la simulación en el programa ThermoFlow y al análisis de costos del equipo suministrado por fabricantes. En cuanto al nivel, la investigación experimental es netamente explicativa, por cuanto el propósito es demostrar y comprobar cómo los parámetros operacionales intervienen en la selección del aerocondensador como sistema de enfriamiento en un ciclo de generación a vapor como consecuencia directa de modificar los parámetros de presión de saturación a la salida de la turbina y temperatura ambiental en el sitio de la instalación. Es decir, se pretende establecer con precisión una relación causaefecto, manipulando y controlando las variables asociadas.

38 En este estudio se obtendrán varios escenarios a fin de evaluar cómo afecta a la selección del equipo los siguientes parámetros:  Presiones y temperaturas a la salida de la turbina.  Consumo de potencia por parte de auxiliares.  Requerimientos de espacio físico.  Costo del equipo.

3.2. Universo y Muestra La evaluación se realiza en base a la asunción de que el sistema de enfriamiento seleccionado es el Aerocondensador, por existir limitación de agua disponible en la ubicación de la planta, quedando descartados los demás sistemas de enfriamiento al no encontrarse disponibles los recursos de agua mínimos requeridos, por lo cual no se realizará comparación con ningún otro sistema de enfriamiento (sistema continuo, torres de enfriamiento, Aeroenfriadores o torres secas), llegando a evaluarse únicamente el caso en el cual se incorporar el Aerocondensador a la salida de la turbina de vapor.

3.3. Procedimiento Metodológico El Procedimiento Metodológico se resume en la Figura 3.1, donde se indican las fases que se generaron para el desarrollo del presente trabajo. Cada una de estas fases se describe en detalle en los puntos siguientes.

39

Figura 3.1. Procedimiento Metodológico 3.3.1. Búsqueda y Análisis de Información La información recopilada para la realización de la presente metodología y análisis de parámetros fue obtenida a partir de libros y artículos científicos, los cuales se encuentran reportados en la sección bibliográfica, Adicionalmente, el presente trabajo se

incorporó la recolección de datos entregados por los fabricantes de

aerocondensador, GEA, HOLTEC y SPX, como también sus estándares de fabricación. 3.3.2. Metodología para la selección del tipo de Sistema de Enfriamiento Antes de analizar cual sistema de enfriamiento será el apropiado para instalar en la central a vapor, se debe contar con diversos parámetros de entrada referentes al ciclo de generación propuesto. La Figura 3.2, plantea una metodología que fija los parámetros mínimos de la planta con los cuales se debe contar al momento de inicial la evaluación del sistema de enfriamiento.

40

Figura 3.2. Parámetros Requeridos de la Central de Generación a Instalar Si es requerida agua para realizar intercambio calórico la cual es extraída de un cuerpo de agua su descarga al mismo puede causar daños al ecosistema al alterar las condiciones originales. Por tal motivo es importante analizar las regulaciones ambientales existentes en la ubicación de la central que pueden regulan su diseño. Después de recopilar la información mínima de la central se establecerá entre las diversas tecnologías el tipo de sistema de enfriamiento que llevará a cabo el condensado de vapor a partir de la disponibilidad de agua en la central ingresando a la Figura 3.3.

41

Figura 3.3. Selección del tipo de Sistema de Enfriamiento Una vez seleccionado el tipo de sistema de enfriamiento (húmedo, seco o híbrido) se identificará la configuración del sistema de enfriamiento según la clasificación de equipos principales involucrados. La selección de sistemas de enfriamiento húmedo es generalmente el más económico, pero se encuentra ampliamente limitado por la disponibilidad de agua y regulaciones ambientales como el control de emisiones de vapor al aire, y descargas a cuerpos de agua, a su vez, el enfriamiento seco permite controla la sobrecarga

42 térmica de los ríos y lagos y ofrece importantes ventajas de operación y mantenimiento, al ser por lo general el aire no corrosivo y disponible en todo momento. Para seleccionar entre los diversos sistemas de enfriamientos Húmedos ver Figura 3.4 y para el Sistemas Seco ver Figura 3.5.

Figura 3.4. Selección Sistema de Enfriamiento Húmedo La selección del sistema de enfriamiento húmedo se basa en el cumplimiento de las normas ambientales y la reducción de costos asociados a los equipos involucrados en el sistema.

43

Figura 3.5. Selección Sistema de Enfriamiento Seco La selección del sistema de enfriamiento seco se basa en la capacidad de la instalación y requerimientos de transferencia calórica, adicional a ello se establece como parámetro de selección la cantidad de equipos térmicos que se desea involucrar. Para que una torre seca sea viable económicamente, la planta de generación debe ser a gran escala a fin de que el gasto referente al intercambio calórico sea absorbido por la rentabilidad de producción energética. Generalmente, plantas nucleares poseen torres secas al ser proyectos de alto costo asociado, y requerir mayores garantías de estabilidad generada partir de ciclos cerrados de enfriamiento. En el caso de plantas de generación menores el Aerocondensador y Aeroenfriador

44 son candidatas en la selección, siendo el factor determinante el requerimiento de remoción de calor y el número de equipos involucrados. Los equipos principales que conforman cada uno de los sistemas de enfriamiento evaluados, se encuentran reportados en la Tabla 3.1. Tabla 3.1. Equipo Principales involucrados según el Sistema de Enfriamiento Sistema de Enfriamiento

Tipo

Paso continuo

Configuración Sistema Directo

Sistema Húmedo Torre Húmeda

Sistema Indirecto

Aerocondensador

Sistema Directo

Aeroenfriador Sistema Seco Torre Seca Torre Húmeda + Aerocondensador

Sistema Indirecto

Equipos - Condensador de superficie - Bombas de Circulación - Condensador de superficie - Torre Húmeda - Aerocondensador - Condensador de Superficie - Aeroenfriador - Condensador de superficie o Chorro - Torre seca

Sistema Híbrido

Para establecer la configuración del sistema de enfriamiento seleccionado, se propone ingresar a la Figura 3.6, la cual, de forma gráfica establece mediante diagramas de bloque la configuración del sistema escogido dentro del ciclo Rankine a vapor.

45

Figura 3.6. Equipo Principales Según el Sistema de Enfriamiento 3.3.3. Pre-Selección del Sistema de enfriamiento con Aerocondensador Una vez seleccionado el aerocondensador como sistema de enfriamiento se propone ingresar en la Figura 3.7, la cual establece la metodología para la selección apropiada del los parámetros de diseño del mismo.

46

Figura 3.7. Metodología para la Pre-selección del Aerocondensador

47 La Figura 3.8 es la cartilla de selección requerida en la pre-selección del Aerocondensador, la cual permite seleccionar el parámetro ITD o la presión a la salida de la turbina para una temperatura ambiental específica. La misma se encuentra ampliada en el anexo H.

Figura 3.8. Cartilla de Selección: parámetros del Aerocondensador La Figura 3.9 representa gráficamente el método de construcción de la cartilla de selección.

48

TBS Temperatura ambiental

Tcond @ Pcond Temperatura a la presión de condensación

ITD Diferencia Inicial de Temperatura

• Se varió la temperatura ambiental entre 18°C y 37°C

• Se escogieron 4 presiones de a la salida del condensador • A partir de las tablas de vapor se obtuvo la Tcond

• Se determino el parámetro ITD para cada uno de los casos propuestos.

Figura 3.9.. Procedimiento de Construcción Cartilla de Selección La Tabla 3.2 reporta los parámetros a partir de los cuales se construyó la cartilla de selección, estos valores se obtuvieron del procedimiento indicado en la figura anterior. Tabla 3.2.. Reporte Parámetros de construcción Cartilla de Selección

Tamb

Pcond Tcond

18 °C 19 °C 20 °C 21 °C 22 °C 23 °C 24 °C 25 °C 26 °C 27 °C 28 °C 29 °C 30 °C

2 inHg

3 inHg

4 inHg

5 inHg

6 inHg

38,4 °C

46,1 °C

51,9 °C

56,5 °C

60,4 °C

20,4 19,4 18,4 17,4 16,4 15,4 14,4 13,4 12,4 11,4 10,4 9,4 8,4

28,1 27,1 26,1 25,1 24,1 23,1 22,1 21,1 20,1 19,1 18,1 17,1 16,1

33,9 32,9 31,9 30,9 29,9 28,9 27,9 26,9 25,9 24,9 23,9 22,9 21,9

38,5 37,5 36,5 35,5 34,5 33,5 32,5 31,5 30,5 29,5 28,5 27,5 26,5

42,4 41,4 40,4 39,4 38,4 37,4 36,4 35,4 34,4 33,4 32,4 31,4 30,4

49

Tamb

Pcond Tcond

31 °C 32 °C 33 °C 34 °C 35 °C 36 °C 37 °C 26,3 °C 30,8 °C

2 inHg

3 inHg

4 inHg

5 inHg

6 inHg

38,4 °C

46,1 °C

51,9 °C

56,5 °C

60,4 °C

7,4 6,4 5,4 4,4 3,4 2,4 1,4 12,1 7,6

15,1 14,1 13,1 12,1 11,1 10,1 9,1 19,8 15,3

20,9 19,9 18,9 17,9 16,9 15,9 14,9 25,6 21,1

25,5 24,5 23,5 22,5 21,5 20,5 19,5 30,2 25,7

29,4 28,4 27,4 26,4 25,4 24,4 23,4 34,1 29,6

Con la data reportada en la Tabla 3.2 se construye la cartilla de selección, la cual representa la variación de la diferencia inicial de temperatura al variar la presión a la salida de la turbina para un abanico de temperaturas ambientales. Al ser la temperatura ambiental determinada por la ubicación del proyecto, el parámetro ITD solo se podrá fijar modificando la temperatura de condensación a la salida de la Turbina de Vapor. A

través

de

consultas

realizadas

con

diversos

proveedores

de

Aerocondensadores (HOLTEC y GEA) se establece que la selección del Aerocondensador depende de la diferencia inicial de temperatura (ITD) la cual debe encontrase cercana a los 40-50°F para que la selección sea viable tanto técnica como económicamente. Al Fijar el parámetro ITD en el rango comprendido entre 22 y 28°C y con la condición ambientales en sitio es posible establecer el rango de la presión a la salida de la turbina de vapor para que el sistema de enfriamiento con aerocondensador sea isible. 3.3.4. Análisis de los parámetros de diseño del Aerocondensador Con la información arrojada en los balances de masa y energía y la información reflejada en las cotizaciones recibidas por parte de los proveedores se evaluará como se ven afectado los parámetros de diseño del aerocondensador al variar el parámetro de selección ITD.

50 La presión de condensación de la turbina (backpressure) se relaciona con la temperatura de condensación al ser ésta la temperatura del vapor a la salida de la turbina. Como se indico en el marco teórico a menor presión a la salida de la turbina a vapor se obtendrá mayor generación por parte de la misma pero se verán incrementado el consumo generado por el aerocondensador en el sistema de enfriamiento. Cuando la condición de temperatura ambiental son elevadas, el principal problema encontrado en el diseño de las unidades de turbina a vapor que utilizan un condensador refrigerado por aire, ha sido la alta presión de escape necesaria a fin de cumplir con el parámetro de diseño establecido que permita garantizar menor costos y consumo por parte del equipo de enfriamiento. Con el fin de conocer el impacto en estos parámetros se analizará como la selección del la presión a la salida de la turbina y la temperatura ambiental influye en:    

Requerimientos de espacio físico. Consumo de Auxiliares. Costo de suministro del equipo. Generación Neta del sistema.

