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i 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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UNIVERSIDAD SIMÓN BOLÍVARDECANATO DE ESTUDIOS DE POSTGRADO
COORDINACIÓN DE POSTGRADO EN INGENIERÍA MECÁNICA Y CIVILESPECIALIZACIÓN 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 BOLÍVARDECANATO DE ESTUDIOS DE POSTGRADO
COORDINACIÓN DE POSTGRADO EN INGENIERÍA MECÁNICA Y CIVILESPECIALIZACIÓN 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 GabrielaCarnet No.: 0987177Tutor: Miguel AsuajeMayo 2011
RESUMEN
Las centrales a vapor requieren de un sistema de enfriamiento el cual es supeditadoa 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 aerocondensadorempleado 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) Seleccionarel 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.
v
ÍNDICE GENERAL
Pág.
APROBACIÓN DEL JURADO.................................................................................... iiAGRADECIMIENTOS................................................................................................ iiiRESUMEN ................................................................................................................. ivÍNDICE GENERAL......................................................................................................vÍNDICE DE TABLAS.................................................................................................viiÍNDICE DE FIGURAS ..............................................................................................viiiLISTA DE SÍMBOLOS Y ABREVIATURAS ...............................................................xINTRODUCCIÓN ........................................................................................................1CAPÍTULO I: PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA .................................................4
1.1. Antecedentes del Problema.............................................................................. 41.2. Planteamiento del Problema............................................................................. 61.3. Objetivos........................................................................................................... 8
1.3.1. Objetivo General ........................................................................................ 81.3.2. Objetivos Específicos ................................................................................. 9
1.4. Alcance y Limitaciones del Trabajo .................................................................. 9CAPÍTULO II: FUNDAMENTOS TEÓRICOS ...........................................................11
2.1. Centrales de Generación Eléctrica ................................................................. 112.2. Ciclo Rankine.................................................................................................. 122.3. Balance térmico del ciclo Rankine .................................................................. 132.4. Modificaciones del ciclo Rankine que permiten mejorar la Eficiencia ............. 162.5. Sistemas de Enfriamientos en Plantas de Generación a Vapor ..................... 172.6. Sistemas de Enfriamientos Húmedos............................................................. 18
2.6.1. Sistema de enfriamiento De paso Continuo ............................................. 192.6.2. Sistema de Enfriamiento con Torres Húmedas........................................ 20
2.7. Sistemas de Enfriamientos Secos .................................................................. 212.7.1. Sistema de Enfriamiento con Aerocondensador ...................................... 212.7.2. Sistema de Enfriamiento con Aeroenfriador............................................. 222.7.3. Sistema de Enfriamiento con Torre Seca................................................. 23
2.8. Resumen Cualitativo de los diferentes Sistemas de Enfriamiento.................. 242.9. Beneficios al seleccionar Aerocondensador como sistema de Enfriamiento .. 252.10. Selección del Sistema de Enfriamiento con Aerocondensador..................... 262.11. Principio de Operación de Aerocondensador ............................................... 262.12. Balance Energético del Aerocondensador.................................................... 282.13. Especificación Técnica del Aerocondensador .............................................. 312.14. Parámetros de diseño del sistema de enfriamiento con Aerocondensador .. 36
CAPÍTULO III: METODOLOGÍA Y DESARROLLO .................................................373.1. Nivel y Diseño de la Investigación .................................................................. 373.2. Universo y Muestra......................................................................................... 383.3. Procedimiento Metodológico........................................................................... 38
3.3.1. Búsqueda y Análisis de Información ........................................................ 393.3.2. Metodología para la selección del tipo de Sistema de Enfriamiento ........ 393.3.3. Pre-Selección del Sistema de enfriamiento con Aerocondensador.......... 453.3.4. Análisis de los parámetros de diseño del Aerocondensador.................... 49
vi
CAPÍTULO IV: RESULTADOS Y DISCUSIÓN.........................................................514.1. Metodología para la selección del Sistema de Enfriamiento Caso Base ........ 524.2. 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........................................ 604.3. Área de Transferencia de Calor Requerida por el Aerocondensador ............. 614.4. Configuración del Aerocondensador............................................................... 644.5. Consumo de Potencia del Aerocondensador.................................................. 684.6. Generación del Ciclo Combinado con Aerocondensador ............................... 71
4.6.1. Generación Bruta del Ciclo Combinado ................................................... 714.6.2. Generación Neta del Ciclo Combinado .................................................... 72
4.7. Costo de Suministro del Equipo...................................................................... 744.8. Costo del Equipo vs. Potencia Generada ....................................................... 78
CAPÍTULO V: CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES ....................................835.1. Conclusiones .................................................................................................. 835.2. Recomendaciones .......................................................................................... 85
REFERENCIAS.........................................................................................................86ANEXOS ...................................................................................................................88
ANEXO A: Balances energéticos “Escenario 1” .................................................... 89ANEXO B: Balances energéticos “Escenario 2” .................................................... 98ANEXO C: Hoja de Datos Aerocondensador “Caso 1” ........................................ 107ANEXO D: Hoja de Datos Aerocondensador “Caso 2” ........................................ 110ANEXO E: Propuesta Técnico-Económica GEA “Caso 1” ................................... 113ANEXO F: Propuesta Técnico-Económica GEA “Caso 2” ................................... 119ANEXO G: Propuestas económicas HOLTEC “Casos 1 y 2”............................... 123ANEXO 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 Unidad
asnm Altura sobre el nivel del mar.Flujo de Calor kJ/hr
W Flujo de Trabajo kJ/hr Eficiencia %̇ Flujo másico kg/hr
H Entalpía kJ/kg
GEA GEA Power Cooling, InckW Kilo VatioMW Mega Vatio
Potencia mecánica consumida por los auxiliares kWPotencia mecánica generada Kw
Presión de condensación del vapor exhausto de la turbina (Backpressure).
inHg, bar,
T Temperatura °CTf Temperatura del fluido a la salida del Condensador °CTTBS Temperatura de bulbo seco o Temperatura Ambiental °C
Temperatura de condensación del vapor/ temperatura del vapor exhausto de la turbina
°C
ACC Aerocondensador (Air Cooler Condenser)Cp Calor Específico KJ/kg.°C
Temperatura del aire a la salida del condensador °CÁrea Efectiva de Transferencia de Calor m2
U Coeficiente de Transferencia de Calor W/m2.°CLMTD Diferencia de temperatura media logarítmicaITD Diferencia Inicial de Temperatura °CTTD Diferencia Terminal de Temperatura °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 Diseño sistema de Enfriamiento
Queensland, Australia
Planta de generación a Carbón 840MW Dos (2) turbinas de vapor de 420MW c/u
Dos (2) ACC con 36 celdas cada uno en configuración de 6x6
Las Vegas, EE,UU
Planta de Ciclo Combinado1200MW Dos (2) turbinas de vapor de 200MW c/u.
Dos (2) ACC configuración 10x5, en una estructura conjunta (20x5) por limitación del espacio
Plattsburg,New York
Planta de Ciclo Combinado de 240MW Una (1) turbina de vapor de 80MW.
Un (1) ACC de 25 celdas en configuración 5 x 5
Hunterstown, Pennsylvania
Planta de Ciclo Combinado de 890MWCon 350 MW generados por turbinas a vapor
Un (1) ACC de 50 celdas en configuración 10x5.
Linden, New Jersey.
