T E S I Stesis.ipn.mx/jspui/bitstream/123456789/3974/1/ANALISISENERGETICO.… · 4.1.- Comparación...

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INSTITUTO POLITÉCNICO NACIONAL

ESCUELA SUPERIOR DE INGENIERÍA MECÁNICA Y ELÉCTRICA

UNIDAD ZACATENCO

SECCIÓN DE ESTUDIO DE POSTGRADO E INVESTIGACIÓN

“ANÁLISIS ENERGÉTICO Y EXERGÉTICO DEL CONDENSADOR PRINCIPAL DE UN CICLO HÍBRIDO DE 550 MW”

T E S I S

PARA OBTENER EL GRADO DE

MAESTRO EN CIENCIAS EN INGENIERÍA MECÁNICA ESPECIALIDAD EN ENERGÉTICA

PRESENTA ING. MANUEL PÉREZ TOPETE

DIRECTOR DE TESIS DR. PEDRO QUINTO DIEZ

MÉXICO, D.F., NOVIEMBRE DE 2008.

2

ACTA DE REVISIÓN DE TESIS

3

CARTA DE CESIÓN DE DERECHOS

4

DEDICATORIA

A MI ESPOSA:

A MIS HIJAS LETY Y LIZ:

A MI PADRE Y MADRE:

A MIS HERMANOS:

5

AGRADECIMIENTOS

Especialmente al Dr. Pedro Quinto Diez por la disposición, confianza, apoyo y ayuda proporcionada en el desarrollo del tema. Al Ing. Fructuoso Patiño Rafael y al personal de la Central Termoeléctrica Valle de México por todas las facilidades prestadas para la realización de la tesis. A los miembros de la Comisión Revisora (Dr. Florencio Sánchez Silva, Dr. José Alfredo Jiménez Bernal, Dr. Georgiy Polupan, M. en C. Juan Abugaber Francis, Dra. Claudia del Carmen Gutiérrez Torres) por sus comentarios y sugerencias para mejorar este trabajo.

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ÍNDICE

RESUMEN I

ABSTRACT II

NOMENCLATURA III

RELACIÓN DE FIGURAS IV

RELACIÓN DE TABLAS V

INTRODUCCIÓN VI CAPITULO I MARCO TEÓRICO DEL ANÁLISIS TÉRMICO DE VOLÚMENES DE CONTROL 19 1.1.- Análisis Térmico de Volúmenes de Control. 19 1.1.1.- Balance de Energía en Estado Permanente. 22 1.1.2.- Balance de Entropía en Estado Permanente. 23 1.1.3.- Balance de Exergía en Estado Permanente. 24 1.1.4.- Eficiencias de Primera y Segunda Ley de la Termodinámica. 26

CAPITULO II

DESCRIPCIÓN DEL CICLO HÍBRIDO DE POTENCIA 29 2.1.- Descripción de la Planta Termoeléctrica. 29 2.1.1.- Descripción del Ciclo de potencia. 30 2.1.2.- Descripción de la Torre de Enfriamiento. 40 2.1.3.- Descripción de las Bombas de Agua de Circulación. 41 2.1.4.- Descripción del Enfriamiento de Auxiliares. 42

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2.2.- Condensador Principal. 42 2.2.1.- Descripción del Condensador Principal. 43 2.2.2.- Sistema de Limpieza Mecánica de los Tubos. 44

CAPITULO III APLICACIÓN DEL ANÁLISIS TÉRMICO AL CONDENSADOR PRIN CIPAL 47 3.1.- Análisis Energético. 49 3.2.- Análisis Exergético. 52 3.3.- Eficiencia Energética. 55 3.4.- Eficiencia Exergética. 56 3.5.- Herramientas de Cálculo del Análisis Térmico. 57

CAPITULO IV

COMPARACIÓN Y ANÁLISIS DE RESULTADOS 59 4.1.- Comparación del Análisis Energético 59 4.2.- Comparación del Análisis Exergético 68 CONCLUSIONES 76 RECOMENDACIONES 78 REFERENCIAS 80 APÉNDICES 82

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RESUMEN

Se realizó un análisis Energético-Exergético del condensador principal del ciclo híbrido

de potencia de 550 MW, de la Central Termoeléctrica Valle de México.

Aplicando el análisis Exergético se determinaron las corrientes de flujos de Energía y

Exergía asociadas a los flujos de masa, y de calor involucradas en el condensador de la

planta estudiado.

Por medio de la comparación Energética-Exergética entre las condiciones de diseño y

un estado de operación, aplicando la norma ASME PTC 6, al 100 % de carga, se

detectaron las diferentes corrientes que están impactando en la eficiencia del

condensador principal, que afecta la eficiencia del ciclo de potencia. Como

consecuencia, se obtuvieron elementos técnicos para recomendar acciones correctivas

a la operación del condensador y así lograr la mejor producción de potencia mecánica,

evitando el derroche de recursos energéticos.

Los resultados del análisis revelan que la superficie del condensador es insuficiente en

un 27% para poder cumplir con la condensación requerida por el ciclo de potencia, ya

que su coeficiente global de transferencia de calor es casi la mitad del de diseño. La

eficiencia térmica de operación es menor en 30% que el de diseño y su eficiencia

energética es menor en 2.19% que la calculada a las condiciones de diseño.

Así mismo, las desviaciones principales en la operación del condensador obedecen a la

mayor carga térmica con que está operando, en comparación con su diseño y al menor

flujo de agua de enfriamiento que se está suministrando.

Se hacen las sugerencias técnicas correspondientes para mejorar la operación del

condensador.

9

I

ABSTRACT

In this work an Energetic-Exergetic analysis of the Power Plant is presented, a Particular

case is analyzed (550 MW Hybrid cycle of the Valle de Mexico CFE Power plant),

focusing in the low presión turbine surface condenser.

In the development appears the concept of Exergy, as a method, that combines Exergy

with the conventional concepts of engineering to evaluate and optimize the design and

operation of power systems; As well as Exergy concept, like the union of the First and

Second Law of the Thermodynamics, represent the maximum obtainable work from the

combination of the system and environment.

Energy and Exergy were obtained in the principal currents of turbine surface condenser,

as a first part an Energetic analysis of the main stream in the equipment was obtained,

by Using data of the thermal balance design and a Performance Test at 100% of load

(ASME PTC 6).

The second part consisted of determining the Exergetic analysis of the same currents.

At end of the Energetic-Exergetic analysis, the information were analyzed comparatively

and it was possible to identify the causes and to calculate the magnitude of the required

expenses of releasing to the heat of the cycle power of steam to the atmosphere. In

addition, it was possible to detect of losses and opportunities of power saving appear.

The results of the analysis reveal a detection of losses by the dysfunction in the surface

condenser, with an decrement in their Energetic and Exergetic efficiency.

Nevertheless, the turbine surface condenser presents an improvement in its operation,

mainly in the total heat duty per hour respectively and the while in its circulation water

Pumps (low cooling water flow) presents a disfunción.

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II NOMENCLATURA

GWH = Giga-watts-hora. CFE = Comisión Federal de Electricidad. PIE’S = Productores Independientes de Energía Eléctrica. L y F = Luz y Fuerza del Centro

A Área (cm²)

Cp. Calor específico a presión constante (kJ/kgK)

Cv Calor específico a volumen constante (kJ/kgK)

CTU Consumo Térmico Unitario (kJ/kwh)

F Flujo (ft3/min)

H Entalpia (kJ/kg)

S Entropia (kJ/k)

ŋ Eficiência (%)

Transferencia de entropía por unidad de tiempo, asociado al flujo de calor.

y = Transferencia de entropía por unidad de tiempo hacia o desde el

volumen de control que acompaña a los flujos de materia.