Finalmente se relacionará la gráfica de generación de potencia neta adicional con el incremento del costo por kW al fin de obtener el rango en el cual es posible una mayor generación del sistema a un costo del equipo de enfriamiento permisible.

51

4. CAPÍTULO IV RESULTADOS Y DISCUSIÓN

Para evaluar la metodología propuesta, el análisis centrará como base el proyecto IPC de una Central Termoeléctrica de Ciclo Combinado que actualmente se encuentra en período de evaluación por parte de la empresa Pentech Ingenieros 05, C.A. Por razones de confidencialidad se ha reservado el lugar propuesto para la central. Para el proyecto “Central Termoeléctrica de Ciclo Combinado 385MW” (Figura 4.1), se requiere seleccionar el sistema de enfriamiento a instalar, la ubicación de la central no dispone de ninguna fuente cercana de agua y se encuentra descartada la posibilidad de abastecer el sistema mediante la instalación de acueductos debido a la gran distancia a la fuente más cercana. Se dispone de suficiente espacio físico.

385MW ISO Central Termoeléctric a de Ciclo Combinado

Ciclo Combinado Ciclo Simple

Ciclo a Vapor

Configuración Tres (3) Turbinas Duales (Gas/Diese #2) 85MW ISO c/u=225MW

Tres (3) Recuperadores de Calor Una (1) Turbina a Vapor 130MW ISO

Figura 4.1. Configuración Caso Base: Central Termoeléctrica de Ciclo Combinado La Central se encuentra diseñada para suplir una generación de 385 MW ISO atendida por una Isla de Potencia con capacidad de generar 255 MW I.S.O. en

52 configuración de Ciclo Simple operado con combustible dual (Gas/Diesel #2), conformada por tres (3) turbinas duales de 85 MW I.S.O. C/U, Modelo GE MS7001EA y una (1) Turbina de Vapor para un complemento de 130MW I.S.O. en Ciclo Combinado integrado a la Isla de Potencia con tres recuperadores de calor, así como todos los equipos e instalaciones del Balance de Planta apropiadas para la operación de la Central operando bajo las siguientes condiciones del sitio indicada en la Tabla 4.1. Tabla 4.1. Condiciones Climáticas de la Central a evaluar Descripción Altura sobre el nivel del mar (m)

Valores 292-290

Temperatura media/máx. (°C)

26.3 / 30.8

% de Humedad: media (mín. - máx.)

75 (83-65)

Velocidad del Viento (Km/H)

12.25

Dirección Predominante del Viento

ESE

Fuente: Instituto Nacional de Meteorología en Venezuela (INAMET)

4.1. Metodología para la selección del Sistema de Enfriamiento Caso Base A continuación se refleja la selección del sistema de enfriamiento para la planta del caso base siguiendo la metodología propuesta en el Capítulo III. Inicialmente se recopiló la información mínima requerida para evaluar el sistema a seleccionar. La Figura 4.2 refleja la data recopilada según la metodología propuesta.

53

Figura 4.2. Recopilación Parámetros requeridos de la Central de Generación a Instalar Al realizar el análisis ambiental en la ubicación de la planta se concluyo que, para la instalación del sistema de enfriamiento se deben tener presentes las siguientes regulaciones: 

Artículo 10, Decreto Venezolano 833, vertidos de aguas residuales industriales y/o domésticas establece que el efluente al cual se descarga el agua debe tener un incremento de temperatura no mayor de 3 °C en el límite de la zona donde se lleva a cabo la mezcla inicial y la dilución. Donde la zona no esté definida, se deben usar 100 metros desde el punto de descarga.



Decreto Venezolano 2.217, el cual establece los máximos niveles de ruidos tolerables para diferentes zonas, debidamente definidas y clasificadas dependiendo del uso de la tierra. Una vez recopilada la información solicitada se procedió ingresar al diagrama

Figura 3.3 a fin de seleccionar el tipo de sistema de enfriamiento según las características de la planta. El desarrollo de este paso se plante en la Figura 4.3.

54

Figura 4.3. Corrida Selección Sistema de Enfriamiento Como se indicó en la recopilación de datos Figura 4.2, la ubicación de la planta no posee disponibilidad de agua, parámetro esencial para instalar sistemas de enfriamiento húmedos; descartando esta opción se selecciona la instalación de un sistema de enfriamiento seco para la planta evaluada. Una vez fijado el tipo de enfriamiento a emplear se selecciona el sistema de enfriamiento seco a instalar según la configuración de la planta y los equipos involucrados en el intercambio calórico, el desarrollo de la selección se plantea en la Figura 4.4.

55

Figura 4.4. Corrida Selección Sistema de Enfriamiento Seco Al ser la generación menor a 1.000MW, no resulta rentable emplear torre seca quedando descartado este sistema de enfriamiento. La planta requiere de un sistema de enfriamiento para remover un calor aproximado de 300MW, por lo cual el sistema de enfriamiento seleccionado es el Aerocondensador. El sistema de enfriamiento a desarrollar en la central evaluada es el Aerocondensador, por lo cual se establecerán los parámetros que permitan un diseño acorde del mismo. Esta selección de parámetros se realizará a partir de la metodología planteada que se reporta en la Figura 4.5.

56

Figura 4.5. Corrida Metodología Pre-selección del Aerocondensador Una vez evaluada la temperatura ambiental en el sitio establecido para la instalación de la central, se decidió realizar el análisis del pre-diseño del sistema de

57 enfriamiento para los casos de Temperatura Ambiental Media y Máxima y se fijó la presión a la salida de la turbina para cuatro (4), con el fin de generar 8 Casos que permitan analizar la influencia de presión a la salida de la turbina y la temperatura ambiental en sistemas de enfriamiento con aerocondensador. La Figura 4.6 resume los diversos escenarios planteados.

Escenario 1 Temperatura

Presión a la salida de

Media 26,3°C



3in Hg



4in Hg



5in Hg



6in Hg

la turbina de vapor “Backpressure”

Escenario 2 Temperatura Máxima 30,8°C

Figura 4.6. Escenarios de Corrida para los Balances Energéticos Los parámetros Diferencia Inicial de Temperatura (ITD) para los ocho (8) escenario planteados son reportados en la Tabla 4.2. Tabla 4.2. Parámetro ITD en función de la Presión y Temperatura Psat Tsat

3 in Hg

4 in Hg

5 in Hg

6 in Hg

46,1154°C

51,8712°C

56,5021°C

60,3997°C

26,3°C

19,82

25,57

30,20

34,10

30,8°C

15,32

21,07

25,70

29,60

Tamb

En colaboración con la empresa GE Energy y su departamento Energy Applications & Systems Engineering se realizaron las corridas del balance de masa y energía para cada uno de los casos planteados los cuales se encuentran reportados en los anexos A y B. Los equipos principales de mayor relevancia que conforman la Isla de Potencia considerados en el estudio preliminar de Balance Térmico fueron:  Paquetes de turbinas duales (gas y combustible líquido) y generadores

58  Chimeneas de desviación con sus correspondientes compuertas.  Recuperadores de calor generadores de vapor (HRSG) con sus chimeneas.  Paquete de generador y turbina de vapor.  Sistema de Enfriamiento con aerocondensador.  Sistemas y equipos auxiliares Las turbinas y los equipos de generación eléctrica que conforman el balance de masa y energía responden a las características de equipos diseñados y suministrados por General Electric (GE). La turbina de vapor propuesta no varía económicamente

en

cuanto

a

suministro

del

equipo

pero

ve

afectada

sustancialmente su capacidad de generación al variar su presión a la salida. Para el balance de energía del ciclo combinado las asunciones técnicas fueron: 1. Se realizaron corridas para dos temperatura ambiente del sitio 26.3°C y 30.8°C. cada corrida evaluada para cuatro presiones de backpressure (3, 4, 5 y 6inHg). 2. Se relacionó la temperatura de bulbo seco con la humedad relativa, por lo cual los puntos para los cuales se evaluaron las corridas de desempeño fueron 26.3°C a 75% y 30.8°C a 65%. 3. Elevación del sitio: 292msnm. 4. Temperatura de suministro del combustible a la turbina: 26.7°C. 5. Presión del HRSG: 13" H2O en condiciones de sitio (26.3°C / 75%). 6. No hay pre-calentamiento del gas natural, ni calentamiento del gas. 7. No hay compresor de gas. 8. Balance sin enfriador evaporativo. Se incorporó aerocondensador como intercambiador de calor. 9. Los valores del combustible (Vanadio, Sodio, potasio y calcio) se encuentran ajustados a los requerimientos de la turbina de gas. 10. Se mantienen los niveles de emisiones de NOx en 42ppm @ 15% O2 mediante inyección de agua. Una vez realizado el análisis térmico se desarrollaron las hojas de datos las cuales se encuentran reportadas en los anexos C y D, en la misma se suministraron

59 entre otros los parámetros de temperatura ambiental, altitud del sitio, presión a la salida de la turbina, calidad del vapor a la salida de la turbina, flujo másico exhausto de la turbina, Niveles de ruido Permitidos. Estas hojas de datos tienen como objetivo cotizar el aerocondensador con los diversos fabricantes a fin de obtener un estimado Clase IV del costo del equipo que permita analizar como varía el costo del equipo al modificar la presión a la salida de la turbina de vapor. En colaboración con el grupo de procura de Pentech Ingenieros 05, C.A., se cotizaron dos casos de presión a una misma temperatura ambiental. Los casos cotizados se indican en la Figura 4.7.

Temperatura Máxima 30,8°C

Presión a la salida de

Caso1: 3in Hg

la turbina de vapor

Caso2: 5in Hg

“Backpressure”

Figura 4.7. Casos reflejados en las Hojas de datos emitidas para cotizar Para los casos planteados se recibieron cotizaciones de dos proveedores GEA y HOLTEC, la cuales se encuentra reportadas en los anexos E, F y G.

4.2.Análisis de la influencia de la presión y temperatura en el Aerocondensador Una vez completada la metodología de pre-diseño del aerocondensador y recibidas las cotizaciones por parte de los proveedores se realizó el análisis de la influencia de la presión a la salida de la turbina y la temperatura ambiental en la selección del Aerocondensador como sistema de enfriamiento cuando se requiere extraer la misma cantidad de calor del sistema. La Tabla 4.3 reporta los parámetros de procesos para cada escenario planteado, para mayor detalle ver anexo A y B.