Planta de Cogeneración de 614 MW.Tres (3) Turbinas de vapor de 95 MW c/u
Tres (3) ACC comprendido por 20 celdas cada uno. Configuración 4x5 continua debido a limitaciones de espacio.
TUCUMAN, Argentina
ACC para Planta de Ciclo Combinado 680 MW, Una turbina de vapor de 150MW.
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
contacto 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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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 contacto 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 contacto 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
PARÁMETRO
HÚMEDO SECOS
Sistema Continuo
Torre de Evaporación
Torre SecaAero-
condensadorAero-
enfriador
Localización respecto a fuentes agua
Muy restringido
Restringido Flexible Flexible Flexible
Pérdida de agua Bajo Alto Ninguno Ninguno Ninguno
Reposición de agua Alto Medio Ninguna Ninguna Ninguna
Requerimiento constante de agua
Alto Medio Ninguno Ninguno Ninguno
Descarga de agua contaminada
Si Si No No No
Recirculación de aire 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
25
SISTEMA DE ENFRIAMIENTO
PARÁMETRO
HÚMEDO SECOS
Sistema Continuo
Torre de Evaporación
Torre SecaAero-
condensadorAero-
enfriador
Tipo de condensador requerido
De Superficie
De SuperficieSuperfície o
ChorroNinguno
De superficie
Requerimiento de energía auxiliar
Bajo Medio Bajo Alto Alto
Costo del Equipo Medio Medio Alto Alto Alto
Costo de operación y Mantenimiento
Medio-Alto Alto Bajo Bajo-Medio Bajo-Medio
Tiempo de vidaBajo<10
añosBajo<10 años
Alto>30 años
Alto>30 añosAlto>30
añosSuperficie de construcción Bajo Medio Alto Alto 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 administrativos 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 paneles 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 paneles 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 paneles 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
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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, panel 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, paneles de tubos
36
aleteados de dos hileras y los paneles de tubo con aleta de aluminio de hilera simple.
Basados en los parámetros del proyecto se utilizará el diseño de paneles 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 causa-
efecto, 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 Configuración Equipos
Paso continuoSistema Húmedo
Sistema Directo- Condensador de superficie- Bombas de Circulación
Torre Húmeda Sistema Indirecto- Condensador de superficie- Torre Húmeda
Aerocondensador
Sistema Seco
Sistema Directo - Aerocondensador
Aeroenfriador
Sistema Indirecto
- Condensador de Superficie - Aeroenfriador
Torre Seca- Condensador de superficie o Chorro- Torre seca
Torre Húmeda+
AerocondensadorSistema 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.
Figura 3.9. Procedimiento de Construcción Cartilla de Selección
La Tabla 3.2 reporta los
de selección, estos valores se obtuvieron
anterior.
Tabla 3.2. Reporte Parámetros de construcción Cartilla de Selección
Pcond
Tamb Tcond
2 inHg
38,4 °C
18 °C 20,419 °C 19,420 °C 18,421 °C 17,422 °C 16,423 °C 15,424 °C 14,425 °C 13,426 °C 12,427 °C 11,428 °C 10,429 °C 9,430 °C 8,4
Tcond @ Pcond
Temperatura a la presión de condensación
• Se escogieron 4 presiones de a la salida del condensador
• A partir de las tablas de vapor se obtuvo la Tcond
. Procedimiento de Construcción Cartilla de Selección
reporta los parámetros a partir de los cuales se construyó la cartilla
de selección, estos valores se obtuvieron del procedimiento indicado en la figura
. Reporte Parámetros de construcción Cartilla de Selección
3 inHg 4 inHg 5 inHg
38,4 °C 46,1 °C 51,9 °C 56,5 °C
28,1 33,9 38,527,1 32,9 37,526,1 31,9 36,525,1 30,9 35,524,1 29,9 34,523,1 28,9 33,522,1 27,9 32,521,1 26,9 31,520,1 25,9 30,519,1 24,9 29,518,1 23,9 28,517,1 22,9 27,516,1 21,9 26,5
TBS
Temperatura ambiental
• Se varió la temperatura ambiental entre 18°C y 37°C
ITD
Diferencia Inicial de Temperatura
• Se determino el parámetro ITD para cada uno de los casos propuestos.
48
. Procedimiento de Construcción Cartilla de Selección
parámetros a partir de los cuales se construyó la cartilla
del procedimiento indicado en la figura
. Reporte Parámetros de construcción Cartilla de Selección
6 inHg
60,4 °C
42,441,440,439,438,437,436,435,434,433,432,431,430,4
Diferencia Inicial de Temperatura
determino el parámetro ITD para cada uno de los casos propuestos.
49
Pcond
Tamb Tcond
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
31 °C 7,4 15,1 20,9 25,5 29,432 °C 6,4 14,1 19,9 24,5 28,433 °C 5,4 13,1 18,9 23,5 27,434 °C 4,4 12,1 17,9 22,5 26,435 °C 3,4 11,1 16,9 21,5 25,436 °C 2,4 10,1 15,9 20,5 24,437 °C 1,4 9,1 14,9 19,5 23,4
26,3 °C 12,1 19,8 25,6 30,2 34,130,8 °C 7,6 15,3 21,1 25,7 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 admisible.
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.
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
ConfiguraciónCiclo Combinado385MW ISO
Central Termoeléctric
a de Ciclo Combinado
Ciclo SimpleTres (3) Turbinas Duales
(Gas/Diese #2)
85MW ISO c/u=225MW
Ciclo a VaporTres (3) Recuperadores de
Calor
Una (1) Turbina a Vapor
130MW ISO
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 ValoresAltura sobre el nivel del mar (m) 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.
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
Tamb
3 in Hg
46,1154°C
4 in Hg
51,8712°C
5 in Hg
56,5021°C
6 in Hg
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
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
Escenario 1
Temperatura
Media 26,3°C
Escenario 2
Temperatura
Máxima 30,8°C
Presión a la salida de
la turbina de vapor
“Backpressure”
3in Hg
4in Hg
5in Hg
6in Hg
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.
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.
Temperatura
Máxima 30,8°C
Presión a la salida de
la turbina de vapor
“Backpressure”
Caso1: 3in Hg
Caso2: 5in Hg
60
Tabla 4.3. Parámetros de Proceso para los diversos escenarios
ESCENARIO Tamb=26,3°c Tamb=30,8°c
3in Hg 4in Hg 5in Hg 6in Hg 3in Hg 4in Hg 5in Hg 6in Hg
Entrada del ACC
Presión [in.Hg] 3,00 4,00 5,00 6,00 3,00 4,00 5,00 6,00
Temperatura [ºC] 46,12 51,86 56,500 60,400 46,12 51,86 56,500 60,390
Fluido másico [t/h] 468,20 468,20 468,20 468,20 463,80 463,80 463,80 463,80
Salida del ACC
Presión [in Hg] 13,60 14,5967 15,5978 16,5959 13,60 14,5967 15,5978 16,5959
Temperatura [ºC] 46,13 51,87 56,51 60,39 46,13 51,87 56,51 60,40
ITD 19,820 25,560 30,200 34,100 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
la Tabla 4.3 cómo estos afectan la preselección del equipo.