= Generación de entropía por unidad de tiempo, con origen en las irreversibilidades dentro del volumen de control.

= Velocidad de transferencia de calor a través de una parte de la frontera donde la temperatura instantánea es Tj.

= Transferencia de Exergía asociada.

= Velocidad de intercambio de Energía por trabajo excluyendo al trabajo de flujo.

= Transferencia de Exergía por unidad de tiempo que acompaña al flujo de

Masa y al trabajo de flujo en la entrada e.

= Transferencia de Exergía por unidad de tiempo que acompaña al flujo de Masa y al trabajo de flujo en la salida s.

11

= Destrucción de Exergía por unidad de tiempo a causa de las Irreversibilidades internas del volumen de control.

III

12

RELACIÓN DE FIGURAS

Figura 1. Producción Mundial de Energía Eléctrica (año 2007).

Figura 2. Producción de Energía Eléctrica en México (año 2007).

Figura 3. Distribución del Consumo de Energía Eléctrica en el Área de Control

Central de México durante los años 2005 a 2007.

Figura 1.1 Volumen de Control

Figura 1.2 Central Termoeléctrica Valle de México.

Figura 1.3 Esquema de una Central Básica de Generación de Potencia.

Figura 2.1 Diagrama de Flujo del Ciclo Híbrido formado por las unidades 4, 5,6 y 7.

Figura 2.2 Diagrama Simplificado del Proceso de Generación Ciclo Híbrido formado

por las unidades 4, 5, 6 y 7.

Figura 2.3 Balance Térmico de diseño al 100 % del Ciclo Híbrido.

Figura 2.4 Esquema del Sistema de Enfriamiento de la Unidad 4.

Figura 2.5 Esquema del Sistema de Repuesto de Condensado de la Unidad 4.

Figura 2.6 Esquema del Sistema de Vapor de Sellos de la Unidad 4.

Figura 2.7 Esquema del Sistema de Vapor Principal de la Unidad 4.

Figura 2.8 Esquema del Sistema de Extracciones, Drenes y Venteos de la Unidad 4.

Figura 2.9 Esquema del Sistema de Eyectores de la Unidad 4.

Figura 2.10 Esquema de una Torre de Enfriamiento.

Figura 2.11 Esquema de un Condensador de Superficie.

13

Figura 2.12 Diagrama de Flujo del Sistema de Limpieza Mecánica de Tubos.

Figura 2.13 Componentes del Sistema de Limpieza Mecánica de Tubos.

Figura 3.1 Metodología de Cálculo del Análisis Energético-Exergético.

Figura 3.2 Esquema del Condensador principal de la Unidad 4.

Figura 4.1 Curva de expansión de la turbina de vapor.

Figura 4.2 Variaciones de las Temperaturas del Agua de Enfriamiento a las condiciones de operación y de diseño en función de la superficie de intercambio de calor.

Figura 4.3 Variaciones de eficiencia Exergética con la temperatura del medio ambiente, a las Temperaturas del Agua de Enfriamiento de operación y de diseño.

Figura 4.4 Variaciones de la eficiencia Exergética con la temperatura del medio ambiente, a diferentes Temperaturas del Agua de Enfriamiento y diferentes To.

Figura 4.5 Variaciones de la Exergía Destruida con el Flujo Másico de Vapor a las temperaturas del Agua de Enfriamiento de operación y de diseño, para una To= 25°C

IV

14

RELACIÓN DE TABLAS Tabla 1.1. Formas de Exergía Tabla 3.1 Identificación de las corrientes Tabla 3.2 Datos de diseño del condensador principal Tabla 4.1 Propiedades de las corrientes a las condiciones de operación al 100% de carga Tabla 4.2 Propiedades de las corrientes a la condiciones de diseño al 100%, de

carga Tabla 4.3 Resultados del análisis Energético a las condiciones de operación al 100%

de carga Tabla 4.4 Resultados del análisis Energético a las condiciones de diseño al 100% de

carga. Tabla 4.5 Comparación del análisis Energético Operación Vs Diseño al 100% de

carga. Tabla 4.6 Resultados del cálculo del coeficiente global de transferencia de calor

operación al 100% de carga. Tabla 4.7 Resultados del cálculo del coeficiente global de transferencia de calor

diseño al 100% de carga. Tabla 4.8 Comparación del coeficiente global de transferencia de calor Operación Vs

Diseño al 100% de carga. Tabla 4.9 Condiciones ambientes Tabla 4.10 Resultados del análisis Exergético a las condiciones de operación al 100%

de carga. Tabla 4.11 Resultados del análisis Exergético a las condiciones de diseño al 100% de

carga. Tabla 4.12 Comparación del análisis Exergético Operación Vs Diseño al 100% de

carga.

V

15

INTRODUCCIÓN

El mercado mundial de la Energía eléctrica tuvo un crecimiento del 3.65 % en el año

2007, en relación al año 2006, como se observa en la Figura 1 .

Figura 1 . Producción Mundial de Energía Eléctrica (año 2007).

México tuvo un crecimiento en su consumo de energía eléctrica del 7.15 % en el año

2007, en relación al año 2006, con una segmentación de productores como se

muestra en las Figuras 2 Y 3 .

Figura 2. Producción de Energía Eléctrica en México (año 2007).

VI

16

Figura 3. Distribución del Consumo de Energía eléctrica en el Área de Control Central

de México durante los años 2005 a 2007.

VII

17

Aproximadamente el 71% de la generación eléctrica de México se obtiene de las centrales termoeléctricas convencionales y de ciclo combinado. El resto lo cubren las centrales hidroeléctricas (17%), geotermoeléctricas (4.6%), nucleoeléctricas (6.5%), eoloeléctricas (0.15%) y combustión interna (0.75%), según fuente del Centro Nacional de Control de Energía de la C.F.E para el año 2007 . Esto representa una constante preocupación en el sector energético por mantener su parque termoeléctrico en condiciones óptimas de eficiencia y funcionalidad. Anteriormente, el criterio para diseñar las plantas de potencia y sus sistemas auxiliares (como es el sistema de enfriamiento), estaba basado en lograr la mayor producción de energía eléctrica posible y el mayor grado de confiabilidad, dejando en segundo término la protección al ambiente, el ahorro de recursos no renovables y la eficiencia en la producción. Actualmente se reconoce que existen oportunidades de ahorro y optimización energética en las plantas de potencia. Más aún, la conciencia de que los recursos energéticos son limitados y la exigencia de leyes ecológicas, han provocado que la generación de energía eléctrica se realice buscando el mejor aprovechamiento de la energía consumida y con el mínimo impacto ambiental posible. Las preguntas que surgen en este momento son: ¿Dónde y Cómo ocurren las mayores pérdidas de energía? y ¿Cuánto cuesta la ineficiencia en determinados equipos?. La primer pregunta se responde a través del análisis exergético, ya que representa una opción para lograr este fin y surge de la unión de la Primera y de la Segunda Ley de la Termodinámica. A través de los balances de masa y exergía es posible identificar los equipos donde se producen las irreversibilidades y corrientes exergéticas desechadas al ambiente; en otras palabras las pérdidas de eficiencia y los altos consumos exergéticos. La segunda pregunta se responde con la aplicación de la termo- economía, como una disciplina de la termodinámica y la economía, a su vez de la sub-disciplina llamada exergo-economía, (término introducido en los 90’s), que es un procedimiento que integra el método de exergía con balances económicos y permite cuantificar los costos económicos de operación en cada sub-sistema de una planta. La aplicación del análisis energético-exergético hacia el condensador principal de la planta híbrida de potencia (La unidad 4 de la Central Termoeléctrica Valle de México), se justifica en primer término porque esta unidad aportó durante el año 2007 el 2.15 % de la generación nacional, que representó el 10 % de la generación requerida durante el mismo periodo en al área de control central . Por otro lado, el condensador principal de dicha unidad es uno de los equipos más importantes de la planta y cualquier detección de pérdidas energéticas o mejora en su eficiencia, se traduce en un mejor aprovechamiento de la potencia en la turbina de vapor, al mantener la presión de vació en el condensador en su valor de diseño; de lo contrario, las ineficiencias en este sistema provocan que el vapor no se logre expandir en la turbina adecuadamente, provocando que la Central requiera de más combustible para lograr la potencia demanda por el sistema eléctrico.