60 Tabla 4.3. Parámetros de Proceso para los diversos escenarios ESCENARIO

Tamb=26,3°c 3in Hg 4in Hg 5in Hg

6in Hg

3,00 46,12 468,20

6,00 60,400 468,20

3in Hg

Tamb=30,8°c 4in Hg 5in Hg

6in Hg

4,00 51,86 463,80

6,00 60,390 463,80

Entrada del ACC Presión [in.Hg] Temperatura [ºC] Fluido másico [t/h] Salida del ACC Presión [in Hg] Temperatura [ºC] ITD

4,00 51,86 468,20

5,00 56,500 468,20

13,60 14,5967 15,5978 16,5959 46,13 51,87 56,51 60,39 19,820 25,560 30,200 34,100

3,00 46,12 463,80

5,00 56,500 463,80

13,60 14,5967 15,5978 16,5959 46,13 51,87 56,51 60,40 15,320 21,060 25,700 29,590

4.2.1. Análisis del ITD en la pre-selección del equipo Al conocerse la relación existente con el parámetro ITD para pre-dimensionar correctamente el Aerocondensador, se analiza a partir de los datos recolectados en

Parámetro ITD

la Tabla 4.3 cómo estos afectan la preselección del equipo. 34 32 30 28 26 24 22 20 18 16 14 12 10

T=26,3°C T=30.8°C

2

3

4

5

6

7

Presión a la salida de la turbina de vapor (in Hg)

Figura 4.8. Relación ITD vs. Backpressure al variar la temperatura ambiental El parámetro ITD debe encontrarse entre 22°C - 28°C para garantizar que el equipo seleccionado sea rentable tanto técnica como económicamente; la Figura 4.8 refleja gráficamente como a menor temperatura ambiental el rango de selección del equipo permite una selección de la presión a la salida de la turbina inferior. Para el

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T T T T T T TT TTTT TTT T T TT T TT TT TT

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T 3

T

TT TT

. .

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TTT T TT TT T T bTbbTT TT TT TT TT T

TT TTTTT T T T TTT TTT TTTTT TT Tb T T T T Tbb T TT TTTTTTTTT

Área de Efectiva de transferencia de Calor requerida (m2)

62

1.000.000,0 800.000,0 600.000,0 400.000,0 200.000,0 30,8°C

0,0 3

26,3°C

4

5

6

Presión a la salida de la turbina de vapor

3

4

5

6

26,3°C

770.266,4

596.582,5

504.347,9

446.417,9

30,8°C

990.402,0

719.703,5

589.117,5

511.256,9

Figura 4.9.. Relación Área Efectiva vs. Backpressure al variar la Tamb Sin importar la temperatura ambiental a la cual se instale él equipo, la Figura 4.9 refleja que existe una relación indirecta entre el área de transferencia transfer del condensado y la presión entregada a la salida de la turbina de vapor. vapor. Para un mismo requerimiento de calor a retirar por parte del equipo se concluye qué al disminuir la presión a la salida de la turbina se incrementa el área requerida para la transferencia tr de calor. Adicional se observa que para los mismos casos de presión a la salida de la turbina el área requerida para la transferencia calórica es mayor para los casos en los cuales la temperatura ambiental es superior, concluyendo que para una misma presión a la salida de la turbina es requerido una mayor área de transferencia de calor al incrementar la temperatura ambientales. ambientales Al ser el calor extraído por el equipo semejante para todos los casos evaluados se analizará como el área de transferencia de calor se ve modificada según el parámetro de selección de diferencia inicial de temperatura (ITD). (ITD)

63 Tabla 4.5. Área requerida al variar el ITD en el Equipo ITD (°C) Aef (m2)

15,3 19,8 990.402 770.266

21,1 25,6 25,7 29,6 30,2 34,1 719.703 596.582 589.118 511.257 504.348 446.418

Al ser el parámetro del ITD comprendido entre 22 y 28°C se fijará como base del análisis el punto para el cual el ITD=25°C. 300%

150% 250%

Area Efectiva Requerida

200% 67% 150% 25% y = 25,00x-1,00 R² = 1,00

100% 0% -17%

-29%

50%

-38%

0% 5

10

15

20

25

30

35

40

45

Diferencia Inicial de Temperatura ITD (°C)

Figura 4.10. Área Superficial requerida vs ITD A medida que se incrementa la diferencia inicial de temperatura se disminuye el área de transferencia de calor requerida. La tendencia del requerimiento de

64 superficie por parte del aerocondensador es potencial, observándose que a partir de cierto punto la curva tiende a linealizarse. Fijando como base del análisis el punto para el cual el ITD=25°C se observa que al incrementar dicho parámetro 10°C (De 25°C a 35°C), el área requerida para la transferencia de calor disminuye 29%, pero al disminuir el ITD en la misma proporción (De 25°C a 15°C) el incremento de área requerida es superior en un 67% variación que es bastante superior que para el caso contrario. Concluyendo que el área requerida para la transferencia de calor disminuye potencialmente al incrementar el ITD pero a partir de cierto valor la brecha del requerimiento de área empieza a decrecer tendiendo a linealizarse. De este análisis se concluye que el requerimiento de área de condensación al incrementarse el ITD tiene a estabilizarse, volviendo innecesario seguir aumentando este parámetro después de cierto ya que el área no es reducida pero si se verá afectada la generación por parte de la turbina de vapor la cual disminuirá al incrementar la presión y temperatura a la salida de la misma.

4.4. Configuración del Aerocondensador Los parámetros relevantes de la configuración del Aerocondensador se resumen en las Figura 4.11 y Figura 4.12.

65

Figura 4.11. Vista de Planta arreglo general del Aerocondensador

Figura 4.12. Vista Lateral arreglo general del Aerocondensador Al modificar los parámetros de presión y la temperatura ambiental se observa la variación del número de módulos y con ello el requerimiento de espacio para su ubicación; la Tabla 4.6 resume los parámetros principales del diseño de los aerocondensadores para las diversas corridas efectuadas. Tabla 4.6. Diseño del Aerocondensador para los diversos escenarios ESCENARIO 3in Hg Diseño Aerocondensador Tipo A-Frame

Tamb=26,3°c 4in Hg 5in Hg

6in Hg

A-Frame

A-Frame A-Frame A-Frame A-Frame A-Frame

A-Frame

3in Hg

Tamb=30,8°c 4in Hg 5in Hg

6in Hg

66 ESCENARIO 3in Hg # Ventiladores / Módulo 36 Ancho de cada Bahía [m] 10,420 Altura Marco [m] 7,990 Altura soportería [m] 22,330 Dimensiones totales del Equipo Altura total del equipo [m] 30,320 Ancho total [m] 62,51 Largo total [m] 62,51 2

Área del Equipo [m ]

3.907,50

Tamb=26,3°c 4in Hg 5in Hg

6in Hg

3in Hg

Tamb=30,8°c 4in Hg 5in Hg

6in Hg

25

25

25

49

36

25

25

11,020 8,380 20,010

10,170 7,828 20,010

9,607 7,463 20,010

10,130 7,802 24,490

10,090 7,776 22,330

11,000 8,366 20,010

10,240 7,905 20,010

28,390 55,09 55,09

27,838 50,84 50,84

27,473 48,04 48,04

32,292 70,90 70,90

30,106 60,53 60,53

28,376 54,98 54,98

27,915 51,43 51,43

3.034,91

2.584,71

2.307,84 5.026,81 3.663,88 3.022,80 2.645,04

En la Tabla 4.6 se observa qué a partir de cierta presión a la salida de la turbina de vapor, el dimensionamiento del equipo no varía significativamente en cuanto a las bahías de aerocondensadores requeridos para condensar el fluido. Dependiendo de la configuración seleccionada el aerocondensador se sitúa encima de una soportería de 20metros en un área física que ocupa una superficie que va en el rango comprendido entre 70x70metros a 48x48metros, donde se sitúan entre 25 y 49 ventiladores repartidos en filas que conforman los módulos. Estos ventiladores crean una corriente de aire ascendente que atraviesa una serie de módulos compuestos de tubos aleteados, en cuyo interior se produce la condensación del vapor extraído de la turbina. A continuación se presenta el análisis de la variación del número de módulos requeridos para realizar el condensado del fluido al variar la presión del fluido a la salida de la turbina. Este análisis se realizó para dos rangos de temperatura ambiental.

67

50 Número de Módulos requeridos

45 40 35 30 25 20 15 10 5 0

T=26,3°C

3in Hg 36

4in Hg 25

5in Hg 25

6in Hg 25

T=30,8°C

49

36

25

25

Presión a la salida de la turbina (in Hg)

Figura 4.13.. Número de Módulos vs. Presión a la salida de la turbina Para los dos casos de temperatura ambiente la l Figura 4.13 refleja qué, al incrementar la presión a la salida de la turbina el número de módulos disminuye; disminuye después de un determinado valor el estimado de módulos se mantiene estable. A medida que la temperatura ambiental es superior, la presión a la salida de la turbina a partir de la cual el número de módulos se estabiliza es superior; superior adicional se observa

que

el

número

de

módulos

de

condensación

se

incrementan

significativamente para bajas presiones pr a la salida de turbina. Existe un punto de estabilización en la selección de los aerocondensadores a partir del cual seguir incrementando la presión a la salida de la turbina de vapor no contribuye en disminuir el requerimiento de espacio por parte del equipo de condensación. ensación. Para una temperatura ambiental de Tamb=26,3°C a la presión de 4in Hg se estabiliza la cantidad de módulos requeridos a 25 bahías, al disminuir la presión de 4in Hg a 3in de Hg el número de módulos se incrementa de 25 módulos a 36 módulos, lo que significa un incremento del 44%.

68 Para el caso de Tamb=30,8°C el número de módulos se estabiliza a partir de 5inHg, al disminuir la presión de 5inHg a 4in Hg el número de módulos de condensación pasa de 25 a 36 módulos lo que equivale a un incremento del 44% con referencia a los 5inHg tomados como punto de equilibrio. Si se disminuye la presión 5inHg a 3inHg el incremento en el número de módulos es aún superior, duplicándose de 25 a 49 módulos el requerimiento de equipos de condensación y con ellos los costos asociados a procura y montaje.