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
10121416182022242628303234
2 3 4 5 6 7
Pará
met
ro IT
D
Presión a la salida de la turbina de vapor (in Hg)
T=26,3°C
T=30.8°C
TTTT TTTTTTTT TTbb TT T T TTT TT TT TT T TT TTT TT TT TT T b T TT
TT T TT T T TTT T T T T T TT TTTT TTbb TT T T TT T TTT T
TTb T T TT T T T TT T T TTbTT T T TTTbT TT TT TTTT TT
TTbb
T
TTT T PTT T T TTT T PTT T T
T T T T
TT T T T T
T T TbT T TT Tb T T T T Tbb T TT TT T T T T T TbT T TT TT T TT
TTT TT TT T b T TT TT T T T TTT T T TT TT T bT T T TT T TT TT TTT
TTTT TT TT Tb T T T T Tbb T TT TT Tb T T T T TT TT T TT T TT Tb T T T T
Tbb T TT TT TT T TT TT TT T TT bT T b T Tb T T TT T T T T T T T TT TT
TTTT TT TT TTbT T TT Tb T T T T TT TT TT TTT T TTTT T TT T TT TT
TT TT TTT TT TT TT T b T TT TT T
TbT TT T T T T TT bT TT T TT TT T T T T T T TT TTTT TTT T T TT T TT
TT T TT TTT TT T TT TT TT T T T T T T TT TT T T T T TT Tb T T T T bTT T
TT T b TT TT TT TTTTT T
3 � �. ��� . ����
T T T T TTTbT TTbT T TTT T TT b T TT TT TT T T TTT T TT
T TTbb TTT TTT TT TT T b T TT TT TT TT TT TT TTT T T TT TT T b T TT
TT T TT T TT TT TTT TT T T TT TTbTT 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
Figura 4.9. Relación Área Efectiva
Sin importar la temperatura ambiental a la cual se instale él equipo,
4.9 refleja que existe una relación indirecta entre
condensado y la presión entregada a la salida de la turbina de vapor
requerimiento de calor a retirar por parte del equipo se
presión a la salida de la turbina se
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,
presión a la salida de la turbina es requerido una mayor área de transferencia de
calor al incrementar la temperatura ambientales
Al ser el calor extraído por
se analizará como el área de transferencia de calor se ve
parámetro de selección de diferencia inicial de temperatura (ITD)
0,0
200.000,0
400.000,0
600.000,0
800.000,0
1.000.000,0
3
Área
de
Efec
tiva
de tr
ansf
eren
cia
de
Calo
r req
uerid
a (m
2)
Presión a la salida de la turbina de vapor
3
26,3°C 770.266,4
30,8°C 990.402,0
. Relación Área Efectiva vs. Backpressure al variar la T
Sin importar la temperatura ambiental a la cual se instale él equipo,
existe una relación indirecta entre el área de transfer
y la presión entregada a la salida de la turbina de vapor. Para un mismo
requerimiento de calor a retirar por parte del equipo se concluye qué
presión a la salida de la turbina se incrementa el área requerida para la tr
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
presión a la salida de la turbina es requerido una mayor área de transferencia de
calor al incrementar la temperatura 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
parámetro de selección de diferencia inicial de temperatura (ITD).
45
6Presión a la salida de la turbina de vapor
4 5
770.266,4 596.582,5 504.347,9
990.402,0 719.703,5 589.117,5
62
al variar la Tamb
Sin importar la temperatura ambiental a la cual se instale él equipo, la Figura
de transferencia del
. Para un mismo
concluye qué al disminuir la
incrementa el área requerida para la transferencia
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
para una misma
presión a la salida de la turbina es requerido una mayor área de transferencia de
para todos los casos evaluados
modificada según el
26,3°C
30,8°C
6
446.417,9
511.256,9
63
Tabla 4.5. Área requerida al variar el ITD en el Equipo
ITD (°C) 15,3 19,8 21,1 25,6 25,7 29,6 30,2 34,1Aef (m
2) 990.402 770.266 719.703 596.582 589.118 511.257 504.348 446.418
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.
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
150%
67%
25%
0%-17%
-29%-38%
y = 25,00x-1,00
R² = 1,00
0%
50%
100%
150%
200%
250%
300%
5 10 15 20 25 30 35 40 45
Area
Efe
ctiv
a Re
quer
ida
Diferencia Inicial de Temperatura ITD (°C)
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 Tamb=26,3°c Tamb=30,8°c
3in Hg 4in Hg 5in Hg 6in Hg 3in Hg 4in Hg 5in Hg 6in Hg
Diseño Aerocondensador
Tipo A-Frame A-Frame A-Frame A-Frame A-Frame A-Frame A-Frame A-Frame
66
ESCENARIO Tamb=26,3°c Tamb=30,8°c
3in Hg 4in Hg 5in Hg 6in Hg 3in Hg 4in Hg 5in Hg 6in Hg# Ventiladores / Módulo 36 25 25 25 49 36 25 25Ancho de cada Bahía [m] 10,420 11,020 10,170 9,607 10,130 10,090 11,000 10,240Altura Marco [m] 7,990 8,380 7,828 7,463 7,802 7,776 8,366 7,905
Altura soportería [m] 22,330 20,010 20,010 20,010 24,490 22,330 20,010 20,010
Dimensiones totales del EquipoAltura total del equipo [m] 30,320 28,390 27,838 27,473 32,292 30,106 28,376 27,915Ancho total [m] 62,51 55,09 50,84 48,04 70,90 60,53 54,98 51,43Largo total [m] 62,51 55,09 50,84 48,04 70,90 60,53 54,98 51,43
Área del Equipo [m2] 3.907,50 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.
Figura 4.13. Número de Módulos vs. Presión a la salida de la turbina
Para los dos casos de temperatura ambiente l
incrementar la presión a la salida de la turbina el número de módulos disminuye
después de un determinado valor el estimado de módulos se mantiene estable.
medida que la temperatura
a partir de la cual el número de módulos se
observa que el número de
significativamente para bajas pr
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. Para una temperatura ambiental de T
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%.
0
5
10
15
20
25
30
35
40
45
50
3in HgT=26,3°C
T=30,8°C
Núm
ero
de M
ódul
os re
quer
idos
. Número de Módulos vs. Presión a la salida de la turbina
Para los dos casos de temperatura ambiente la Figura 4.13
la presión a la salida de la turbina el número de módulos disminuye
después de un determinado valor el estimado de módulos se mantiene estable.
medida que la temperatura ambiental es superior, la presión a la salida de la turbina
el número de módulos se estabiliza es superior
observa que el número de módulos de condensación se incrementan
significativamente para bajas presiones 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
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
significa un incremento del 44%.
3in Hg 4in Hg 5in Hg 6in Hg36 25 25 25
49 36 25 25
Presión a la salida de la turbina (in Hg)
67
. Número de Módulos vs. Presión a la salida de la turbina
refleja qué, al
la presión a la salida de la turbina el número de módulos disminuye;
después de un determinado valor el estimado de módulos se mantiene estable. A
ambiental es superior, la presión a la salida de la turbina
superior; adicional se
módulos de condensación se incrementan
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
=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
6in Hg
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
Backpressure (in Hg)
Escenario 3 4 5 6
Consumo Energéticos ACC [MW] a Tamb=26,3°C 6,102 4,649 3,897 3,428Consumo Energéticos ACC [MW] a Tamb=30,8°C 7,858 5,618 4,557 3,935
69
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
3,0
4,0
5,0
6,0
7,0
8,0
2 3 4 5 6 7
Cons
umo
de P
oten
cia
(MW
)
Presión a la salida de la turbina (inHg)
26,3°C
30,8°C
70
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.