VIII

18

En este trabajo se realiza un análisis energético-exergético del condensador principal del ciclo híbrido de potencia de 550 MW., de la Central Termoeléctrica Valle de México con el objeto de identificar los posibles ahorros energéticos que se pueden obtener por la mejor operación del condensador principal, lo cual se detecta por la comparación de sus condiciones de operación actuales respecto a las de diseño al 100 % de carga y así recomendar modificaciones operacionales, técnicas y económicas viables que permitan mejorar su operación. El desarrollo de este trabajo se presenta en 4 capítulos con las conclusiones y recomendaciones que permiten describir a detalle los conceptos y fundamentos del desarrollo del análisis energético -exergético, aplicados al condensador. El resumen del contenido de cada capítulo se describe a continuación. En el capítulo 1, “Marco Teórico del Análisis Térmico de Volúmenes de Control”, se describe el marco teórico del análisis térmico de los volúmenes de control operando en estado permanente, para aplicarse posteriormente al análisis del condensador principal del ciclo híbrido de potencia de la Central Termoeléctrica Valle de México: este análisis está basado en los balances de Masa, Energía, Entropía y Exergía. En el capítulo 2, “Descripción del Ciclo Híbrido de Potencia”, se hace una descripción de los equipos que conforman el ciclo de generación de potencia y el sistema de enfriamiento del ciclo híbrido, integrado por las unidades generadoras 4, 5, 6 y 7 de la Central Termoeléctrica Valle de México. Se presentan los diagramas de flujo y de balance térmico del ciclo, de acuerdo a la norma ASME PTC 6 al 100% de carga, en condiciones de temperatura media anual. Posteriormente se describe el condensador principal y sus características de operación. En el capítulo 3, “Aplicación del Análisis Térmico al Condensador Principal”, se desarrolla el análisis térmico en el condensador principal del ciclo híbrido de potencia, de la Central Termoeléctrica Valle de México, designada como Unidad 4, aplicando en primer término el análisis energético y posteriormente el análisis exergético, finalizando con el desarrollo de las ecuaciones para el cálculo de las eficiencias energéticas y exergéticas para este equipo, considerándolo como un volumen de control que opera en estado permanente. Este análisis se hace a las condiciones de operación actuales y de diseño al 100 % de carga (potencia). Este análisis se realiza mediante el uso de una hoja de cálculo con el paquete Excel, con lo que se logra agilizar los cálculos manuales. En el capítulo 4, “Comparación y Análisis de Resultados”, se presentan los cálculos y se hace el análisis energético y exergético de los resultados obtenidos, comparando las condiciones de operación actuales con las de diseño al 100 % de carga del condensador principal del ciclo híbrido de potencia de la Central Termoeléctrica Valle de México. Además se hacen los comentarios que explican las diferencias detectadas para poder definir las conclusiones y recomendaciones finales.

IX

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CAPITULO I

MARCO TEÓRICO DEL ANÁLISIS TÉRMICO DE VOLÚMENES DE CONTROL

En este capítulo se describe el marco teórico del análisis térmico de los volúmenes de control operando en estado permanente, para aplicarse posteriormente al análisis del condensador principal del ciclo híbrido de potencia de la Central Termoeléctrica Valle de México. Este análisis está basado en los balances de masa, energía, entropía y exergía. 1.1.- Análisis Térmico de Volúmenes de Control. El análisis térmico del volumen de control incluye el estudio de los intercambios de masa, energía, entropía y exergía entre el volumen de control y el medio que lo rodea. Una imagen típica del volumen de control se muestra en la figura 1.1 .

Figura 1.1 Volumen de Control En la Figura 1.1 se muestran las entradas y salidas de los flujos de masa que circulan por el volumen de control y los intercambios de energía en forma de calor y trabajo entre el volumen de control y el medio que lo rodea. En este trabajo el análisis térmico se aplica a un equipo de una planta generadora de electricidad, por lo que únicamente se considera el estado permanente, que se justifica porque estos sistemas tienen que operar de manera estable; los únicos cambios que se presentan durante la operación se deben a los paros y arranques. Un gran número de dispositivos de ingeniería, funcionan durante largos periodos bajo las mismas condiciones, una vez concluido el transitorio de arranque o puesta en servicio y lograda la operación estable del proceso, como en el caso de las máquinas térmicas estacionarias, que se clasifican como dispositivos de flujo estable.

20

Los procesos en los que se utilizan dispositivos como los utilizados en las máquinas térmicas (turbinas, intercambiadores de calor, compresores, etc.), se pueden representar razonablemente bien a través de los procesos de flujo estable , definidos como un proceso durante el cual un fluido, fluye de manera estable por un volumen de control. Es decir, las propiedades del fluido pueden cambiar de un punto a otro dentro del volumen de control, pero en cualquier punto permanecen constantes durante todo el proceso, lo que significa que ninguna propiedad intensiva o extensiva dentro del volumen de control cambia con el tiempo. Por lo tanto, el volumen, la masa y el contenido de energía permanecen constantes, dando como resultado que el trabajo de frontera es cero y la masa total y energía que entra al volumen de control debe ser igual a la masa total y energía que sale del mismo. El concepto de volumen de control se puede aplicar a cada uno de los equipos que conforman una máquina térmica, como es el caso de una planta de generación eléctrica, en particular el ciclo híbrido de potencia de la Central Termoeléctrica Valle de México que se muestra en la fotografía de la Figura 1.2 .

Figura 1.2 Central Termoeléctrica Valle de México

21

En forma general, en la Figura 1.3 se muestra un esquema de una central básica de generación de potencia. Esto se hace para simplificar el análisis térmico, que se puede aplicar a cada uno de los equipos que integran la central, como son el generador de vapor, la turbina, el condensador y la bomba hidráulica, los cuales en conjunto conforman una máquina térmica que recibe calor y desarrolla trabajo mientras realiza un ciclo termodinámico.

Figura 1.3 Esquema de una Central Básica de Generación de Potencia.

Caldera

Turbina

Condensador

Bomba

Wsalida

Qsalida

QEnt.

W Ent.