4.5. Consumo de Potencia del Aerocondensador El aerocondensador requiere de un ventilador por módulo lo que conlleva a un consumo eléctrico por parte del sistema de enfriamiento. Los ventiladores empleados en la configuración del aerocondensador son del tipo tiro forzado. Al incrementarse el número de módulos requeridos para la condensación se aumentan el consumo generado por estos. A continuación se analiza la relación existente entre el consumo de los ventiladores que conforman el ACC y la variación de la presión a la salida de la turbina para los dos rangos de temperatura ambiental evaluados. Tabla 4.7. Consumo de Potencia del Aerocondensador al variar la presión a la salida de la turbina

Escenario Consumo Energéticos ACC [MW] a Tamb=26,3°C Consumo Energéticos ACC [MW] a Tamb=30,8°C

Backpressure (in Hg) 3 4 5 6 6,102 4,649 3,897 3,428 7,858 5,618 4,557 3,935

69

Consumo de Potencia (MW)

8,0 7,0 6,0 26,3°C

5,0

30,8°C 4,0 3,0 2

3

4

5

6

7

Presión a la salida de la turbina (inHg)

Figura 4.14. Relación Consumo Aerocondensador vs. Presión de ingreso Para ambos casos de temperatura ambiental, la tendencia indica qué, a partir de cierto punto de presión a la salida de la turbina el consumo generado por los ventiladores que operan en el ACC se estabiliza, para el caso evaluado se observa que a partir de 4inHg la curva del consumo energético tiende a estabilizarse. A medida que la temperatura ambiental se incrementa, el consumo por parte de los auxiliares también, concluyendo que existe una relación directa donde, a mayor temperatura ambiental mayor consumo por parte de los auxiliares que conforman el sistema de enfriamiento con aerocondensador. Se analizará como el consumo varía en función del Parámetro ITD al igual que como se realizo para el área. Tabla 4.8. Consumo de auxiliares al variar el ITD en el Equipo Parámetro ITD (°C)

15,3

19,8

21,1 25,6

25,7

29,6

30,2

34,1

Consumo (MW)

7,86

6,10

5,62 4,65

4,56

3,94

3,90

3,43

70 300%

Potencia Consumida por los Ventiladores

159% 250%

200%

70%

150%

26%

y = 28,435x-1,04 R² = 1

0% 100% -17% 50%

-30%

-39%

0% 5

10

15

20

25

30

35

40

45

Diferencia Inicial de Temperatura ITD (°C)

Figura 4.15. Consumo Aerocondensador vs ITD La Figura 4.15 ilustra como se ve afectado el consumo de potencia del aerocondensador al variar la diferencia inicial de temperatura ITD en un condensador refrigerado por aire tomando como referencia el consumo de energía cuando el ITD es igual a 25°C. Se observa qué al variar el ITD 25 a 15°C, el consumo del aerocondensador se incrementa un 70%, por el contrario al incrementar el ITD 10°C (de 25 a 35°C) el consumo se disminuye en un 30%. En este caso se observa como al variar el mismo rango la diferencia inicial de temperatura el equipo posee una relación potencial, tendiendo a linealizarse el consumo por parte de los ventiladores que conforman el aerocondensador; este parámetro afectará linealmente la generación neta del sistema.

71 4.6. Generación del Ciclo Combinado con Aerocondensador Como resultado del Balance Térmico se presenta la Tabla 4.9 con los valores de Potencia bruta y neta en sitio para cada una de las corridas realizadas. Tabla 4.9. Balance de Energía para los diversos escenarios ESCENARIO 3in Hg Generación Turbina Gas [MW] Generación Paquete x3GT [MW] Generación Turbina Vapor [MW] Potencia Bruta [MW] Potencia Neta [MW]

78,281

Tamb=26,3°c 4in Hg 5in Hg 78,281

78,281

6in Hg 78,281

3in Hg

Tamb=30,8°c 4in Hg 5in Hg

6in Hg

75,812

75,812

75,812

75,812

234,843

234,843 234,843

234,843 227,436

227,436

227,436

227,436

127,617 362,460 349,835

124,801 121,351 359,644 356,194 348,487 345,832

117,85 126,898 352,693 354,334 342,823 340,072

124,048 351,484 339,483

120,588 348,024 337,129

117,086 344,522 334,267

Los datos de la Tabla 4.9 indican que la generación por parte de la turbina a gas no se ve afectada por la variación de la presión a la salida de la turbina a vapor, al no ser dependientes el ciclo a gas del ciclo a vapor. 4.6.1. Generación Bruta del Ciclo Combinado La generación bruta es la generación total de electricidad producida por los equipos de generación en la planta de energía eléctrica. A continuación se representa gráficamente la generación dada por el conjunto turbogenerador al variar la presión a la salida de la turbina y la temperatura ambiental.

Generación Bruta CC (MW)

72 364 362 360 358 356 354 352 350 348 346 344 342

362,460

y = -3,2751x + 372,49 R² = 0,9975

359,644

356,194

354,334

352,693

351,484 348,024 y = -3,2896x + 364,39 R² = 0,9977 2,00

2,50

3,00

3,50

4,00

344,522 4,50

5,00

5,50

6,00

6,50

Presión a la salida de la turbina de vapor (in Hg) T=26,3°C

T=30,8°C

Figura 4.16. Generación Bruta CC vs. Backpressure Al ser el parámetro variable la presión a la salida de la turbina de vapor, la cual no afecta la generación bruta de la turbina a gas, se denota que la variación representada en la Figura 4.16 depende únicamente de los cambios de generación en la turbina de vapor al variar la presión de salida, concluyendo que al incrementar la presión a la salida de la turbina de vapor se reduce la generación de la misma; en la gráfica se observa que dicha tendencia es lineal. Por otra parte, se observa que al incrementarse la temperatura ambiental, se reduce la generación de la turbina de vapor. El descenso de generación al incrementar la temperatura ambiente de 26,3°C a 30,8°C es aproximadamente 9MW de generación para todos los rangos de presión evaluados. Se concluye que a mayor temperatura ambiental menor es la generación del sistema. 4.6.2. Generación Neta del Ciclo Combinado La generación neta del sistema incluye el descuento sobre la energía total generada por las turbogeneradoras la energía total consumida por los auxiliares del sistema al autoabastecerse la planta con su propia generación. Para obtener la generación neta se descuenta a la generación bruta dada por las unidades turbogeneradoras el consumo de los auxiliares, la Tabla 4.10 refleja los

73 consumos indicados por el programa ThermoFlow en los diversos escenarios del sistema, diferenciando los consumos correspondientes al sistema de enfriamiento con y sin aerocondensador. Tabla 4.10. Consumos energéticos en los diversos sistemas evaluados ESCENARIO ESCENARIO 1) Tamb=26,3°C Potencia Bruta [MW] Potencia Neta [MW] Autoconsumo del sistema [MW] Requerimiento de Potencia del ACC [MW] Consumo de Planta sin incluir el sistema de Enfriamiento [MW] ESCENARIO 2) Tamb=30,8°C Potencia Bruta [MW] Potencia Neta [MW] Autoconsumo del sistema [MW] Requerimiento de Potencia del ACC [MW] Consumo de Planta sin incluir el sistema de Enfriamiento [MW]

3

Backpressure (in Hg) 4 5

362,460 349,835 12,625 6,102

359,644 348,487 11,157 4,649

6,523

6,508

354,334 340,072 14,262 7,858

351,484 339,483 12,001 5,618

6,404

6,383

6

356,194 352,693 345,832 342,823 10,362 9,87 3,897 3,428 6,465

6,442

348,024 344,522 337,129 334,267 10,895 10,255 4,557 3,935 6,338

6,32

En la Tabla 4.10 se evidencia que el consumo de auxiliares de la planta sin incluir el sistema de Enfriamiento es bastante constante y cercano a los 6,4MW, siendo el factor determinante en la generación neta del sistema la incorporación de los consumos por parte del sistema de enfriamiento. Para los casos estudiados los consumos propios del aerocondensador varían aproximadamente entre 3 y 7MW, siendo muy similares en algunos casos el consumo del Aerocondensador con respecto a los consumos generados por el resto del sistema. La Figura 4.17 representa gráficamente la variación de la generación neta por parte del ciclo al variar la presión de salida en la turbina de vapor.

74 352

349,835

Generación Neta CC (MW)

350

348,487

348

y = 0,1588x3 - 2,5595x2 + 10,692x + 336,51 R² = 1 345,832

346

342,823

344 342

340,072

339,483

340

337,129

338 336

334,267

y = 0,2095x3 - 3,3965x2 + 15,435x + 318,68 R² = 1

334 332 2,00

2,50

3,00

3,50

4,00

4,50

5,00

5,50

6,00

6,50

Presión a la salida de la turbina de vapor (in Hg) T=26,3°C

T=30,8°C

Figura 4.17. Generación Neta CC vs. Backpressure Para el caso de Tamb=26,3°C al variar la presión a la salida de la turbina de 6 a 5inHg la generación neta se incrementa para este rango en 3MW, cuando se reduce la presión de 4inHg a 3inHg solo se incrementa la generación en 1,4MW, lo que demuestra que el sistema tiende a un punto en el cual el disminuir la presión a la salida de la turbina no garantiza una mayor generación debido al consumo de los auxiliares. El caso de Tamb=30,8°C al variar la presión a la salida de la turbina de 6 a 5inHg la generación neta se incrementa para este rango en 0,6MW mientras que, al reducir el backpressure de 4inHg a 3inHg solo se incrementa la generación neta en 584kW. A mayores temperaturas ambientales menores serán los rangos de ganancia obtenidos con la reducción de la presión a la salida de la turbina.

4.7. Costo de Suministro del Equipo Se recibieron cotizaciones por parte de dos fabricantes GEA y HOLTEC para los dos casos planteados, en la Tabla 4.11 se resumen el costo para los puntos requeridos.

75 Tabla 4.11. Costo de Suministro del Aerocondensador Tamb=30,8°c 3in Hg 5in Hg 25.900.000 14.800.000 25.600.000 15.600.000

ESCENARIO GEA ($) HOLTEC ($)

Para los casos planteados el costo del equipo es similar independientemente del fabricante. A menor presión el costo del equipo es superior y viceversa, a mayor presión a la salida de la turbina de vapor son menores los costos. Esta relación se basa en que el equipo se verá afectado al incrementar la presión de vacio a la cual es sometido. Con los valores expuestos anteriormente se gráfico el costo del suministro y se realizó una extra-polarización a partir de la tendencia potencial de la gráfica a modo

Millones

Costo del Equipo ($)

de obtener un estimado de los costos para las diversas presiones evaluadas. $ 45

GEA

$ 40

HOLTEC

$ 35

Power (GEA)

$ 30 $ 25

Power (HOLTEC) y = 86.296.264,91x-1,10 R² = 1,00

$ 20 $ 15

y = 74.281.386,69x-0,97 R² = 1,00

$ 10 $5 1

2

3

4

5

6

7

Presión a la salida de la turbina (in Hg)

Figura 4.18. Costo de Suministro vs. Presión a la salida de la turbina En la Figura 4.18 se denota que la relación de costo del equipo es similar para ambos fabricantes, garantizando que a mayor presión a la salida de la turbina es menor el costo de suministro del Aerocondensador. Según la tendencia expuesta en ambas graficas los costos interpolados para todas las presiones son los indicados en la Tabla 4.12, valores generados a partir de la tendencia potencial de la curva de costo de suministro para cada fabricante.

76 Ecuación de costos GEA y = 86.296.264,91x-1,10 R² = 1,00

(4-1)

Ecuación de costos HOLTEC y = 74.281.386,69x-0,97 R² = 1,00

(4-2)

Tabla 4.12. Estimado Costos de Suministro Costo de Suministro Estimado Tamb=30,8°C 2in Hg 3in Hg 4in Hg 5in Hg 6in Hg Costo GEA [$] 40.258.631 25.772.623 18.781.316 14.693.491 12.023.354 Costo HOLTEC [$] 37.921.098 25.590.124 19.358.951 15.591.184 13.063.913 ESCENARIO

Es importante denotar que al haber cotizado únicamente para dos puntos de operación la tendencia de la curva podría comportarse diferente. Para ambos casos se aplico una tendencia potencial al ser relacionados los costos con el área efectiva del equipo. Finalmente se relaciono el costo del equipo con la diferencia inicial de temperatura (Figura 4.19). Se determinó que la relación de costo del equipo contra la diferencia inicial de temperatura es logarítmica.