159%
70%
26%
0%
-17%-30%
-39%
y = 28,435x-1,04
R² = 1
0%
50%
100%
150%
200%
250%
300%
5 10 15 20 25 30 35 40 45
Pote
ncia
Con
sum
ida
por l
os V
entil
ador
es
Diferencia Inicial de Temperatura ITD (°C)
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 Tamb=26,3°c Tamb=30,8°c
3in Hg 4in Hg 5in Hg 6in Hg 3in Hg 4in Hg 5in Hg 6in Hg
Generación Turbina Gas [MW] 78,281 78,281 78,281 78,281 75,812 75,812 75,812 75,812
Generación Paquete x3GT [MW] 234,843 234,843 234,843 234,843 227,436 227,436 227,436 227,436
Generación Turbina Vapor [MW] 127,617 124,801 121,351 117,85 126,898 124,048 120,588 117,086Potencia Bruta [MW] 362,460 359,644 356,194 352,693 354,334 351,484 348,024 344,522Potencia Neta [MW] 349,835 348,487 345,832 342,823 340,072 339,483 337,129 334,267
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.
72
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
362,460359,644
356,194
352,693354,334
351,484
348,024
344,522
y = -3,2751x + 372,49R² = 0,9975
y = -3,2896x + 364,39R² = 0,9977
342344346348350352354356358360362364
2,00 2,50 3,00 3,50 4,00 4,50 5,00 5,50 6,00 6,50
Gen
erac
ión
Bru
ta C
C (M
W)
Presión a la salida de la turbina de vapor (in Hg)
T=26,3°C T=30,8°C
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
ESCENARIOBackpressure (in Hg)
3 4 5 6ESCENARIO 1) Tamb=26,3°CPotencia Bruta [MW] 362,460 359,644 356,194 352,693Potencia Neta [MW] 349,835 348,487 345,832 342,823Autoconsumo del sistema [MW] 12,625 11,157 10,362 9,87Requerimiento de Potencia del ACC [MW] 6,102 4,649 3,897 3,428Consumo de Planta sin incluir el sistema de Enfriamiento [MW] 6,523 6,508 6,465 6,442ESCENARIO 2) Tamb=30,8°CPotencia Bruta [MW] 354,334 351,484 348,024 344,522Potencia Neta [MW] 340,072 339,483 337,129 334,267Autoconsumo del sistema [MW] 14,262 12,001 10,895 10,255Requerimiento de Potencia del ACC [MW] 7,858 5,618 4,557 3,935Consumo de Planta sin incluir el sistema de Enfriamiento [MW] 6,404 6,383 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
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.
349,835348,487
345,832
342,823
340,072 339,483
337,129
334,267
y = 0,1588x3 - 2,5595x2 + 10,692x + 336,51R² = 1
y = 0,2095x3 - 3,3965x2 + 15,435x + 318,68R² = 1
332
334
336
338
340
342
344
346
348
350
352
2,00 2,50 3,00 3,50 4,00 4,50 5,00 5,50 6,00 6,50
Gen
erac
ión
Net
a C
C (M
W)
Presión a la salida de la turbina de vapor (in Hg)
T=26,3°C T=30,8°C
75
Tabla 4.11. Costo de Suministro del Aerocondensador
ESCENARIOTamb=30,8°c
3in Hg 5in HgGEA ($) 25.900.000 14.800.000HOLTEC ($) 25.600.000 15.600.000
Para los casos planteados el costo del equipo es similar independientemente
del fabricante. A menor presión el costo del equipo es superior y viceversa, a mayor
presión a la salida de la turbina de vapor son menores los costos. Esta relación se
basa en que el equipo se verá afectado al incrementar la presión de vacio a la cual
es sometido.
Con los valores expuestos anteriormente se gráfico el costo del suministro y se
realizó una extra-polarización a partir de la tendencia potencial de la gráfica a modo
de obtener un estimado de los costos para las diversas presiones evaluadas.
Figura 4.18. Costo de Suministro vs. Presión a la salida de la turbina
En la Figura 4.18 se denota que la relación de costo del equipo es similar para
ambos fabricantes, garantizando que a mayor presión a la salida de la turbina es
menor el costo de suministro del Aerocondensador. Según la tendencia expuesta en
ambas graficas los costos interpolados para todas las presiones son los indicados en
la Tabla 4.12, valores generados a partir de la tendencia potencial de la curva de
costo de suministro para cada fabricante.
y = 86.296.264,91x-1,10
R² = 1,00
y = 74.281.386,69x-0,97
R² = 1,00$ 5
$ 10
$ 15
$ 20
$ 25
$ 30
$ 35
$ 40
$ 45
1 2 3 4 5 6 7
Cost
o de
l Equ
ipo
($)
Mill
ones
Presión a la salida de la turbina (in Hg)
GEA
HOLTEC
Power (GEA)
Power (HOLTEC)
76
Ecuación de costos GEA y = 86.296.264,91x-1,10 R² = 1,00 (4-1)
Ecuación de costos HOLTEC y = 74.281.386,69x-0,97 R² = 1,00 (4-2)
Tabla 4.12. Estimado Costos de Suministro
ESCENARIOCosto de Suministro Estimado Tamb=30,8°C
2in Hg 3in Hg 4in Hg 5in Hg 6in HgCosto GEA [$] 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
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
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.
397%
199%
113%
63%
28%
0%
-22%-42%
-58%-73%
-86%
y = -1,234ln(x) + 4,971R² = 1
0%
100%
200%
300%
400%
500%
600%
0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55
Prec
io d
el E
quip
o Ae
roco
nden
sado
r
Diferencia Inicial de Temperatura ITD (°C)
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 Tamb=30,8°C
Backpressure (in Hg) 3 4 5 6
Balance del Sistema
Potencia Neta [kW] 340.072 339.483 337.129 334.267Costo Aerocondensador [$] 25.751.010 19.136.829 15.200.873 12.593.934
Variación del backpressure desde 6inHg
Generación Neta Adicional [kW] 5.805 5.216 2.862 0Costo Adicional de suministro [$] 13.157.076 6.542.895 2.606.939 0Generación de potencia $/kW 2.267 1.254 911 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.
79
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 no-
condensables 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.
$ 0
$ 2
$ 4
$ 6
$ 8
$ 10
$ 12
$ 14
$ 16
0 1 2 3 4 5 6 7
Cost
o Ad
icio
nal d
el E
quip
o ($
)
Mill
ones
Generación Neta adicional (MW)
5inHg
4inHg
3inHg
6inHg
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.
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
2.374
1.299
936
0
y = -214,01x3 + 2923,7x2 - 13622x + 22704R² = 1
0
500
1.000
1.500
2.000
2.500
2 3 4 5 6 7
Gen
erac
ión
Adic
iona
l $/k
W
Presión a la salida de la turbina de vapor (inHg)
referencia a la base de 6inHg
obtenía cuando la presión de ingreso a
Se concluye que el costo
de los rangos típicos de generación a partir de 4inHg, por debajo de esta presión no
es recomendable el diseño
generación se incrementan
y los requerimientos mecánic
Figura 4.22. Costo de Suministro y Generación Neta vs. Backpressure
La Figura 4.22 indica
costo de suministro se incrementa en 2,7MM$ y el sistema incrementa su generació
en 2,8MW. Al disminuir la presión
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
ligeramente menor que al pasar de 6inHg a 5inHg
incrementa de 2,7MM$ a 4,1MM$ es decir en casi un 150%. En este punto se
$ 0
$ 2
$ 4
$ 6
$ 8
$ 10
$ 12
$ 14
$ 16
0 1
Cost
o Ad
icio
nal d
el A
eroc
onde
nsad
or Mill
ones
Presión a la salida de la turbina de Vapor (inHg)
referencia a la base de 6inHg este costo es 82% superior al costo por kW que se
obtenía cuando la presión de ingreso al aerocondensador era de 4inHg.