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1.1.1. Balance de Energía en Estado Permanente Se considera el caso de un volumen de control, designando con “e” las entradas de los flujos de masa y con “s” las salidas de flujo de masa como aparece en forma esquemática en la Figura 1.1 . Cuando el volumen de control opera en estado permanente l , el balance de energía se describe como: ( Flujo neto de calor intercambiado por el sistema y sus alrededores ) - ( Potencia

neta intercambiada entre el sistema y sus alrededor es ) + ( Flujo de energía

asociado con los flujos de masa que entran al siste ma ) - ( Flujo de energía

asociado con los flujos de masa que salen del siste ma ) = (Cambio de la energía

almacenada en el volumen de control)

Este balance de energía se escribe analíticamente como sigue:

(1.1)

(1.2)

Considerando que:

(1.3)

y sustituyendo la ecuación (1.3) en la ecuación (1.2) se tiene:

(1.4)

Esta expresión va acompañada del principio de conservación de la masa, que se expresa como:

(1.5)

23

1.1.2.- Balance de Entropía en Estado Permanente La segunda ley de la termodinámica, es uno de los axiomas más importantes que se conocen, e impone severas restricciones a la primera ley de la termodinámica. La primera ley de la termodinámica establece la conservación de la energía en todos los procesos, sin embargo, no proporciona toda la información necesaria sobre la energía. La intuición indica que unas formas de energía son más valiosas que otras y que la transferencia de energía tiene dirección y extensión. Esta información no se obtiene de la primera ley sino que es la segunda ley, que resuelve estas incógnitas. Es la segunda ley de la termodinámica la que limita la conversión de una forma de energía en otra, como ocurre en la obtención de potencia a partir del suministro de un flujo de calor. Para lograr esta conversión de energía se requiere de una máquina térmica que cumpla con el postulado de Kelvin-Plank : “es imposible construir un sistema que, operando según un ciclo termodinámico, ceda una cantidad neta de trabajo a su entorno mientras recibe energía por transferencia de calor procedente de un único reservorio térmico”. Otra información adicional que proporciona la segunda ley de la termodinámica es sobre las irreversibilidades que se presentan en los procesos y que se evalúan a través de la generación de entropía. Precisamente una forma de expresar la segunda ley es a través de un balance de entropías como se muestra en la ecuación siguiente:

(1.6)

En la ecuación anterior aparecen los términos de transferencia de entropía por transferencia de calor y por circulación de masa, así como el de generación de entropía. Así mismo muestra que la transferencia de entropía por unidad de tiempo al exterior debe superar a la transferencia por unidad de tiempo hacia el interior, siendo la diferencia igual a la generación de entropía por unidad de tiempo en el volumen de control. Dicha generación se debe a las irreversibilidades .

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1.1.3.- Balance de Exergía en Estado Permanente La exergía o disponibilidad de la energía, es una propiedad termodinámica que es el “trabajo máximo que puede obtenerse del sistema como resultado de sus condiciones de temperatura, presión, composición, posición, velocidad, etc., con respecto a un estado de referencia específico, que corresponde al medio ambiente” . Todo sistema cuyas condiciones sean diferentes de las condiciones del estado de referencia, tiene el potencial para producir un trabajo mecánico. Cuando el sistema alcanza las condiciones del estado de referencia, su potencial energético desaparece, por lo que, tales condiciones se conocen como “estado muerto” en el cual el valor de la exergía es cero. Los fundamentos del concepto de exergía fueron establecidos hace más de cien años por Carnot y Gibbs. Carnot, determinó la cantidad máxima de trabajo que puede obtenerse de una fuente de calor (o energía de calor), mientras que Gibbs determinó la cantidad de trabajo disponible en un cuerpo colocado en un medio ambiente determinado (o exergía sustancial). Basado en los trabajos de Carnot y Gibbs, Georges Gouy (Gouy G., 1889) formalizó la definición del concepto de exergía en 1889, utilizando el término “entropía” para medir la degradación de la energía. Otro factor que sin duda influyó en el desarrollo y aplicación del concepto de exergía, fue la utilización de términos diferentes para el mismo concepto. Entre otros pueden mencionarse la “energía técnica” de Stodola en 1889, la “energía disponible” de DeBaufre en 1925, la “disponibilidad” de Keenan en 1932, la “capacidad de trabajo técnico” Bosnjakovic en 1935, la “virtud de energía” de Thring en 1944, el “trabajo técnico máximo” de Schmidt en 1953, la “ektalpía” de Grigull en 1956, y finalmente la creación del término “exergía” por el esloveno Zoran Rant en 1956 (Tant, Z., 1956). Incluso en los años sesentas Evans propuso el término “essergía” y en los setentas Borel propuso los términos “cotrabajo”, “coenergía”, etc. En la actualidad el término exergía es aceptado mundialmente, como una propiedad termodinámica necesaria para evaluar el comportamiento energético de los sistemas termodinámicos. La aportación fundamental del análisis exergético, es su capacidad para considerar la calidad de la energía y no solo cantidad en cualquier estudio energético, lo cual evita cometer lo que se conoce como “errores de Segunda Ley”, que pueden ser sumamente importantes dado que las diferentes formas en que se manifiesta la energía tienen también diferentes utilidades o valores para efectuar funciones determinadas. La calidad de la energía utilizada debe corresponder con la función que se pretende efectuar.

25

En resumen, la aplicación de análisis exergéticos complementados con consideraciones de mercado y de toxicidad de las descargas de los procesos energéticos, propician la optimización integral de procesos industriales (energía, calidad, economía, ecología). La exergía, de la misma manera que la energía, tiene dos formas fundamentales de manifestarse: la primera asociada a la transferencia de energía que no está acompañada por un flujo de materia, y la segunda asociada al contenido de exergía transportada por los flujos de masa. En el primer caso, la exergía es una función de transferencia (resultante de una energía en tránsito) y las maneras para efectuar esa transferencia son las asociadas al trabajo, y al calor, . En el segundo caso, la exergía es una propiedad de la materia, . En la Tabla 1.1 se muestra las diferentes formas de la exergía.

Tabla 1.1. Formas de la exergía

Función de transferencia

Ecuación

Exergía del trabajo Exergía del calor

Función de estado

Exergía de la materia: - Exergía inercial:

a) Exergía potencial )

b) Exergía cinética

- Exergía sustancial: a) Exergía física

b) Exergía química

26

La combinación de la primera y segunda ley de la termodinámica conduce a plantear el balance de exergía, que para un volumen de control que en estado permanente queda de la siguiente manera:

(1.7)

La ecuación anterior, establece que la exergía debe transferirse hacia el volumen de control a mayor velocidad que cuando se transfiere desde el mismo, siendo la diferencia igual a la velocidad con que se destruye la exergía dentro del volumen de control a causa de las irreversibilidades . 1.1.4.- Eficiencias de Primera y Segunda Ley de la Termodinámica Las pérdidas de exergía de un sistema pueden dividirse en dos. Por un lado, aquellas que resultan de la irreversibilidad de los procesos y que es la exergía destruida, que se efectúan al interior del sistema y por el otro las que resultan de una descarga de exergía al medio ambiente. La diferencia entre la exergía total que entra al sistema, , y la exergía total que sale,

, se denomina destrucción de exergía. Estas irreversibilidades pueden calcularse utilizando el teorema de Gouy-Stodola.