77 600%

Precio del Equipo Aerocondensador

500%

397%

400%

199%

300%

113% 200%

y = -1,234ln(x) + 4,971 R² = 1 63% 28% 0%

100% -22%

-42%

0% 0

5

10

15

20

25

30

35

-58% 40

-73% 45

-86% 50

55

Diferencia Inicial de Temperatura ITD (°C)

Figura 4.19. Costo de Suministro vs. Diferencia Inicial de Temperatura La Figura 4.19 ilustra como varía el costo del equipo al variar la diferencia inicial de temperatura ITD en un condensador refrigerado por aire tomando como referencia el consumo de energía cuando el ITD es igual a 25°C. Se observa qué al variar el ITD 25 a 15°C, el consumo del aerocondensador se incrementa un 63%, por el contrario al incrementar el ITD 10°C (de 25 a 35°C) el consumo se disminuye en un 42%. En este caso se observa como al variar el mismo rango la diferencia inicial de temperatura el equipo posee una relación logarítmica, tendiendo a estabilizarse los costos entre mayor es el ITD.

78 4.8. Costo del Equipo vs. Potencia Generada Una vez evaluados los costos de suministro y la generación neta del sistema, variando la presión del fluido al ingreso del aerocondensador, es requerido combinar estos dos parámetros a fin de evaluar el beneficio de generar mayor potencia por la turbina versus los costos del equipo de generación. En esta evaluación se analizará el costo Adicional del KW generado considerando la salida de la turbina de vapor en 6inHg como base de presión. Tabla 4.13. Data del Costo Suministro vs. Capacidad de Generación Adicional ESCENARIO Backpressure (in Hg) 3 Balance del Sistema Potencia Neta [kW] 340.072 Costo Aerocondensador [$] 25.751.010 Variación del backpressure desde 6inHg Generación Neta Adicional [kW] 5.805 Costo Adicional de suministro [$] 13.157.076 Generación de potencia $/kW 2.267

Tamb=30,8°C 4 5

6

339.483 337.129 334.267 19.136.829 15.200.873 12.593.934 5.216 6.542.895 1.254

2.862 2.606.939 911

0 0 0

Al ser la menor generación de potencia el caso en el cual el backpressure corresponde a 6inHg (presión de vacio), se tomará este punto como referencia, fijándolo como el cero del sistema. Se analizará la desviación en los costos de suministro del ACC para generar un kW adicional en el sistema.

Millones

Costo Adicional del Equipo ($)

79 $ 16 3inHg

$ 14 $ 12 $ 10 $8

4inHg

$6 $4

5inHg

$ 2 6inHg $0 0

1

2

3

4

5

6

7

Generación Neta adicional (MW)

Figura 4.20. Costo del Equipo vs. Generación Neta Adicional del sistema La Figura 4.20 refleja cómo, a medida que se incrementa la generación neta del sistema se incrementa el costo de suministro del aerocondensador. El costo del equipo se incrementa por la condición de vacío al cual trabaja el Aerocondensador. El costo del equipo se ve incrementado al obtener una mayor generación del sistema, lo cual es consecuencia de disminuir la presión a la salida de la turbina de vapor que corresponde con la presión de ingreso al aerocondensador. Para el caso en estudio la presión de ingreso al aerocondensador varía de 6inHg=0,2005atm a 3inHg= 0,1003atm (Presiones de vacio). A menor presión de vapor se incrementan las posibles averías por fugas al equipo y la formación de no-condensables, requiriéndose mayores garantías de los materiales de construcción y diseños más especializados, el aumento de nocondensables trae como consecuencia el requerimiento de mayor área de transferencia de calor (incremento del espacio físico del equipo) y en muchos casos la inclusión de eyectores de aire que permitan garantizar el vacio del sistema. Todos estos factores influyen significativamente en el aumento del costo de suministro del Aerocondensador.

80 A nivel mundial los costos de generación de una central de ciclo combinada rondan los 1500 $/KW instalados, siendo el costo de suministro aproximadamente 60% del precio de la central. La inversión en el incremento de la generación por ajuste en el sistema de enfriamiento, será rentable siempre y cuando los costos de suministro del equipo por potencia adicional se encuentren en el entorno de los 900$/KW. En base a los resultados obtenidos de la Tabla 4.13 se gráfica el costo en dólares ($) de generación adicional (kW) al disminuir la presión de ingreso al aerocondensador la cual se fija en base a 6inHg.

Generación Adicional $/kW

2.500

y = -214,01x3 + 2923,7x2 - 13622x + 22704 R² = 1

2.374

2.000 1.500 1.299 1.000

936

500 0

0 2

3

4

5

6

7

Presión a la salida de la turbina de vapor (inHg)

Figura 4.21. Costo Generación de potencia Adicional $/kW vs. Backpressure Al modificar el backpressure desde 6inHg a 5inHg el costo del kW adicional será de 936$/kW el cual resulta rentable para el sistema basado en el estándar de costo de suministro indicado. Al variar el backpressure de 6inHg a 4inHg el incremento del costo de generación será de 1.299$/kW el cual se puede considerar bastante rentable si se requiere entregar una mayor generación por parte del sistema. A partir de 4inHg la pendiente que caracteriza el costo adicional por kW tiene un punto de inflexión en el cual la tendencia del costo por kW se eleva “exponencialmente”. Para 3 in Hg el costo del kW adicional es 2.374$/kW; en

81 referencia a la base de 6inHg este costo es 82% superior al costo por kW que se obtenía cuando la presión de ingreso al al aerocondensador era de 4inHg. Se concluye que el costo de Generación de potencia $/kW se encuentra dentro de los rangos típicos de generación a partir de 4inHg, por debajo de esta presión no es recomendable el diseño del sistema de enfriamiento ya que los costos de generación se incrementan considerablemente por or la condición de vacio del sistema

$ 16 $ 14 Generación Neta Adicional (KW)

Millones

Costo Adicional del Aerocondensador

y los requerimientos mecánicos mecánic del sistema de condensación.

$ 12 $ 10 $8 $6 $4 $2 $0 0

1

2

3

4

5

6

7

Presión a la salida de la turbina de Vapor (inHg)

Figura 4.22.. Costo de Suministro y Generación Neta vs. Backpressure La Figura 4.22 indica como al disminuir el backpressure de 6inHg a 5inHg el costo de suministro se incrementa en 2,7MM$ y el sistema incrementa su generación generació en 2,8MW. Al disminuir la presión hasta 4inHg el costo de suministro con respecto a la presión de 5inHg se incrementa en 4,1MM$ y la generación del sistema se incrementa en 2,4MW adicionales. Al disminuir la presión de 5inHg a 4inHg el rango de generación generació adicional es ligeramente menor que al pasar de 6inHg a 5inHg. 5inHg El costo de suministro se incrementa de 2,7MM$ a 4,1MM$ es decir en casi un 150%. En este punto se

82 concluye que el costo de suministro del equipo no es lineal, se incrementa en relación 1,5:1 para el rango entre 6inHg y 4inHg. Al disminuir la presión de 4inHg hasta 3inHg se obtiene una considerable reducción de la generación neta adicional a la obtenida al disminuir el backpressure de 5inHg a 4inHg, esta ganancia es de 589kW adicional, menos de la cuarta parte de la ganancia de generación obtenida para los rangos anteriores. En cuanto al costo de suministro que representa la disminución de presión de 4inHg a 3inHg, el incremento del equipo es de 7MM$ por encima del equipo seleccionado para el caso anterior, es decir para incrementar la presión en 589kW adicional es necesario invertir casi un 170% adicional de costo de suministro. En este punto se concluye que el costo de suministro después de 4inHg se incrementa muy por encima de la ganancia de generación neta obtenida.

83

5. CAPÍTULO V CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES 5.1. Conclusiones 

Se desarrolló una metodología para recopilar la información mínima requerida para evaluar sistemas de enfriamiento en plantas a vapor. o Se concluyo que los condiciones ambientales y regulaciones legales, son de gran importancia para la selección de sistemas de enfriamiento



Se desarrolló una metodología que permite seleccionar el tipo de sistema de enfriamiento a instalar en centrales a vapor a partir de la disponibilidad de agua en sitio.



Se desarrolló una metodología que permite identificará la configuración del sistema de enfriamiento según la clasificación de equipos principales involucrados. o La metodología para la selección del sistema de enfriamiento húmedo se basa en el cumplimiento de las normas ambientales y la reducción de costos asociados a los equipos involucrados en el sistema. o La metodología para la selección del sistema de enfriamiento seco se basa en la capacidad de la instalación y requerimientos de transferencia calórica, así como la cantidad de equipos térmicos involucrados.



Se resume los equipos involucrados en los sistemas de enfriamiento evaluados y la configuración de los mismos dentro del ciclo Rankine.



Se desarrolló una metodología para la selección apropiada del los parámetros de diseño del Aerocondensador con sistema de enfriamiento.



Se elaboró una cartilla de selección de los parámetros básicos para la preselección del Aerocondensador.

84 o La cartilla permite seleccionar el parámetro ITD o la presión a la salida de la turbina para una temperatura ambiental específica. o Se establece un rango de diferencia inicial de temperatura comprendido entre

22-28°C, en el cual el aerocondensador es técnicamente

aceptable 

Se validó la metodología propuesta implementándola para el proyecto “Central Termoeléctrica de Ciclo Combinado 385MW”.



Se realizó el análisis de la influencia de la presión a la salida de la turbina y la temperatura ambiental en la selección del Aerocondensador como sistema de enfriamiento. Concluyendo: o Al incrementar la temperatura ambiental se requiere incrementar la presión a la salida de turbina de vapor. o Para un mismo requerimiento de calor a retirar al disminuir la presión a la salida de la turbina se incrementa el área requerida para la transferencia de calor. o Para un mismo caso de presión a la salida de la turbina el área requerida para la transferencia calórica es mayor a medida que incrementa la temperatura ambiental. o Existe

un

punto

de

estabilización

en

la

selección

de

los

aerocondensadores a partir del cual seguir incrementando la presión a la salida de la turbina de vapor no contribuye en disminuir el requerimiento de espacio por parte del equipo de condensación. o A mayor temperatura ambiental mayor consumo por parte de los auxiliares

que

conforman

el

sistema

de

enfriamiento

con

aerocondensador. o A menor presión a la salida de la turbina de vapor existe mayor consumo por parte de los auxiliares. 

Se constató que al disminuir el backpressure de 5inHg a 4inHg el consumo de auxiliares se incrementa

solo un 10% en

comparación y al disminuir de 4in Hg a 3in Hg la diferencia es cercana al 15%

85 o A menor presión el costo del equipo es superior y viceversa, a mayor presión a la salida de la turbina de vapor son menores los costos. 

A mayor generación de la turbina a vapor, mayor el vacio de ingreso al aerocondensador y mayor el incremento de costo del equipo.

o A medida que se incrementa la generación neta del sistema se incrementa

el

costo

de

suministro

del

aerocondensador

en

consecuencia del incremento de la presión de vacío al ingreso del mismo. o Para el caso en estudio después de 5in Hg el dimensionamiento del equipo tiende a ser lineal. 

Se concluyo que el Incrementar el backpressure luego de cierto rango no es relevante para el dimensionamiento del equipo el cual tiende a ser constante.