Se concluye que el costo de Generación de potencia $/kW se encuentra dentro
de los rangos típicos de generación a partir de 4inHg, por debajo de esta presión no
diseño del sistema de enfriamiento ya que los costos de
generación se incrementan considerablemente por la condición de vacio del sistema
y los requerimientos mecánicos del sistema de condensación.
. Costo de Suministro y Generación Neta vs. Backpressure
indica como al disminuir el backpressure de 6inHg a 5inHg el
costo de suministro se incrementa en 2,7MM$ y el sistema incrementa su generació
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 generació
que al pasar de 6inHg a 5inHg. El costo de suministro
de 2,7MM$ a 4,1MM$ es decir en casi un 150%. En este punto se
2 3 4 5 6 7
Presión a la salida de la turbina de Vapor (inHg)
81
costo por kW que se
l aerocondensador era de 4inHg.
de Generación de potencia $/kW se encuentra dentro
de los rangos típicos de generación a partir de 4inHg, por debajo de esta presión no
del sistema de enfriamiento ya que los costos de
or la condición de vacio del sistema
. Costo de Suministro y Generación Neta vs. Backpressure
como al disminuir el backpressure de 6inHg a 5inHg el
costo de suministro se incrementa en 2,7MM$ y el sistema incrementa su generación
hasta 4inHg el costo de suministro con respecto a
la presión de 5inHg se incrementa en 4,1MM$ y la generación del sistema se
el rango de generación adicional es
de suministro se
de 2,7MM$ a 4,1MM$ es decir en casi un 150%. En este punto se
Gen
erac
ión
Net
a Ad
icio
nal (
KW)
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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DE SISTEMAS DE ENFRIAMIENTO APLICADO EN PLANTAS DE CICLO
COMBINADO. Caracas, Sartenejas: Informe de Pasantía USB.
Arias, F. G. (2004). El Proyecto de Investigación. Introducción a la metodología
científica. Caracas: Episteme.
Black, & Veatch. (2003). Power Plant Engineering. Boston: Kluwer Academic
Publishers.
GEA Heat Exchangers | GEA Power Cooling Inc. (s.f.). Recuperado el 04 de Octubre
de 2010, de
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 para 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.
87
RAPUN, J. L. (1999). Modelo Matemático del comportamiento de ciclos combinados
de Turbinas de Gas y Vapor. En Tesis Doctoral (pág. 46). Madrid.
Renovetec . (2009). BOP - SISTEMA DE REFRIGERACIÓN PRINCIPAL O MAIN
COOLING WATER (MCW). Recuperado el 06 de Septiembre de 2010, de Ciclos
Combinados:
http://www.cicloscombinados.com/mcw.html#REFRIGERACI%D3N_CON_AEROCO
NDENSADORES.
Rodriguez, J. A. (2008). Introducción a la Termodinámica, con algunas aplicaciones
de ingeniería. Buenos Aires: Universidad Tecnológica Nacional.
Rosas, R. M. (2002). Electrotecnia. Edicions UPC.
The Renewable Energy Institute . (s.f.). Recuperado el 02 de Febrero de 2011, de
http://www.combinedcyclepowerplants.com/
Wylen, V. (2000). Fundamentos de Termodinámica. México: Limusa.
88
ANEXOS
89
ANEXO A: Balances energéticos “Escenario 1”
Temperatura Ambiente=26,3°C
Presión 3, 4, 5 y 6inHg
90
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
91
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
92
PROPIEDAD D
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PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
93
PROPIEDAD D
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PENTECH INGENIE
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C.A.
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PROPIEDAD D
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PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
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PROPIEDAD D
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PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
96
PROPIEDAD D
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PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
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PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
98
ANEXO B: Balances energéticos “Escenario 2”
Temperatura Ambiente=30,8°C
Presión 3, 4, 5 y 6inHg
99
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
100
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
101
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
102
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
103
PROPIEDAD D
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PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
104
PROPIEDAD D
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PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
105
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
106
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
107
ANEXO C: Hoja de Datos Aerocondensador “Caso 1”
Presión a la salida de la turbina 3inHg y Tamb=30,8°C
ATTACHED DOCUMENTS:
REFERENCE DOCUMENTS
Case 1: Backpressure 3inHg & Tamb=30,8°C
0 15/10/11 BA JL JL
Rev. Date By Cheked Leader
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1REVISION
0
ESTE DOCUMENTO CONTIENE INFORMACIÓNPROPIEDAD PRIVADA SU REPRODUCCIÓN TOTALO PARCIAL ESTA PROHIBIDA.
PROJECT:
CICLO COMBINADOCentral Termoeléctrica 385Mw.
TITLE:
ISSUED FOR QUOTATION (IFQ)
Issued
CLIENT DOC.