(1.8)

Las pérdidas de exergía, son la base del análisis exergético y pueden expresarse también considerando al sistema como un par (fuente-sumidero, donador-receptor), obteniéndose a partir de la diferencia entre exergía neta suministrada, , (por la(s) fuente(s) o donador(es)) y la exergía neta producida, , (hacia el (los) depósito(s) o receptor(es)):

(1.9)

Las pérdidas efluentes de exergía, son simplemente la suma de todas las corrientes de exergía que son arrojadas al medio ambiente:

(1.10)

27

Las pérdidas totales de exergía, en cualquier sistema son iguales a la suma de la destrucción de exergía por irreversibilidades internas y por las pérdidas de exergía por los efluentes hacia el medio ambiente:

(1.11) Si las pérdidas efluentes de Exergía, mostradas en la ecuación (1.11) se restan de la exergía total que sale del sistema, se obtienen la exergía útil que sale del sistema,

(1.12) Y el balance general de exergía puede escribirse de la siguiente manera:

(1.13)

Para un sistema compuesto por n subsistemas, el teorema de Gouy-Stodola establece que las pérdidas globales de exergía, son las sumas de las pérdidas de exergía de cada subsistema. El análisis y evaluación de los sistemas energéticos se complementa con la evaluación de las eficiencias energéticas y exergéticas, que se describen a continuación. a).- Eficiencia Energética: La eficiencia energética es una medida del funcionamiento de una maquina térmica y es la fracción entre la energía que sale para ser aprovechada (como salida en trabajo neto), entre la energía suministrada (en forma de calor) . La eficiencia o rendimiento energético en general, puede expresarse en términos de la salida deseada entre la entrada requerida como:

(1.14)

28

b).- Eficiencia Exergética:

La eficiencia exergética, es el parámetro que relaciona la exergía que sale del sistema con la exergía que entra al sistema:

(1.15)

Donde

Entonces la ecuación (1.15) puede expresarse en términos de pérdidas de exergía y exergía de entrada, como:

(1.16)

De esta manera, la eficiencia exergética mide la fracción de la exergía total que entra al sistema y que no se pierde por los efectos de las pérdidas de los procesos que se efectúan en el sistema.

29

CAPITULO II

DESCRIPCIÓN DEL CICLO HÍBRIDO DE POTENCIA

En este capítulo se describen los equipos que conforman el ciclo de generación de potencia y el sistema de enfriamiento del ciclo híbrido, conformado por las unidades generadoras 4, 5, 6 y 7 de la Central Termoeléctrica Valle de México . Se presentan los diagramas de flujo y de balance térmico del ciclo de acuerdo a la norma ASME PTC 6 al 100% de carga, en condiciones de temperatura media anual. Posteriormente se describe el condensador principal y sus características de operación. 2.1.- Descripción de la Planta Termoeléctrica . La Central Termoeléctrica de Ciclo Hibrido “Valle de México”, pertenece a la Comisión Federal de Electricidad y forma parte de la Subgerencia Regional de Generación Termoeléctrica Central, perteneciente a la Gerencia Regional de Producción Central. La Central Valle de México, se encuentra ubicada en el norte de la Ciudad de México en el km. 38.0 de la carretera Transmetropolitana, tramo San Bernardino-Guadalupe Victoria, en el municipio de Acolman, Estado de México; sobre una superficie de 24.6 hectáreas y a una altura de 2,283 metros sobre el nivel del mar. Sus coordenadas geográficas son 19° 37’ 02’ latitud Norte y 98° 58’ 51’ longitud Oeste. Esta Central es una de las principales fuente de generación de energía del país y forma parte del “SISTEMA INTERCONECTADO NACIONAL”, integrándose a éste con las líneas de transmisión de 230 KV por medio de las líneas CAPITAL 1 y 2 MÉXICO 1 y 2, ORIENTE 1 Y 2, ECATEPEC 1 Y 2, MAZATEPEC E IXTAPAN (las cuales son operadores por Luz y Fuerza), así como, las líneas de transmisión TEXCOCO Y LA MANGA, que se operan desde la sala de control de esta Central. La Central tiene una capacidad instalada de 1,115.5 MW, formada por siete unidades generadoras. La unidad 1 con una capacidad de 150 MW, fue la primer unidad que se instaló en el país con ciclo Rankine regenerativo y un recalentamiento intermedio de vapor; las unidades 2 y 3, son de la capacidad de 158 MW cada una y la unidad 4 de 300 MW, que se constituyó como la primer unidad generadora con esta capacidad instalada en el país. Las unidades 5, 6 y 7 son turbinas de gas de 116.5 MW cada una y están conectadas con la unidad 4, integrando en conjunto el Ciclo Híbrido, el cual es el primer y único ciclo termodinámico aplicado a una Central en América Latina, además de ser un ciclo de muy poca aplicación alrededor del mundo. Las fechas de inicio de la operación comercial de las unidades son las siguientes:

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Unidad Fecha inicio operación comercial

1 15 Abril 1963

2 12 Febrero 1971 3 01 Diciembre 1970 4 3 Febrero 1974 5 27 Abril 2002

6 27 Mayo 2002 7 27 Mayo 2002

2.1.1.- Descripción del Ciclo de Potencia Híbrido Las turbinas de gas y la unidad 4, están interconectadas a través de los recuperadores de calor (HRSG), formando lo que se denomina como “Ciclo Híbrido”. Este arreglo permite cuatro tipos de operaciones: ciclo convencional, ciclo híbrido, ciclo combinado y ciclo abierto. Derivado de que el modo híbrido es el que conjunta la mayor generación y eficiencia razonable del paquete, se convierte en el modo predominante de operación, por lo que, nos enfocaremos exclusivamente a este para su análisis, mostrando en la Figura 2.1 el diagrama de flujo que corresponde al ciclo híbrido.

Figura 2.1 Diagrama de Flujo del Ciclo Híbrido formado por las unidades 4, 5, 6 y 7.