El diseño del Aerocondensador es un "trade-off" entre potencia de la central y costo del equipo ratificando la relación directa costo-beneficio de una correcta selección del sistema como un conjunto.

5.2. Recomendaciones Por recomendaciones de GE, las condiciones de operación de la turbina no debe diseñarse próximo a las 6inHg de backpressure debido a encontrarse muy próximo al punto de alarma por alta presión de vacío, por lo que se debe considerar este factor a la hora del diseño del aerocondensador. Es recomendable consultar a otros fabricantes por esta limitante en el diseño. La evaluación del sistema deberá realizarse con la mayor cantidad de puntos de operación, entre mayor sea el número de puntos evaluados mayor será la exactitud y menor la incertidumbre asociada, en tal sentido se recomienda el trabajo en conjunto con los fabricantes tanto de la Turbina Seleccionada como el Fabricante del Aerocondensador.

86

REFERENCIAS

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2010,

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http://www.geaict.com/opencms/opencms/gpc/es/products/Air_Cooled_Condensers/ Larinoff, M. W., Moles, W. E., & Reichhelm, R. (1978). Design and Specification of Air-Cooled Steam Condensers. Cheminal Engineering , 2-20. León, M. (7 de Junio de 2007). Fusionarán eléctricas y operarán por áreas. El Universal . Li, K. W., & Priddy, A. P. (1985). Power plant System Design. Nueva York: John Wiley & Sons. MPPEP, N. (28 de Mayo de 2009). Gobierno prevé inversiones de $20 mil millones en el sector eléctrico. Recuperado el 03 de 09 de 2010, de Ministerio del Poder Popular

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la

Energía

y

Petróleo:

http://www.menpet.gob.ve/noticias.php?option=view&idNot=1300 Nagel, P., & Wurtz, W. (2006). Dry Cooling For Power Plants An Innovative Modularization Concept. Cologne: SPX Conference . Ramos Elorduy, A. (2004). Generación De Energía Eléctrica Con Centrales Térmicas. Mexico: Comisiòn Federal de Electricidad CFE.

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88

ANEXOS

89

ANEXO A: Balances energéticos “Escenario 1” Temperatura Ambiente=26,3°C Presión 3, 4, 5 y 6inHg

90

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

91

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

92

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

93

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

94

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

95

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

96

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

97

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

98

ANEXO B: Balances energéticos “Escenario 2” Temperatura Ambiente=30,8°C Presión 3, 4, 5 y 6inHg

99

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

100

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

101

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

102

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

103

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

104

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

105

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

106

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

107

ANEXO C: Hoja de Datos Aerocondensador “Caso 1” Presión a la salida de la turbina 3inHg y Tamb=30,8°C

108

ATTACHED DOCUMENTS:

E

REFERENCE DOCUMENTS

D A

Case 1: Backpressure 3inHg & Tamb=30,8°C

D E

I P

O

R P Rev.

C E

T

P

S

O

R E

I

N E

15/10/11

BA

JL

JL

Date

By

Cheked

Leader

PROJECT:

ESTE DOCUMENTO CONTIENE INFORMACIÓN PROPIEDAD PRIVADA SU REPRODUCCIÓN TOTAL O PARCIAL ESTA PROHIBIDA.

N E

5 0

IN

ISSUED FOR QUOTATION (IFQ) Issued

D

C

G

H

0

.

CICLO COMBINADO Central Termoeléctrica 385Mw.

TITLE:

DATA SHEET AIR COOLER CONDENSER A-019 PENTECH DOC.

CLIENT DOC.

. A

000-3300-633-3311-DS-001

PAGES

VERSION

1 OF 2

REVISION

1 0

109 CICLO COMBINADO CENTRAL TERMOELECTRICA 385MW Pag. 2 of 2 Rev. 0

PENTECH NUMBER: 0000-3300-633-3311-DS-001 CLIENT NUMBER

AIR COOLER CONDENSER 1 2 3 4 5 6

Applicable to l Proposal Plant/Process Unit Name Equipment Service Purchaser/Agent Type Information to be completed by

 Purchaser Central Termoeléctrica Condenser

A-019

 As Built Location Quantity of Units One (1) Manufacturer/Supplier Model r Manufacturer/Purchaser as Applicable o Manufacturer

A Frame  Purchaser

7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19

DESIGN & OPERATING DATA PROCESS INFORMATION FOR AIR COOLER CONDENSER AMBIENT CONDITIONS Circulating Vapor Flow t/h Dry Bulb Temperature 463,8 Inlet Vapor Temperature ºC % Relative Humedity 46,12 Outlet Condensed Temperature ºC 46,12 Average Vapor Inlet Pressure(Backpressure) inHg 3 Steam Quality % SITE INFORMATION 1 Steam Enthalpy kJ/kg Elevation above Sea Level 2584,42 Condensed Outlet Pressure (Design) inHg Design Wind Load 13,6 (Note 1) Circulating Air Flow (Design) t/h Design Seismic Load 110.244 (Note 1) Duty MW 309 Inicial Temperature Diference (ITD) ºC 15,32

20

GENERAL DETAILS l Forced

21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39

TYPE OF DRAFT (Note 3) Induced COOLER INFORMATION Lengt Width Height Base Area Length to Bay Width to Bay Height s Height A-Frame Tube Diameter Weight of s Weight of A-Frame FAN INFORMATION Number of Fans Total fan BHP (Driver Output) Number of Fans/Bay Weight of Fans

41 43 44 45 46

51 52 53 54 55 56 57 58 59

DESIGN PRESSURE Tube Bundle (Note 3) Size (Note 3) No/Bay (Note 3) Arrangement (Note 3) Bundles in parallel (Note 3) Bays in Parallel (Note 3) Bundle Frame (Note 3) Miscellaneus (Note 3) Structure (Note 3) Surface Preparation (Note 3)

62

FAN

63 64 65 66 67 68 69 70 71 61 72 73 74 75 76 77 78

N E

Model No/Bay HP/Fan Fan Dia/RPM No.Blades Pitch: Adj or Auto Blade/ Hub Material Vibration Switch(es)

P

(Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3)

kg

IN

MECHANICAL EQUIPMENT DRIVER (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3) 460/3/60 (Note 3) (Note 3)

Type No/Bay HP/Driver Speed RPM Enclosure Volt/Ph/Cycles Manufacturer Louvers

m Km/h %G

5 0

S

in m

O

R E

 Air Flow Control Louvers  Two Speed Fan Motors

I

Operative Range Power (If Applies) Type of Fluid Used (If Applies) Fluid Flow (If Applies) Fluid Pressure (If Applies)

DESIGN-MATERIALS-CONSTRUCTION TEST PRESSURE Headers (Note 3) Type (Note 3) Materials (Note 3) es (Note 3) Plug Design (Note 3) Gasket Material (Note 3) Corrosion Allow (Note 3) Inlet Nozzle(s) (Note 3) Outlet Nozzle (s) (Note 3) Nozzle Rating / Type (Note 3)

H

293 12,25

VACUUM EQUIPMENT INFORMATION  Ejectors  Pumps Type (Note 1)

N E

BHP

ºC ºC

By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor

By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor

mbar BHP kg/s mbar

Cold Water Outlet (Note 1) (Note 1) (Note 1) (Note 1)

G

C E

T

61

m m m m2 m m m m in kg kg

D

FIN INFORMATION Type Thickness Height Material Freezing Protection  Air Circulation  Wind Walls

NOZZLES Hot Water Inlet (Note 1) (Note 1) (Note 1) (Note 1)

R P

48 50

By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor

O

Nozzles Number Nominal Diameter (in) Rating Allowable corrosion (in)

47 49

D E

I P

40 42

D A

By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor

E

30,8 65

DESIGN TEMPERATURE Tubes-Length (Note 3) Material (Note 3) (Note 3) ASTM (Note 3) O.D./Min. Thk Tubes / Bundle (Note 3) (Note 3) Tubes Pitch (Note 3) Fin type (Note 3) Fin Material (Note 3) Fin O.D. (Note 3) Fin Thickness

Type No/Bay Model HP Rating Drive ratio Manufacture Coupling Model Control Failure

NOTES 1. Confirmed by Vendor 2. This is a typica value, It should be confirmed by vendor 3. Vendor shal complete this data sheet and confirm or modify the design shown in it in order to offer the thermal and mechanical guarantee 4. Materials of construction and mechanica equipment information to be supplied/complete/confirmed by vendor.

SPEED REDUCER (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3)

C

.

. A

110

ANEXO D: Hoja de Datos Aerocondensador “Caso 2” Presión a la salida de la turbina 5inHg y Tamb=30,8°C

111

ATTACHED DOCUMENTS:

E

REFERENCE DOCUMENTS

D A

Case 1: Backpressure 5inHg & Tamb=30,8°C

D E

I P

O

R P Rev.

C E

T

P

S

O

R E

I

N E

15/10/11

BA

JL

JL

Date

By

Cheked

Leader

PROJECT:

ESTE DOCUMENTO CONTIENE INFORMACIÓN PROPIEDAD PRIVADA SU REPRODUCCIÓN TOTAL O PARCIAL ESTA PROHIBIDA.

N E

5 0

IN

ISSUED FOR QUOTATION (IFQ) Issued

D

C

G

H

0

.

CICLO COMBINADO Central Termoeléctrica 385Mw.

TITLE:

DATA SHEET AIR COOLER CONDENSER A-020 PENTECH DOC.

CLIENT DOC.

. A

000-3300-633-3311-DS-001

PAGES

VERSION

1 OF 2

REVISION

1 0

112 CICLO COMBINADO CENTRAL TERMOELECTRICA 385MW Pag. 2 of 2 Rev. 0

PENTECH NUMBER: 0000-3300-633-3311-DS-001 CLIENT NUMBER

AIR COOLER CONDENSER 1 2 3 4 5 6

Applicable to l Proposal Plant/Process Unit Name Equipment Service Purchaser/Agent Type Information to be completed by

 Purchaser Central Termoeléctrica Condenser

A-020

 As Built Location Quantity of Units One (1) Manufacturer/Supplier Model r Manufacturer/Purchaser as Applicable o Manufacturer

A Frame  Purchaser

7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19

DESIGN & OPERATING DATA PROCESS INFORMATION FOR AIR COOLER CONDENSER AMBIENT CONDITIONS Circulating Vapor Flow t/h Dry Bulb Temperature 463,8 Inlet Vapor Temperature ºC % Relative Humedity 56,5 Outlet Condensed Temperature ºC 56,5 Average Vapor Inlet Pressure(Backpressure) inHg 5 Steam Quality % SITE INFORMATION 1 Steam Enthalpy kJ/kg Elevation above Sea Level 2603,7 Condensed Outlet Pressure (Design) inHg Design Wind Load 15,59 (Note 1) Circulating Air Flow (Design) t/h Design Seismic Load 64.957 (Note 1) Duty MW 306 Inicial Temperature Diference (ITD) ºC 25,7

20

GENERAL DETAILS l Forced

21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39

TYPE OF DRAFT (Note 3) Induced COOLER INFORMATION Lengt Width Height Base Area Length to Bay Width to Bay Height s Height A-Frame Tube Diameter Weight of s Weight of A-Frame FAN INFORMATION Number of Fans Total fan BHP (Driver Output) Number of Fans/Bay Weight of Fans