DATA SHEETAIR COOLER CONDENSER A-019
PENTECH DOC. 000-3300-633-3311-DS-001
1 OF 2
108
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
PENTECH NUMBER: 0000-3300-633-3311-DS-001 Pag. 2 of 2
CLIENT NUMBER Rev. 0
1 Applicable to l Proposal Purchaser As Built2 Plant/Process Unit Name Location3 Equipment Service Quantity of Units4 Purchaser/Agent Manufacturer/Supplier5 Type Model6 Information to be completed by Purchaser o Manufacturer r Manufacturer/Purchaser as Applicable7
8
9 PROCESS INFORMATION FOR AIR COOLER CONDENSER AMBIENT CONDITIONS10 Circulating Vapor Flow t/h Dry Bulb Temperature ºC11 Inlet Vapor Temperature ºC % Relative Humedity ºC12 Outlet Condensed Temperature ºC13 Average Vapor Inlet Pressure(Backpressure) inHg14 Steam Quality % SITE INFORMATION15 Steam Enthalpy kJ/kg Elevation above Sea Level m16 Condensed Outlet Pressure (Design) inHg Design Wind Load Km/h17 Circulating Air Flow (Design) t/h Design Seismic Load %G18 Duty MW19 Inicial Temperature Diference (ITD) ºC20
21
22 TYPE OF DRAFT (Note 3) Induced l Forced FIN INFORMATION23 COOLER INFORMATION Type24 Lengt m Thickness in25 Width m Height m26 Height m Material27 Base Area m2 Freezing Protection28 Length to Bay m Air Circulation Air Flow Control Louvers29 Width to Bay m Wind Walls Two Speed Fan Motors30 Height Supports m31 Height A-Frame m VACUUM EQUIPMENT INFORMATION32 Tube Diameter in Type (Note 1) Ejectors Pumps33 Weight of Supports kg34 Weight of A-Frame kg Operative Range mbar35 FAN INFORMATION Power (If Applies) BHP36 Number of Fans Type of Fluid Used (If Applies)37 Total fan BHP (Driver Output) BHP Fluid Flow (If Applies) kg/s38 Number of Fans/Bay Fluid Pressure (If Applies) mbar39 Weight of Fans kg40
41
42 Nozzles43 Number44 Nominal Diameter (in)45 Rating46 Allowable corrosion (in)47
48
49
50 Tube Bundle (Note 3) Headers Tubes-Length51 Size (Note 3) Type Material52 No/Bay (Note 3) Materials ASTM53 Arrangement (Note 3) Passes O.D./Min. Thk54 (Note 3) Plug Design Tubes / Bundle55 (Note 3) Gasket Material Tubes Pitch56 Bundle Frame (Note 3) Corrosion Allow Fin type57 Miscellaneus (Note 3) Inlet Nozzle(s) Fin Material58 Structure (Note 3) Outlet Nozzle (s) Fin O.D.59 Surface Preparation (Note 3) Nozzle Rating / Type Fin Thickness61
62
63
64 Model (Note 3) Type Type65 No/Bay (Note 3) No/Bay No/Bay66 HP/Fan (Note 3) HP/Driver Model67 Fan Dia/RPM (Note 3) Speed RPM HP Rating68 No.Blades (Note 3) Enclosure Drive ratio69 Pitch: Adj or Auto (Note 3) Volt/Ph/Cycles Manufacture70 Blade/ Hub Material (Note 3) Manufacturer Coupling Model71 Vibration Switch(es) (Note 3) Louvers Control Failure61
72
73 1. Confirmed by Vendor74 2. This is a typica value, It should be confirmed by vendor75 3. Vendor shal complete this data sheet and confirm or modify the design shown in it in order to offer the 76 thermal and mechanical guarantee77 4. Materials of construction and mechanica equipment information to be supplied/complete/confirmed by vendor.78
DESIGN & OPERATING DATA
CICLO COMBINADOCENTRAL TERMOELECTRICA 385MW
AIR COOLER CONDENSER A-019Central Termoeléctrica
463,8 30,8
Condenser One (1)
46,12 65
A Frame
46,1231
2584,42 29313,6 (Note 1) 12,25
110.244 (Note 1)309
15,32
GENERAL DETAILS
By VendorBy Vendor
By Vendor By Vendor
By Vendor
By Vendor By VendorBy VendorBy VendorBy VendorBy Vendor
By VendorBy Vendor
By VendorBy VendorBy Vendor
By VendorBy VendorBy VendorBy Vendor By Vendor
DESIGN-MATERIALS-CONSTRUCTIONTEST PRESSUREDESIGN PRESSURE
NOZZLESHot Water Inlet Cold Water Outlet
(Note 1) (Note 1)(Note 1) (Note 1)
NOTES
By Vendor
By VendorBy Vendor
Bundles in parallelBays in Parallel
(Note 1) (Note 1)(Note 1) (Note 1)
FAN DRIVER
(Note 3)(Note 3)(Note 3)(Note 3)(Note 3)(Note 3)
(Note 3)
(Note 3)
DESIGN TEMPERATURE
(Note 3)(Note 3)
(Note 3)(Note 3)(Note 3)(Note 3)
MECHANICAL EQUIPMENTSPEED REDUCER
(Note 3)(Note 3)(Note 3)(Note 3)(Note 3)
(Note 3)(Note 3)
(Note 3)
(Note 3)(Note 3)(Note 3)
(Note 3)(Note 3)
(Note 3)(Note 3)
460/3/60
(Note 3)(Note 3)(Note 3)(Note 3)(Note 3)(Note 3)
109
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
110
ANEXO D: Hoja de Datos Aerocondensador “Caso 2”
Presión a la salida de la turbina 5inHg y Tamb=30,8°C
ATTACHED DOCUMENTS:
REFERENCE DOCUMENTS
Case 1: Backpressure 5inHg & Tamb=30,8°C
0 15/10/11 BA JL JL
Rev. Date By Cheked Leader
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0
ESTE DOCUMENTO CONTIENE INFORMACIÓNPROPIEDAD PRIVADA SU REPRODUCCIÓN TOTALO PARCIAL ESTA PROHIBIDA.
PROJECT:
CICLO COMBINADOCentral Termoeléctrica 385Mw.
TITLE:
ISSUED FOR QUOTATION (IFQ)
Issued
CLIENT DOC.
DATA SHEETAIR COOLER CONDENSER A-020
PENTECH DOC. 000-3300-633-3311-DS-001
1 OF 2
111
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
PENTECH NUMBER: 0000-3300-633-3311-DS-001 Pag. 2 of 2
CLIENT NUMBER Rev. 0
1 Applicable to l Proposal Purchaser As Built2 Plant/Process Unit Name Location3 Equipment Service Quantity of Units4 Purchaser/Agent Manufacturer/Supplier5 Type Model6 Information to be completed by Purchaser o Manufacturer r Manufacturer/Purchaser as Applicable7
8
9 PROCESS INFORMATION FOR AIR COOLER CONDENSER AMBIENT CONDITIONS10 Circulating Vapor Flow t/h Dry Bulb Temperature ºC11 Inlet Vapor Temperature ºC % Relative Humedity ºC12 Outlet Condensed Temperature ºC13 Average Vapor Inlet Pressure(Backpressure) inHg14 Steam Quality % SITE INFORMATION15 Steam Enthalpy kJ/kg Elevation above Sea Level m16 Condensed Outlet Pressure (Design) inHg Design Wind Load Km/h17 Circulating Air Flow (Design) t/h Design Seismic Load %G18 Duty MW19 Inicial Temperature Diference (ITD) ºC20
21
22 TYPE OF DRAFT (Note 3) Induced l Forced FIN INFORMATION23 COOLER INFORMATION Type24 Lengt m Thickness in25 Width m Height m26 Height m Material27 Base Area m2 Freezing Protection28 Length to Bay m Air Circulation Air Flow Control Louvers29 Width to Bay m Wind Walls Two Speed Fan Motors30 Height Supports m31 Height A-Frame m VACUUM EQUIPMENT INFORMATION32 Tube Diameter in Type (Note 1) Ejectors Pumps33 Weight of Supports kg34 Weight of A-Frame kg Operative Range mbar35 FAN INFORMATION Power (If Applies) BHP36 Number of Fans Type of Fluid Used (If Applies)37 Total fan BHP (Driver Output) BHP Fluid Flow (If Applies) kg/s38 Number of Fans/Bay Fluid Pressure (If Applies) mbar39 Weight of Fans kg40
41
42 Nozzles43 Number44 Nominal Diameter (in)45 Rating46 Allowable corrosion (in)47
48
49
50 Tube Bundle (Note 3) Headers Tubes-Length51 Size (Note 3) Type Material52 No/Bay (Note 3) Materials ASTM53 Arrangement (Note 3) Passes O.D./Min. Thk54 (Note 3) Plug Design Tubes / Bundle55 (Note 3) Gasket Material Tubes Pitch56 Bundle Frame (Note 3) Corrosion Allow Fin type57 Miscellaneus (Note 3) Inlet Nozzle(s) Fin Material58 Structure (Note 3) Outlet Nozzle (s) Fin O.D.59 Surface Preparation (Note 3) Nozzle Rating / Type Fin Thickness61