D

B

CENTRAL TERMOELÉCTRICA VALLE DE MÉXICO

GAS NATURAL PARA TG

PEMEX GAS NATURAL

TORRE DE

TRANSMISIÓN

SUB-ESTACIÓN NUEVA BAHÍA

TRANSFORMADOR PRINCIPAL U5

ESTACIÓN DE SUMINISTRO DE GAS

CFE U5,6 y 7

GENERADOR ELÉCTRICO

HRSG U6 + U7

B

HRSG U6 + U7

D

HRSG U6 + U7HRSG U6 + U7 HRSG U6 + U7

GAS NATURAL PARA TG

GENERADOR ELÉCTRICO

TURBINA DE GAS U5 GT11N2-EV

DOMO DE ALTA PRESIÓN

DOMO DE BAJA PRESIÓN

RECUPERADOR DE CALOR HRSG U5

SUB-ESTACIÒN ELÉCTRICA

TORRE DE TRANSMISIÒN

TRANSFORMADOR PRINCIPAL U4

GENERADOR ELÉCTRICO U4

TORRES DE ENFRIAMIENTO

C.B.P 2

C.B.P 1

BOMBA AGUA DE CIRCULACIÓN

CONDENSADOR

BOMBA DE EXTRACCIÓN CONDENSADO

BOMBA AGUA DE ALIMENTACIÓN

PAQUETE 4 552.3 MW

TUBINA DE VAPOR U4 300 MW

C.B.P 3

C.A.P 5

C.A.P 6

C.A.P 7

PLANTA DE TRATAMIENTO DE AGUAS NEGRAS

POZO PROFUNDOTANQUE DE AGUA CRUDA

BOMBA DE SERVICIOS GENERALES

PLANTA DESMINERALIZADORA

TANQUE DE AGUA DESMINERALIZADA

TANQUE DE AGUA DE REPUESTO DE CONDENSADO

ESTACIÓN DE SUMINISTRO DE GAS NATURAL CFE U4

PEMEX GAS NATURAL

CALENTADOR DE COMBUSTÓLEO

BOMBA DE ÓLEO BAJA PRESIÓN

BOMBA DE ÓLEO ALTA PRESIÓN

TANQUE DE DÍA DE COMBUSTÓLEO

GENERADOR DE VAPOR U4

PRECALENTADORES DE GAS NATURAL

DEAREADOR

TOMA DE AIRE DEL COMPRESOR

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A continuación se describe la forma en que se desarrolla el proceso: El proceso de generación Ciclo Híbrido , opera como resultado de una serie de transformaciones de energía; por un lado la energía química almacenada en el combustible que se alimenta al generador de vapor convencional, es liberada como resultado de la combustión, transformándose en energía calorífica. La energía calorífica se usa para calentar el agua y producir vapor de alta presión lográndose la transformación de energía calorífica a energía térmica. Este vapor generado impulsa los alabes de la turbina logrando con ésto la transformación de energía térmica a energía mecánica, finalmente como el rotor de la turbina está acoplada al generador eléctrico, es en este equipo donde se realiza la última transformación de energía mecánica a eléctrica. En este modo de operación, el líquido procedente del condensador es bombeado desde la presión del mismo hasta la presión más alta de la caldera, pasando previamente por un calentamiento progresivo que se realiza en los calentadores de baja y alta presión, llegando finalmente al generador de vapor, en donde se transforma en vapor de alta presión por el intercambio de Energía calorífica producto del proceso de combustión provocado en el generador de vapor. Posteriormente el vapor generado en la caldera con presión y temperaturas elevadas, se mezcla con el vapor proveniente de los recuperadores de calor (HRSG), para dirigirse y expandirse a través de la turbina para producir trabajo, cerrando el ciclo al descargarse en el condensador. El eje de la turbina se encuentra acoplado a un generador eléctrico. Por otro lado, las bombas existentes de extracción de condensado se utilizan para transmitir el condensado desde el pozo caliente del condensador principal al banco de precalentamiento de condensado del HRSG. El condensado se precalienta en dicho banco antes de entrar al desgasificador existente. Parte del agua precalentada vuelve a circular por medio de bombas de recirculación y se mezcla con el condensado frío en la entrada del HRSG; ésto asegura una temperatura suficiente del agua a la entrada del banco de precalentamiento de condensado para evitar la corrosión de punto de rocío. Un sistema de derivación cerca del banco de precalentamiento de los tres HRSG, controla la temperatura de entrada en el desgasificador para asegurar una elevación adecuada de la temperatura, necesaria para el proceso de desgasificación. Quedan fuera de servicio los precalentadores de condensado existentes. Las bombas de agua de alimentación existentes se utilizan para transmitir el agua de alimentación a los HRSG y a la caldera existente. Los calentadores existentes de agua de alimentación se emplean para precalentar la que va a dirigirse a la caldera existente. Sin embargo, el último calentador estará fuera de servicio para reducir la temperatura final del agua de alimentación a un valor cercano al alcanzado en condiciones de operación normal, cuando la caldera existente opera a la misma carga que en modo híbrido.

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El agua de alimentación para los HRSG se dirige directamente a las secciones de AP y PI., el vapor vivo sobrecalentado de los HRSG, se mezcla con el de la caldera existente, se dirige a la parte de AP de la turbina de vapor y se expande al nivel de recalentamiento frío. El vapor de recalentamiento frío se divide en dos flujos parciales, uno para el recalentador de la caldera convencional y otro para los tres HRSG. Una válvula de control en la tubería de recalentado frío que va a la caldera existente y las válvulas de control que llevan al HRSG, aseguran el flujo adecuado a los diferentes recalentadores. Para obtener una mejor eficiencia en el modo híbrido, la caldera existente opera con una carga del 60 % y los recuperadores de calor aportan el 40 % restante. Este modo de operación requiere forzosamente que estén en servicio al menos dos turbinas de gas con sus respectivos HRSG y el generador de vapor convencional. La eficiencia global del ciclo termodinámico es del orden del 44 %. En la Figura 2.2 se muestra un diagrama simplificado que muestra el proceso de generación.

VAPOR 180 MW

CONDENSADOR

EVAPORACIÓN

LINEAS DE TRANSMISIÓN

GASES

GASES CALIENTES

TURBINA DEVAPOR

VAPOR 120 MW

AGUA FRIA

AGUA

TORRE DE ENFRIAMIENTO

ATMOSFERA

AGUA CALIENTE

230 KV

GENERADORELÉCTRICO

300 MW

GASES

ATMOSFERA

RECUPERA-DORES DE

CALOR

GENERADOR DE VAPOR

U-4

ATMOSFERA

PROCESO DE GENERACIÓNCICLO HÍBRIDO

SUBESTACIÓNELECTRICA

GENERADORELÉCTRICO

83.1 (X3) MW

GASNATURAL

AIRE

BOMBA DE AGUA DE ALIMENTACIÓN

BOMBA DE AGUA DE CIRCULACIÓN

BOMBA DE AGUA EXT. CONDENSADO

TANQUE DE REPUESTO

AIRE

GAS NATURAL

AIRE

COMPRESOR TURBINA DEGAS

BOMBAS DE AGUA TRATADA (PTAN)

Figura 2.2 Diagrama Simplificado del Proceso de Generación Ciclo Híbrido formado por las unidades 4, 5, 6 y 7.

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En la Figura 2.3 , se muestra el balance térmico de diseño del ciclo híbrido al 100% de capacidad . Figura 2.3 Balance Térmico de diseño al 100 % del Ciclo Híbrido.

CENTRAL TERMOELÉCTRICA VALLE DE MÉXICO

B

PTV= 300.002 MW

?GE= 98.72 % PMEC =1.35 MW

M 134.737 T 222.0 h 958.2

M 7.459 P 7.401 T 167.2 h 3059.6

M 0.00T ---

M 0.00 T --

M 0.00 T --

M 0.00

P --T --

P 0.555 T 84.0

P 1.425 T 131.1

P 2.885 T 196.0

M 0.00

P --T --

M 0.00P --T --

T 195.0 h 838.3

T 222.0 h 958.2

M134.737 T 170.5 h 731.8 M 239.049

P 198.0T 170.5h 731.8

M 11.936 T 176.0 h 745.8

M 8.417 T 200.6 h 855.2

T 167.2h 707.0

HRSG U6+U7

RHHRSG U6+U7

M 6.417 P 25.37 T 459.8 h 3372.4 M 5.520

P 14.72 T 382.4 h 3219.1

M 211.874 P 42.15 T 339.0 h 3062.0

M 6.417 P 24.10 T 222.0 h 3372.4

M 5.520 P 13.99 T 195.0 h 3219.1

M 0.00 P ---T ---h ---

RH

E.

SH. RH.