41 43 44 45 46

51 52 53 54 55 56 57 58 59

DESIGN PRESSURE Tube Bundle (Note 3) Size (Note 3) No/Bay (Note 3) Arrangement (Note 3) Bundles in parallel (Note 3) Bays in Parallel (Note 3) Bundle Frame (Note 3) Miscellaneus (Note 3) Structure (Note 3) Surface Preparation (Note 3)

62

FAN

63 64 65 66 67 68 69 70 71 61 72 73 74 75 76 77 78

N E

Model No/Bay HP/Fan Fan Dia/RPM No.Blades Pitch: Adj or Auto Blade/ Hub Material Vibration Switch(es)

P

(Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3)

kg

IN

MECHANICAL EQUIPMENT DRIVER (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3) 460/3/60 (Note 3) (Note 3)

Type No/Bay HP/Driver Speed RPM Enclosure Volt/Ph/Cycles Manufacturer Louvers

m Km/h %G

5 0

S

in m

O

R E

 Air Flow Control Louvers  Two Speed Fan Motors

I

Operative Range Power (If Applies) Type of Fluid Used (If Applies) Fluid Flow (If Applies) Fluid Pressure (If Applies)

DESIGN-MATERIALS-CONSTRUCTION TEST PRESSURE Headers (Note 3) Type (Note 3) Materials (Note 3) es (Note 3) Plug Design (Note 3) Gasket Material (Note 3) Corrosion Allow (Note 3) Inlet Nozzle(s) (Note 3) Outlet Nozzle (s) (Note 3) Nozzle Rating / Type (Note 3)

H

293 12,25

VACUUM EQUIPMENT INFORMATION  Ejectors  Pumps Type (Note 1)

N E

BHP

ºC ºC

By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor

By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor

mbar BHP kg/s mbar

Cold Water Outlet (Note 1) (Note 1) (Note 1) (Note 1)

G

C E

T

61

m m m m2 m m m m in kg kg

D

FIN INFORMATION Type Thickness Height Material Freezing Protection  Air Circulation  Wind Walls

NOZZLES Hot Water Inlet (Note 1) (Note 1) (Note 1) (Note 1)

R P

48 50

By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor

O

Nozzles Number Nominal Diameter (in) Rating Allowable corrosion (in)

47 49

D E

I P

40 42

D A

By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor By Vendor

E

30,8 65

DESIGN TEMPERATURE Tubes-Length (Note 3) Material (Note 3) (Note 3) ASTM (Note 3) O.D./Min. Thk Tubes / Bundle (Note 3) (Note 3) Tubes Pitch (Note 3) Fin type (Note 3) Fin Material (Note 3) Fin O.D. (Note 3) Fin Thickness

Type No/Bay Model HP Rating Drive ratio Manufacture Coupling Model Control Failure

NOTES 1. Confirmed by Vendor 2. This is a typica value, It should be confirmed by vendor 3. Vendor shal complete this data sheet and confirm or modify the design shown in it in order to offer the thermal and mechanical guarantee 4. Materials of construction and mechanica equipment information to be supplied/complete/confirmed by vendor.

SPEED REDUCER (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3) (Note 3)

C

.

. A

113

ANEXO E: Propuesta Técnico-Económica GEA “Caso 1” Backpressure 3inHg y Tamb=30,8°C

114

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

115

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

116

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

117

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

118

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

P

N E

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

119

ANEXO F: Propuesta Técnico-Económica GEA “Caso 2” Backpressure 3inHg y Tamb=30,8°C”

GEA Power Cooling, Inc.

120

143 Union Blvd, Suite 400 Lakewood, CO 80228 Telephone: (303) 987-0123 Facsimile: (303) 987-0101

ALL DRY AIR COOLED CONDENSER Budgetary Information Date: Company: Project: : Phone No.: Email:

Ref. No.: 3665

11/4/2010 Pentech 385 MW CP Miguel Valdivielso

.

[email protected]

E

Condenser Design Requirements Turbine Exhaust Steam Flow Turbine Exhaust Steam Enthalpy Turbine Exhaust Pressure Inlet Air Temperature Barometric Pressure

D A

Condenser Preliminary Design

D E

I P

No. of Bays No. of Fan Modules/Bay Fan Diameter Plot Area (W x L) Fan Deck Height Height to Top of Steam Distribution Duct Fan Shaft Power Total Motor Input Power Motor Rating Main Steam Duct Diameter

O

R P

Budget Information

D

463.8 t/hr 2603.1 kJ/kg 0.169 bar(A) 30.8 °C 65 mbar

C E

H

S

O

R E

4 5 11 m (36 ft) 53.2 m x 73.6 m 25.1 m 37.4 m 3310 kW 3630 kW 250 hp 6.2 m

I

N E

G

IN

$ 14,800,000 Budget Price Note: The budget price is based on all material and equipment delivered (DDU) to site.

Remarks

P

N E

T

. A

5 0

C

121

GEA Power Cooling, Inc. 143 Union Blvd, Suite 400 Lakewood, CO 80228 Telephone: (303) 987-0123 Facsimile: (303) 987-0101

385 MW CP

Project: Location: A-Frame

Type:

Service:

Air Cooled Condenser

Customer:

Pentech

Heat Exchanged MW

305.6

Single Row, Aluminum Fin Eff. Surface Area, m² Tube 20 Number of Cells: Plot Size, W x L, m

689,912

Model:

53.2

LMTD °C

14.7

Transfer Rate, W/m2-°K

30.2

73.9

x

PERFORMANCE DATA – TUBE SIDE Turbine Exhaust Flow, t/hr

463.80

Turbine Exhaust Enthalpy, kJ/kg

2603.1

Turbine Back Pressure, bara

0.1693

Main Steam Duct Pressure Drop, bar

0.0011

Steam Header Pressure Drop, bar

0.0003 0.0073

Inlet

Outlet

Temperature, °C

56.5

55.4

Tube Bundle Pressure Drop, bar

Steam Flow, t/hr

463.8

0.0

Suction Pressure, bara

0.0

463.8

Condensate Flow, t/hr

E

D A

17,507 782.5

781.9

Outlet Temperature, °C

Static Pressure, PA (K/D)

133.3

133.4

Inlet Dry Bulb Temperature, °C

Face Velocity, m/s (K/D)

2.67

2.67

Minimum Inlet Dry Bulb Temperature, °C

D E

DESIGN

TUBE

I P

No. of K-cells:

12

Design Pressure, barg

0.50

No. of D-cells.:

8

Design Temperature, °C

121

13.3 x 14.8 Test Pressure, barg STEAM DUCTS

TUBE BUNDLE Total No. of bundles:

232

O

32

Condensate Header OD, mm

264

No. Tube Rows:

R P

No. D-bundles: Length, m : K /D

11.45 Corrosion Allowance, mm 2.2197 2.22 Material:

Bundle Slope:

37.0

°

Total ACC Height, m

37.4

Windwall Height, m

8.9

Fan Bell Height, m

2.13 FAN

Diameter, ft

36

RPM

110 8

Fan Shaft Power, kW

165.3

Blade Material: Model: NOTES:

FRP

P

H

C E

CS 219

19 1.5

Tube Pitch, mm

57

Length, m : Primary / Secondary

3.1

No. Tubes per Bundle

10

10 39

30

(equiv.)

400

1 CS

GALVANIZED

FIN Type:

Corrugated

Material:

Aluminum

Height, mm

19

Length, mm

190

Thickness, mm

0.25

Fin Pitch, mm

2.3

AIR MOVING SYSTEM MOTOR

SPEED REDUCER

RPM

1800

Ratio:

Nameplate Power Volts / Phase / Hertz Speed / Winding: Frame:

-

Wall Thickness, mm

Type:

LATER

O

48.21

Dimensions (Dmax / Dmin), mm

AC Induction motor

Enclosure:

30.80

Material :

Type:

LATER

976.81

6.2

CS

Surface Preparation:

T

N E

No. Blades / Fan

STRUCTURE Material:

ACC HEIGHT

G

IN

11.45

Width, m : K /D

Manufacturer:

Branch to Row OD, m Length Main Duct, m

I

N E

Main Duct, m

1

No. K-bundles:

0.35

5 0

R E

DESIGN AND MATERIALS OF CONSTRUCTION

Dimensions W x L, m

S

Barometric Pressure, mbar

Air Flow per Fan, m³/s (K/D)

CELL

C

1.00

PERFORMANCE DATA – AIR SIDE Total Air Mass Flow, kg/s

.

0.1606

D

Steam Quality, kg/kg

. A

4

Number of Streets:

Parallel shaft gear 20 1

250 hp

Service Factor:

480 / 3 / 60

Manufacturer:

One Speed / One Winding

TEFC LATER

AIR COOLED CONDENSER DATA SHEET 385 MW CP

 2.0 LATER

Model:

LATER

Vibration Switch:

Metrix 5550-011-11

:

SPDT

Proposal Ref. No.

3665

November 4, 2010 Attachment A Sheet

1

Rev. of

1

220

95

Design Point

0.05

0.07

0.09

0.11

0.13

0.15

0.17

0.19

0.21

0.23

0.25

145

bar(A)

t/hr

195

30.8 976.8

Air Inlet Temperature:

Barometric Pressure:

P

0.169 mbar

°C

T

345

395

445

495

5 0

35 °C

545

595

20 °C

25 °C

30 °C

. .A C

Project: 385 MW CP

Name 220 Date Sean PRE 11/4/2010 Project Number: 3665

Location: 0

ACC PERFORMANCE DIAGRAM in acc. With VGB-R 131 M e GEA Power Cooling, Inc.

Diagram outside the boundry conditions in acc. with VGB-R 131 M e For Information Only

Dry Saturated Exhaust Steam Flow, t/hr

295

H

C E

245

IN

G

S

O

R E

I

40 °C

E

D

N E

D A

D E

I P

O

R P N E

1

463.8

Exhaust Steam Pressure:

Exhaust Steam Content:

Exhaust Steam Flow:

Exhaust Steam Pressure, bar(A)

Air Inlet Temperature, °C

122

123

ANEXO G: Propuestas económicas HOLTEC “Casos 1 y 2”

-

.

E

D A

D

H O LDT E C

IE

S

5 0

O

R E

INTERNATIONAL

I

P

O

R P

N E

G

INF

BUDGETARY PROPOSAL OR:

H

. A

C E

T

N E

P

A GLOBAL LEADER IN POWER GENERATION TECHNOLOGIES

C

HOLTEC INTERNATIONAL

AIR COOLED SYSTEMS DIVISION PENTECH 385MW CP 10-Nov-10

Table of Contents

. A

BUDGETARY PRICING ........................................................................................................................................................................2

.