62
63
64 Model (Note 3) Type Type65 No/Bay (Note 3) No/Bay No/Bay66 HP/Fan (Note 3) HP/Driver Model67 Fan Dia/RPM (Note 3) Speed RPM HP Rating68 No.Blades (Note 3) Enclosure Drive ratio69 Pitch: Adj or Auto (Note 3) Volt/Ph/Cycles Manufacture70 Blade/ Hub Material (Note 3) Manufacturer Coupling Model71 Vibration Switch(es) (Note 3) Louvers Control Failure61
72
73 1. Confirmed by Vendor74 2. This is a typica value, It should be confirmed by vendor75 3. Vendor shal complete this data sheet and confirm or modify the design shown in it in order to offer the 76 thermal and mechanical guarantee77 4. Materials of construction and mechanica equipment information to be supplied/complete/confirmed by vendor.78
DESIGN & OPERATING DATA
CICLO COMBINADOCENTRAL TERMOELECTRICA 385MW
AIR COOLER CONDENSER A-020Central Termoeléctrica
463,8 30,8
Condenser One (1)
56,5 65
A Frame
56,551
2603,7 29315,59 (Note 1) 12,2564.957 (Note 1)
30625,7
GENERAL DETAILS
By VendorBy Vendor
By Vendor By Vendor
By Vendor
By Vendor By VendorBy VendorBy VendorBy VendorBy Vendor
By VendorBy Vendor
By VendorBy VendorBy Vendor
By VendorBy VendorBy VendorBy Vendor By Vendor
DESIGN-MATERIALS-CONSTRUCTIONTEST PRESSUREDESIGN PRESSURE
NOZZLESHot Water Inlet Cold Water Outlet
(Note 1) (Note 1)(Note 1) (Note 1)
NOTES
By Vendor
By VendorBy Vendor
Bundles in parallelBays in Parallel
(Note 1) (Note 1)(Note 1) (Note 1)
FAN DRIVER
(Note 3)(Note 3)(Note 3)(Note 3)(Note 3)(Note 3)
(Note 3)
(Note 3)
DESIGN TEMPERATURE
(Note 3)(Note 3)
(Note 3)(Note 3)(Note 3)(Note 3)
MECHANICAL EQUIPMENTSPEED REDUCER
(Note 3)(Note 3)(Note 3)(Note 3)(Note 3)
(Note 3)(Note 3)
(Note 3)
(Note 3)(Note 3)(Note 3)
(Note 3)(Note 3)
(Note 3)(Note 3)
460/3/60
(Note 3)(Note 3)(Note 3)(Note 3)(Note 3)(Note 3)
112
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
113
ANEXO E: Propuesta Técnico-Económica GEA “Caso 1”
Backpressure 3inHg y Tamb=30,8°C
114
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
115
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
116
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
117
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
118
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
119
ANEXO F: Propuesta Técnico-Económica GEA “Caso 2”
Backpressure 3inHg y Tamb=30,8°C”
GEA Power Cooling, Inc. 143 Union Blvd, Suite 400
Lakewood, CO 80228
Telephone: (303) 987-0123
Facsimile: (303) 987-0101
Date: 3665
Company:
Project:
Contact:
Phone No.:Email:
53.2 m x 73.6 m
25.1 m
37.4 m
250 hp
$
ALL DRY AIR COOLED CONDENSERBudgetary Information
No. of Fan Modules/Bay
Fan Diameter
Condenser Preliminary Design
11/4/2010
30.8 °C
Ref. No.:
Turbine Exhaust Pressure
Inlet Air Temperature
No. of Bays
Pentech
385 MW CCPP
Miguel Valdivielso
Condenser Design Requirements
6.2 mMain Steam Duct Diameter
3310 kW
3630 kW
5
11 m (36 ft)
Height to Top of Steam Distribution Duct
Fan Shaft Power
Plot Area (W x L)
Fan Deck Height
Turbine Exhaust Steam Flow 463.8 t/hr
65 mbar
0.169 bar(A)
Barometric Pressure
2603.1 kJ/kg
Budget Price
Note: The budget price is based on all material and equipment delivered (DDU) to site.
Remarks
14,800,000
Motor Rating
4
Turbine Exhaust Steam Enthalpy
Budget Information
Total Motor Input Power
120
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
Project:
Location:
Type:
Model:
x Number of Streets:
19
x 14.8
10
400
11.45
2.22
°
Sheet
19
10
No. Tubes per Bundle 39
Length, m : K /D 11.45
Bundle Slope: STRUCTURE
Width, m : K /D 2.2197 Material: CS
Corrosion Allowance, mm 1 Type:
Material:
No. K-bundles: 232 Length Main Duct, m 30
No. D-bundles: 32 Condensate Header OD, mm
Corrugated
Length, mm
0.25
20 1
2.3
Thickness, mm
CS
Type: AC Induction motor Type:
AIR MOVING SYSTEM
FAN MOTOR SPEED REDUCER
Diameter, ft 36
2.13Fan Bell Height, m
190
1800
37.0
1 220
AIR COOLED CONDENSER DATA SHEET Proposal Ref. No. 3665
385 MW CCPP November 4, 2010
Fin Pitch, mm
Surface Preparation: GALVANIZED
Parallel shaft gear
1 of
2.0
Contact: SPDT
Wall Thickness, mm
Tube Bundle Pressure Drop, bar
Fan Shaft Power, kW 165.3
LATERLATER
Blade Material: FRP
Manufacturer: LATER Enclosure: TEFC
Speed / Winding: One Speed / One Winding
No. Blades / Fan 8 Nameplate Power 250 hp Service Factor:
RPM 110 RPM Ratio:
Aluminum
Height, mm
(equiv.) FIN
Dimensions W x L, m 13.3 Test Pressure, barg 0.35
TUBE BUNDLE STEAM DUCTS Tube Pitch, mm
1.5
57
No. Tube Rows: 1 Branch to Row OD, m 3.1
Total No. of bundles: 264 Main Duct, m Length, m : Primary / Secondary6.2
-
DESIGN AND MATERIALS OF CONSTRUCTION
No. of K-cells:
219
12 Design Pressure, barg 0.50
No. of D-cells.: 8 Design Temperature, °C 121
Material : CS
Dimensions (Dmax / Dmin), mm
Static Pressure, PA (K/D) 133.3 133.4 Inlet Dry Bulb Temperature, °C 48.21
Air Flow per Fan, m³/s (K/D) 782.5 781.9 Outlet Temperature, °C 30.80
Condensate Flow, t/hr 0.0 463.8 Steam Quality, kg/kg 1.00
Steam Flow, t/hr 463.8 0.0 Suction Pressure, bara
Temperature, °C 56.5 55.4 0.0073
Inlet Outlet
PERFORMANCE DATA – TUBE SIDETurbine Exhaust Flow, t/hr 463.80 Turbine Back Pressure, bara 0.1693
Steam Header Pressure Drop, bar 0.0003
Turbine Exhaust Enthalpy, kJ/kg 2603.1 0.0011
Transfer Rate, W/m2-°K
385 MW CCPP Service: Air Cooled Condenser
Customer:
Number of Cells: 20 Plot Size, W x L, m 4
Pentech
53.2
14.7
30.2
A-Frame Heat Exchanged MW 305.6 LMTD °C
Single Row, Aluminum Fin
Tube
Eff. Surface Area, m² 689,912
73.9
Main Steam Duct Pressure Drop, bar
0.1606
PERFORMANCE DATA – AIR SIDETotal Air Mass Flow, kg/s 17,507 Barometric Pressure, mbar 976.81
CELL DESIGN TUBE
Face Velocity, m/s (K/D) 2.67 2.67 Minimum Inlet Dry Bulb Temperature, °C
ACC HEIGHT
8.9
Total ACC Height, m 37.4
Material:
Windwall Height, m
Metrix 5550-011-11
Rev.Attachment A
Model: LATER
Vibration Switch:
Volts / Phase / Hertz 480 / 3 / 60 Manufacturer: LATER
NOTES:
Model: Frame:
GEA Power Cooling, Inc.143 Union Blvd, Suite 400Lakewood, CO 80228Telephone: (303) 987-0123Facsimile: (303) 987-0101
121
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
20
°C
25
°C
30
°C
35
°C
40
°C
0.0
5
0.0
7
0.0
9
0.1
1
0.1
3
0.1
5
0.1
7
0.1
9
0.2
1
0.2
3
0.2
5
95
14
51
95
24
52
95
34
53
95
44
54
95
54
55
95
Exhaust Steam Pressure, bar(A)
Dry
Sat
ura
ted
Exh
aust
Ste
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Pro
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mb
er:
122
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
123
ANEXO G: Propuestas económicas HOLTEC “Casos 1 y 2”
-
A GLOBAL LEADER IN POWER GENERATION TECHNOLOGIES
BUDGETARY PROPOSAL FOR:
I N T E R N A T I O N A L
H O L T E CI N T E R N A T I O N A L
H O L T E CH O L T E C