HRSG U6+U7

A

A

Gas Natural QSTG = 257500 kW

PTG = 84.1 MW

?TG= 32.7 %

M 298.5 T 538.0 h 587.0

M 297.6 T 538.0 h 587.0

M 0.900 AP PI M 297.6 T 123.5 h 129.4

Patm= 0.767 barTamb= 14.7 °C Øamb= 65.0 %

M 8.362 T 316.4 h 3004.9

M 0.00

HRSG U6+U7

B

HRSG

U6+

U7

HRSG

U6+

U7

C D

D

C

M 0.726 h 2835.0

GSS M 0.099

M 7.459 P 7.791 T 300.8 h 3059.6

M 36.737 P 40.54T 516.0 h 3480.8

M 26.409 P 174.7T 514.6 h 3320.8

M 134.737 T 537.8 h 3395.9

M 0.00

M 122.61 T 537.8 h 3530.9

M 122.61 h 3062.0

M 207.736

EJSM 0.189M 213.963 P 166.5

T 526.4 h 3364.8M 232.822 P 39.49 T 525.7 h 3504.0

M 4.138

h 3062.0

M 218.488 P 7.713 T 301.2 h 3060.5

M 88.103T 60.0

M 14.885

M 73.218T 148.1

GSE

M 219.654 T 41.2 h 173.7

EJS

M 0.189H 3364.8

M 0.00

M 219.654 h 625.0

M 219.654

M 0.00 M 0.00

M 219.654 P 15.00 T 40.8 h 172.0

GSS

M 0.152H 2893.8 Makeup

M 0.00

M 219.654 T 41.8 h 176.4

M 0.00

M 219.412 P 0.076 T 40.6 h 2420.7

M 0.341M 0.00 M 0.189

M219.654 T 148.2 h 625.0

M 219.654 h 176.4

M 0.00

M 0.00 T ---h ---

M 104.312T 170.5h 731.8

QsGV= 454047 kW

?GV= 85%

QSTG + QSGVPTG + PTV- PAUX1–PAUX2?NCH = x 100

3x84100 + 300002 –3050 -145003x257500 + 454047

x 100 = 43.6 %?NCH =

Condiciones de Diseño

Patm = 0.767 bar Tamb= 14.7 °C Øamb= 65.0 %Combustible: Gas natural Modo: Ciclo Híbrido 100 % Temperatura Media Anual

Eficiencia Neta del Ciclo Híbrido

HRSG U5

1 x GT11N2-EV

D

?GV= Eficiencia del Generador de Vapor

?GE= Eficiencia del Generador Eléctrico?TG= Eficiencia de la Turbina de Gas

?NCH= Eficiencia Neta del Ciclo Híbrido

PMEC=Pérdidas Mecánicas kWM = Flujo másico kg/s P = Presión bar T = Temperatura °C h = Entalpía kJ/kgEJS = Sistema de eyector de vapor

Simbología

PTG= Potencia bruta de la turbina de gas kW PTV= Pot bruta de la turbina de vapor kW QSTG=Calor suministrado a la T.G kW QSGV=Calor suministrado al gen. de vap. KW PAUX1= Cons. Aux. de T.G̀s y HRSG̀s kW

PAUX2 = Consumos. Aux. de U4 kW

GSE = Exceso de sellado de cierres GSS = Sistema de sellado de cierresHRSG= Heat Recovery Steam Generator RH = Atemperación del flujo de RH AP= Alta Presión BP= Baja Presión

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Sistemas auxiliares del condensador principal. El condensador de vapor de la unidad 4 es un equipo muy importante, ya que en él se condensa el vapor de escape procedente de las turbinas, logrando la recuperación del condensado para utilizarlo como agua de alimentación para las calderas, además elimina el aire y otros gases no condensables, los que son evacuados en forma continua. Otra función importante que desarrolla este condensador, es disminuir la presión de escape, con el consiguiente aumento en energía utilizable. En el condensador, se extrae el calor latente del vapor de escape. Para cumplir con estas funciones son necesarios varios sistemas auxiliares que son: a) Sistema de Enfriamiento de la Unidad 4, b) Sistema de Repuesto de Condensado de la Unidad 4, c) Sistema de Vapor de Sellos de la Unidad 4, d) Sistema de Vapor Principal de la Unidad 4, e) Sistema de Extracciones, Drenes y Venteos de la Unidad 4, y f) Sistema de Eyectores de la Unidad 4. A continuación se describen cada uno de estos sistemas.

Figura 2.4 Esquema del Sistema de Enfriamiento de la Unidad 4.

a) El Sistema de Enfriamiento de la Unidad 4, mostrado en la Figura 2.4 , proporciona el agua de enfriamiento necesaria para la condensación del vapor que ya trabajó en la turbina y para el enfriamiento de equipos principales. Este sistema inicia en la torre de enfriamiento y circula por el condensador principal y equipos auxiliares, por medio de dos bombas centrífugas llamadas de agua de

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circulación para retornar a la parte superior de la torre de enfriamiento donde es enfriada y posteriormente devuelta al mismo circuito. El condensador principal es de superficie de dos cajas con dos pasos cada una. Cada caja está comunicada con cada bomba de circulación respectiva . Consta de 15,000 tubos de material admiralty 18 BWG de 1.0” Día. Ext., repartidos en ambas cajas donde circula el agua por el interior de ellos, incrementando su temperatura al intercambio de calor con el vapor.

Figura 2.5 Esquema del Sistema de Repuesto de Condensado de la Unidad 4.

b) El Sistema de Repuesto de Condensado de la Unidad, que se muestra en la Figura 2.5 , comienza por extraer el agua de condensado del pozo caliente que se encuentra en el condensador principal, por medio de dos bombas llamadas de extracción de condensado para ser enviada al deareador y mantener un nivel constante. En el trayecto al deareador, el flujo de agua de condensado pasa a través de equipos que van incrementando su temperatura gradualmente, haciendo intercambio de calor con el vapor que le llega a cada uno de los equipos, lo que origina una mejor eficiencia del ciclo regenerativo, estos equipos son: condensador vapor de sellos, banco de eyectores ( Intercondensador y post

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condensador ) y los calentadores de baja presión 1, 2 y 3. Para contar con un nivel constante en el pozo caliente, se le repone agua del tanque de repuesto de condensado por gravedad o en casos de emergencia se cuenta con dos bombas. El nivel es controlado por un cuadro de regulación a la entrada del condensador principal.

Figura 2.6 Esquema del Sistema de Vapor de Sellos de la Unidad 4.

c) El Sistema de Vapor de Sellos de la Unidad descrito en la Figura 2.6 , consiste de una serie de secciones angostas por donde pasa el vapor. Este estrangulamiento del vapor se efectúa con la colocación de cintillas o sellos laberínticos, los cuales se montan en la periferia entre cada rueda de álabes con el objeto de evitar el paso de vapor entre ellos. También se colocan en los extremos de cada cilindro para evitar que en el caso de las turbinas de alta presión y de presión intermedia, el vapor no escape hacia la atmósfera mientras que en la turbina de baja presión se evite la entrada de aire hacia el interior. Al fluir el vapor por los huelgos, (áreas de restricción) se efectúa una expansión y consecuentemente una aceleración del mismo. En la cámara de expansión, la energía cinética se pierde y se transforma en calor. Al pasar al siguiente huelgo, el vapor nuevamente se expande adquiriendo un incremento de velocidad, la cual se transforma nuevamente en calor en la siguiente cámara de expansión. Este proceso se repite en todos los pasos del sello laberíntico, de tal modo que la presión del vapor al final se abate notablemente. A esta caída de presión a

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través de los sellos de laberinto se le denomina comúnmente laminación. La etapa de sellado de turbina, es relevante para poder formar una presión de vacío en el condensador principal. El vapor de suministro a los sellos es tomado de un ramal proveniente de la línea de vapor auxiliar a través de la válvula manual antes de la cual se tiene un cuadro de drenes compuesto por una trampa, sus respectivas válvulas de bloqueo y de su válvula de desvío, las cuales se mantienen abiertas al inicio como parte del precalentamiento de las líneas, lo mismo que permanecerá abierta la válvula de dren del filtro de antes de la válvula de corte la cual se abre mediante la señal enviada desde el conmutador en el cuarto de control y por la señal del termostato montado en el cabezal de vapor a sellos. De la válvula de corte pasa a la válvula de control y a su válvula de derivación. Las cuales alimentan al cabezal principal de vapor a sellos y de aquí para arranques y bajas cargas, el vapor se suministra a los sellos de las 3 turbinas.