PAYMENT .................................................................................................................................................................................3

CANCELLATION CHARGES ...............................................................................................................................................................3

E

C

WARRANTY ............................................................................................................................................................................................3

5 0

AND CONDITIONS..................................................................................................................................................................3

D

BUDGETARY SCOPE OF SUPPLY....................................................................................................................................................4 HOLTEC ACC DATASHEET (5 IN HGA DESIGN)...........................................................................................................................5

D A

S

HOLTEC ACC DATASHEET (3 IN HGA DESIGN)...........................................................................................................................6

D E

I P

O

R P

H

C E

T

N E

P Tel: 619-488-9150

R E

I

N E

G

IN

O

HOLTEC INTERNATIONAL

AIR COOLED SYSTEMS DIVISION PENTECH 385MW CP 10-Nov-10

Budgetary Pricing12 $15,600,000 USD $25,600,000 USD

The material supply price for one (1) Air Cooled Condenser System (ACC) 5”: The material supply price for one (1) Air Cooled Condenser System (ACC) 3”:

.

Materials Options: Item No. 1

Description

Quantity

OPTION 1 – Spare Parts Package (two-years)

D A

Description

1

Engineering

2

Technical Field Assistance (TFA)

I P

O

H

IN

C E

O

Base ACC Price – 5” Design Base ACC Price – 3” Design

$15,600,000 USD

I

N E

Exercised Options Sub-Total Freight

FOB

TOTAL – 5” Design TOTAL – 3” Design

Pricing does not include any customs duties, federal or state sales tax, use tax, or any other taxes in countries of origin and destination Pricing is valid for 90 days unless stated otherwise 3 Ports of Export

2

$25,600,000 USD TBD

3

P Tel: 619-488-9150

Amount

TBD

N E

2

5 0

Included

T

1

$70,000 USD

$8,000 / week

TBD

G

S

Unit Price

R E

Lot

C

Amount

$70,000 USD

D

Quantity

D E

R P

E

1

Services: Item No.

Unit Price

. A

Included $15,600,000 USD $25,600,000 USD

HOLTEC INTERNATIONAL

AIR COOLED SYSTEMS DIVISION PENTECH 385MW CP 10-Nov-10

Payment Holtec’s selling price above is based on the following payment schedule (net 30 days): Payment 1 @

10%

due upon first submittal of GA, P&ID, and Primary Foundation Load Drawings

Payment 2 @

10%

due upon order of structural steel material (by Holtec)

Payment 3 @

25%

due upon receipt of tube and fin materials at manufacturing facility

Payment 4 @

15%

due upon ready for shipment of ACC structural steel

Payment 5 @

15%

due upon ready for shipment of ACC fin tube bundles

Payment 6 @

10%

due upon ready for shipment of ACC duct and piping materials

Payment 7 @

15%

due upon final material ready for shipment

E

D A

Cancellation Charges

D E

D

S

. A

.

5 0

C

O

R E

In the event that the contract is cancelled, the following are Holtec’s standard cancellation charges4:

I P

I

Cancellation @

10%

due if cancelled between Contract Award Date (CAD) and CAD+120 days

Cancellation @

50%

due if cancelled between CAD+120 days and CAD+240 days

Cancellation @

70%

due if cancelled between CAD+240 days and CAD+300 days

90%

due if cancelled between CAD+300 days and CAD+360 days

100%

due if cancelled after CAD+360 days

Cancellation @ Cancellation @

O

R P

N E

G

H

Warranty

IN

C E

Twelve (12) months from initial operation or twenty-four (24) months from final material delivery, whichever occurs first

T

N E

and Conditions As the project moves forward and a firm proposal is required and submitted, Holtec is willing to negotiate mutually acceptable and conditions.

P

4

Based on total Purchase Order Value

Tel: 619-488-9150

3

HOLTEC INTERNATIONAL

AIR COOLED SYSTEMS DIVISION PENTECH 385MW CP 10-Nov-10

Budgetary Scope of Supply Yes   

Expansion t @ turbine exhaust (standard elastomeric) Steam ducting from turbine exhaust to ACC periphery (66 feet), including by connections, s, drain pot, and drain pot pumps Steam duct by spargers, spray curtains, or desuperheating equipment



Steam duct risers and manifolds, including expansion ts

  

HI-MAX™ fin tube bundles, including bundle lifting beam Steel structure (primer painted) including A-frame bundle trusses, fan bridges, fan deck, partition walls/doors, walkways, handrails, columns, and bracing Air moving system, including fans, single speed electric motors, and gearboxes



MCC/VFDs



Fan guards and fan inlet bells



Windwall structure and shop galvanized/painted siding



Stairway and caged ladder to fan deck level



Condensate receiver tank and saddle s



Vacuum deaerator, including air forwarding system



Piping within the ACC plot, including condensate, air removal, and equalizing line



Steam jet air ejector air removal equipment (hogging and holding)



Liquid ring vacuum pump air removal equipment (hogging and holding)



Condensate forwarding pumps



Rupture disc assembly



Vacuum breaker



Industry-standard instrumentation, including vibration switches



Interconnecting bolting hardware and gaskets



Fin tube bundle cleaning system



Equipment maintenance beam and lifting hoist



Industry-standard drawings, diagrams, manuals, etc.



Manufacturer-standard shop testing and QA



Field commissioning & training assistance (2 weeks, 2 trips)

 

All civil works, including concrete foundations for all points, anchor bolts, etc. All electrical and controls works, including local switches, power cabling, cable and wire trays, instrument wiring, marshalling boxes, control system hardware and software, lighting, grounding cables to plant grid, etc. Independent lightning protection system

E

D A

D E

I P

O

R P

H

O

R E

N E

I

IN

T

 

S

G

C E



D



Insulation and lagging (noise, personnel protection, or cold weather protection) Erection and associated services, including unloading at site, site testing, site advisory services, etc. (can be provided as an option at a later date) Freight (as indicated on Page 2)



Spare parts (provided as an option)

 

N E

P

Tel: 619-488-9150

Vacuum flash tank Row isolation valves

4

No

.

. A

5 0

C

HOLTEC INTERNATIONAL

AIR COOLED SYSTEMS DIVISION PENTECH 385MW CP 10-Nov-10

Holtec ACC Datasheet (5 in HgA design)

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

N E

P Tel: 619-488-9150

5

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

HOLTEC INTERNATIONAL

AIR COOLED SYSTEMS DIVISION PENTECH 385MW CP 10-Nov-10

Holtec ACC Datasheet (3 in HgA design)

.

E

D A

D E

I P

O

R P

H

C E

T

N E

P Tel: 619-488-9150

6

S

O

N E

G

IN

D

R E

I

. A

5 0

C

131

ANEXO H: Cartilla de Selección de Parámetros del Aerocondensador

Presión a la Salida de la turbina (in Hg)

2,0

2,2

2,4

2,6

2,8

3,0

3,2

3,4

3,6

3,8

4,0

4,2

4,4

4,6

4,8

5,0

5,2

5,4

5,6

5,8

6,0

6,0

8,0

10,0

12,0

16,0

18,0

20,0

22,0

24,0

26,0

28,0

30,0

32,0

34,0

CARTILLA DE SELECCIÓN

Diferencia Inicial de Temperatura ITD=Tcond-TBS (°C)

14,0

36,0

38,0

40,0

42,0

18 °C

37 °C

36 °C

35 °C

34 °C

33 °C

32 °C

31 °C

30,8 °C

30 °C

29 °C

28 °C

27 °C

26,3 °C

26 °C

25 °C

24 °C

23 °C

22 °C

21 °C

20 °C

19 °C

18 °C

Temperatura de ingreso del Aire TBS

37 °C 36 °C 35 °C 34 °C 33 °C 32 °C 31 °C 30 °C 29 °C 28 °C 27 °C 26 °C 25 °C 24 °C 23 °C 22 °C 21 °C 20 °C 19 °C

132

Presión a la Salida de la turbina (in Hg)

2,0

2,2

2,4

2,6

2,8

3,0

3,2

3,4

3,6

3,8

4,0

4,2

4,4

4,6

4,8

5,0

5,2

5,4

5,6

5,8

6,0

20,0

20,5

21,0

22,0

22,5

23,0

23,5

24,0

24,5

36 °C

25,0

25,5

35 °C

26,0

26,5

34 °C

27,0

27,5

33 °C

28,0

28,5

32 °C

CARTILLA DE SELECCIÓN AMPLIADA

29,0

29,5

31 °C

30,0

18 °C

19 °C

20 °C

21 °C

22 °C

23 °C

24 °C

25 °C

26 °C

27 °C

28 °C

29 °C

30 °C

Temperatura de ingreso del Aire TBS

Diferencia Inicial de Temperatura ITD=Tcond-TBS (°C)

21,5

37 °C

133

UNIVERSIDAD SIMÓN BOLÍVAR DECANATO DE ESTUDIOS DE POSTGRADO

INFORMACIÓN SOBRE TESIS DE GRADO NOMBRE DEL ESTUDIANTE: BETTY GABRIELA ARELLANO CARRILLO TÍTULO DE LA TESIS: METODOLOGÍA Y ANÁLISIS PARA LA SELECCIÓN DEL AEROCONDENSADOR EN CENTRALES DE GENERACIÓN A VAPOR NOMBRE DEL ASESOR: MIGUEL ASUAJE DEL JURADO: LUIS ROJAS, ANTONIO VIDAL PALABRAS CLAVES: AEROCONDENSADOR, SISTEMA DE ENFRIAMIENTO, CENTRALES DE GENERACIÓN A VAPOR, CICLOS COMBINADOS SOBRESALIENTE GRADUADO CON HONORES X

Nº DE PÁGS. 143 FECHA DE GRADUACIÓN: 3 DE MAYO DE 2011 MAESTRÍA EN: ESPECIALIZACIÓN EN INGENIERÍA MECÁNICA DE PLANTAS DE PROCESOS RESUMEN: Las centrales a vapor requieren de un sistema de enfriamiento el cual es supeditado a la ubicación de la planta y disponibilidad de agua. El Aerocondensador (ACC) como sistemas de enfriamiento no requiere de agua pero varía significativamente su costo y consumo según su diseño. Este trabajo surge en base al requerimiento de estandarizar un procedimiento que permita seleccionar el aerocondensador empleado como sistema de enfriamiento en centrales de generación a vapor. En él se desarrolla una metodología estándar a ser usada para la selección del equipo de enfriamiento en centrales a vapor mediante el uso de diagramas de flujo que permiten establecer una pre-selección del equipo y sus parámetros de diseño. El procedimiento consiste en varias etapas: 1) Recopilar la información mínima requerida para evaluar el sistema de enfriamiento en plantas a vapor. 2) Seleccionar el tipo de sistema a instalar en función de la disponibilidad de agua en sitio. Según sea el caso se indica una metodología que permite identificar la configuración del sistema según la clasificación de equipos principales involucrados ya sea para sistemas de enfriamientos húmedos o secos. Finalmente se desarrolla una metodología para la selección apropiada de los parámetros de diseño del Aerocondensador como sistema de enfriamiento a partir de la elaboración de una cartilla de selección de los parámetros básicos para la preselección del Aerocondensador seleccionando el parámetro de diferencia inicial de temperatura (ITD) o la presión a la salida de la turbina para una temperatura ambiental específica. Adicionalmente se valida la metodología propuesta implementándola para el proyecto “Central Termoeléctrica de Ciclo Combinado 385MW”. Una vez preseleccionado el Aerocondensador como sistema de enfriamiento se análisis la influencia de la presión a la salida de la turbina y la temperatura ambiental sobre él equipo, evaluando como éste varían en cuanto a tamaño, consumo y costo.