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
HOLTEC INTERNATIONAL AIR COOLED SYSTEMS DIVISION
PENTECH
385MW CCPP 10-Nov-10
Tel: 619-488-9150
Table of Contents
BUDGETARY PRICING ........................................................................................................................................................................2
PAYMENT TERMS.................................................................................................................................................................................3
CANCELLATION CHARGES ...............................................................................................................................................................3
WARRANTY ............................................................................................................................................................................................3
TERMS AND CONDITIONS..................................................................................................................................................................3
BUDGETARY SCOPE OF SUPPLY....................................................................................................................................................4
HOLTEC ACC DATASHEET (5 IN HGA DESIGN)...........................................................................................................................5
HOLTEC ACC DATASHEET (3 IN HGA DESIGN)...........................................................................................................................6
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
HOLTEC INTERNATIONAL AIR COOLED SYSTEMS DIVISION
PENTECH
385MW CCPP 10-Nov-10
Tel: 619-488-9150 2
Budgetary Pricing12
The material supply price for one (1) Air Cooled Condenser System (ACC) 5”: $15,600,000 USD The material supply price for one (1) Air Cooled Condenser System (ACC) 3”: $25,600,000 USD
Materials Options: Item No.
Description Quantity Unit Price Amount
1 OPTION 1 – Spare Parts Package (two-years) 1 $70,000 USD $70,000 USD
Services: Item No.
Description Quantity Unit Price Amount
1 Engineering Lot Included
2 Technical Field Assistance (TFA) TBD $8,000 / week TBD
Base ACC Price – 5” Design
Base ACC Price – 3” Design
$15,600,000 USD
$25,600,000 USD
Exercised Options Sub-Total TBD
Freight FOB3 Included
TOTAL – 5” Design
TOTAL – 3” Design
$15,600,000 USD
$25,600,000 USD
1 Pricing does not include any customs duties, federal or state sales tax, use tax, or any other taxes in countries of origin and destination 2 Pricing is valid for 90 days unless stated otherwise 3 Ports of Export
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
HOLTEC INTERNATIONAL AIR COOLED SYSTEMS DIVISION
PENTECH
385MW CCPP 10-Nov-10
Tel: 619-488-9150 3
Payment Terms 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
Cancellation Charges In the event that the contract is cancelled, the following are Holtec’s standard cancellation charges4:
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
Cancellation @ 90% due if cancelled between CAD+300 days and CAD+360 days
Cancellation @ 100% due if cancelled after CAD+360 days
Warranty Twelve (12) months from initial operation or twenty-four (24) months from final material delivery, whichever occurs first
Terms and Conditions As the project moves forward and a firm proposal is required and submitted, Holtec is willing to negotiate mutually acceptable terms and conditions.
4 Based on total Purchase Order Value
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
HOLTEC INTERNATIONAL AIR COOLED SYSTEMS DIVISION
PENTECH
385MW CCPP 10-Nov-10
Tel: 619-488-9150 4
Budgetary Scope of Supply Yes No
Expansion joint @ turbine exhaust (standard elastomeric)
Steam ducting from turbine exhaust to ACC periphery (66 feet), including bypass connections, supports, drain pot, and drain pot pumps
Steam duct bypass spargers, spray curtains, or desuperheating equipment
Steam duct risers and manifolds, including expansion joints
HI-MAX™ fin tube bundles, including bundle lifting beam
Steel support structure (primer painted) including A-frame bundle support 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 supports
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 support 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
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)
Vacuum flash tank
Row isolation valves
PROPIEDAD D
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PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
HOLTEC INTERNATIONAL AIR COOLED SYSTEMS DIVISION
PENTECH
385MW CCPP 10-Nov-10
Tel: 619-488-9150 5
Holtec ACC Datasheet (5 in HgA design)
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
HOLTEC INTERNATIONAL AIR COOLED SYSTEMS DIVISION
PENTECH
385MW CCPP 10-Nov-10
Tel: 619-488-9150 6
Holtec ACC Datasheet (3 in HgA design)
PROPIEDAD D
E
PENTECH INGENIE
ROS 05
C.A.
131
ANEXO H: Cartilla de Selección de Parámetros del Aerocondensador
CA
RT
ILL
A D
E S
EL
EC
CIÓ
N
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
31 °C
32 °C
33 °C
34 °C
35 °C
36 °C
37 °C
2,0
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2,4
2,6
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5,4
5,6
5,8
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6,0
8,0
10,0
12,0
14,0
16,0
18,0
20,0
22,0
24,0
26,0
28,0
30,0
32,0
34,0
36,0
38,0
40,0
42,0
Presión a la Salida de la turbina (in Hg)
Dife
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19 °C
20 °C
21 °C
22 °C
23 °C
24 °C
25 °C
26 °C
26,3
°C
27 °C
28 °C
29 °C
30 °C
30,8
°C
31 °C
32 °C
33 °C
34 °C
35 °C
36 °C
37 °C
132
CA
RT
ILL
A D
E S
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CIÓ
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DA
18 °C
19 °C
20 °C
21 °C22 °C
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24 °C
25 °C
26 °C
27 °C
28 °C
29 °C
30 °C
31 °C
32 °C
33 °C
34 °C
35 °C
36 °C
37 °C
2,0
2,2
2,4
2,6
2,8
3,0
3,2
3,4
3,6
3,8
4,0
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,027
,528
,028
,529
,029
,530
,0
Presión a la Salida de la turbina (in Hg)
Dife
renc
ia In
icia
l de
Tem
pera
tura
ITD
=Tco
nd-T
BS (°
C)
Tem
pera
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de
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eso
del A
ire T
BS
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
MIEMBROS DEL JURADO: LUIS ROJAS, ANTONIO VIDAL
PALABRAS CLAVES: AEROCONDENSADOR, SISTEMA DE ENFRIAMIENTO, CENTRALES DE GENERACIÓN A VAPOR, CICLOS COMBINADOS
SOBRESALIENTE GRADUADO CON HONORES
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 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.
X