Figura 2.7 Esquema del Sistema de Vapor Principal de la Unidad 4.

d) El Sistema de Vapor Principal de la Unidad, descrito en la Figura 2.7 , inicia cuando el vapor sale de la caldera con sus características nominales en cuanto a presión y temperatura, y es dirigido a la turbina, resulta indispensable conocer cuál es la trayectoria de éste para llegar al condensador. El vapor llega del generador de vapor, después de haber pasado por las etapas de sobrecalentamiento al grupo turbina con una presión de 168.7 kg/cm2 y una temperatura de 538 ºC por medio de 2 tuberías las cuales tienen una línea igualadora. Estas líneas conducen el vapor a ambos lados de la turbina a las válvulas combinadas de control, de donde parten líneas cruzadas al interior de la caja de toberas directrices. La expansión del vapor se inicia en este punto y a

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continuación pasa al primer paso que es un salto de velocidad Curtís y es la única etapa de acción de todo el grupo de turbina ya que las demás etapas son de reacción. Después del primer paso, el vapor va a la turbina de alta presión y el vapor de escape de ésta es conducido nuevamente al generador de vapor para pasar por una etapa de recalentamiento y elevar su temperatura nuevamente a 538 °C. El vapor que pasa a esta etapa recibe el no mbre de "vapor recalentado frío", después de pasar por la etapa de recalentamiento, el vapor regresa al grupo de turbinas como "vapor recalentado caliente" también por medio de 2 tuberías teniendo una línea igualadora de presión para entrar a la turbina de presión intermedia luego de pasar por las válvulas combinadas interceptoras. El vapor descargado de esta turbina es conducido por 2 tuberías (cross over) a la turbina de baja presión. La turbina de baja presión, es del tipo de doble flujo con la entrada de vapor por la parte central y fluyendo hacia el escape abierto en cada extremo y de ahí pasa al condensador principal. La turbina de baja presión tiene un dispositivo atemperador del vapor de escape el cual es alimentado por la bomba de extracción de condensado y el cual tiene como función evitar las altas temperaturas en la carcaza, las que pueden presentarse a bajas cargas.

Figura 2.8 Esquema del Sistema de Extracciones, Drenes y Venteos de la Unidad 4

e) El Sistema de Extracciones, Drenes y Venteos de la Unidad, descrito en la Figura 2.8 , se usa para mejorar la eficiencia del generador de vapor, lo cual depende en gran parte del calentamiento y del acondicionamiento del agua de alimentación, ésto es realizado por el sistema de extracciones, drenes y venteos

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cuya finalidad es conducir el vapor de las líneas de sangrado o extracción realizadas en el conjunto de las turbinas hasta cada uno de los calentadores de A.P. y de B.P. elevando la eficiencia termodinámica del ciclo, al aprovechar el calor del vapor para elevar la temperatura del agua de alimentación. El sistema drena en cascada el condensado del vapor de las extracciones de los calentadores desde los de alta presión, hasta los de baja presión, para finalmente llegar al condensador principal. Con esta disposición aumenta la economía, puesto que se recupera parte del vapor empleado dentro del ciclo para proporcionar un calentamiento gradual del agua de alimentación. Por otro lado el sistema proporciona a los calentadores, un venteo adecuado tanto en arranques como en operación normal, para eliminar los gases Incondensables acumulados en el agua-vapor, contribuyendo a aumentar la efectividad en la transferencia de calor y reduciendo los problemas de corrosión de la tubería de los calentadores.

Figura 2.9 Esquema del Sistema de Eyectores de la Unidad 4.

f) El Sistema de Eyectores de la Unidad descrito en la Figura 2.9 , sirve para la creación del vacío en el interior del condensador principal, lo que depende en forma fundamental de la no - entrada de aire al mismo a través de estoperos de válvulas, mala operación e inadecuado control de nivel del intercondensador o postcondensador, nivel anormal en el condensador de sellos, sellos de plomo deteriorados o bien por baja presión en el cabezal de vapor auxiliar. El banco de

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eyectores está constituido de tal manera que los gases incondensables extraídos del condensador son succionados por el eyector primario y descargado al intercondensador. De este intercambiador son succionados los gases mediante el eyector secundario y descargado al postcondensador y éstos salen a la atmósfera, el intercambio de calor en el intercondensador y postcondensador se logra mediante el uso de agua de condensado.

2.1.2.- Descripción de la Torre de Enfriamiento La torre de enfriamiento de la unidad 4 tiene como función principal, enfriar el agua que retorna, tanto del condensador principal como de los equipos auxiliares de enfriamiento, siendo el retorno de esta agua con una temperatura mayor de la que entró a todo el equipo, por lo que de acuerdo a las necesidades de esta Unidad, fue diseñada para enfriar de 39.44 °C a 25.50 °C por medio del tiro inducido de 10 ventiladores que consumen una potencia total de 1500 HP (1119 kw). La capacidad de flujo de agua de enfriamiento es de 7.192 . La torre de enfriamiento cuenta con 10 celdas de enfriamiento, cada una de ellas con un ventilador de 8 aspas regulables, las cuales le extraen el calor al agua que retorna a la parte superior de la torre, siendo distribuida y regulada en las charolas superiores por cada lado y así caer por los orificios (toberas), distribuyéndose en forma de lluvia y como flujo cruzado, obteniendo la temperatura final de 25.50 °C para volver a los equipos del sistema, los cuales requieren de enfriamiento, lo anterior se muestra en la Figura 2.10 . La torre fue diseñada para operar con las condiciones ambientales de: temperatura de bulbo húmedo de 14.89 °C , temperatura de bulbo seco de 25 °C , humedad relativa de 24.63 % y presión barométrica de 586 mmHg (0.78051 bar). Alrededor del 75% del enfriamiento que se tiene en esta torre húmeda es provocado por evaporación (60% del repuesto) y el restante por conducción. Debido a ésto, se va incrementando la cantidad de sólidos en el agua del circuito, por lo que es necesario purgarla (35% del repuesto) continuamente. Existen también pérdidas de agua por arrastre (5% del repuesto) de gotas de agua por el aire de enfriamiento que abandona la torre, todo lo anterior representa el 100 % de las pérdidas de agua de circulación. Por lo anterior, se debe reponer continuamente agua en estos sistemas de enfriamiento.

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Figura 2.10 Esquema de una Torre de Enfriamiento.

2.1.3.- Descripción de las Bombas de Agua de Circul ación La Unidad 4, cuenta con 2 bombas de agua de circulación del tipo centrífugas y verticales de flujo mixto (radial-axial) con un 50% de capacidad cada una y un flujo de 26,800 de agua negra tratada. La potencia total de diseño con que operan las bombas es 2,090 kw . Cada bomba es impulsada por un motor de inducción-trifásico de 4 000 VCA y 202 AMP de corriente con 440 RPM de velocidad.

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La función de las bombas de agua de circulación, es succionar el agua de la pileta de la torre de enfriamiento (cárcamo de succión) para enviarla a las cajas del condensador principal a través de las líneas de conducción (descarga de las bombas), para entregarla a las cajas del condensador a la presión necesaria de 1.98 bar y vencer las pérdidas por fricción a través del sistema, así como la altura estática de la torre de enfriamiento. 2.1.4.- Descripción del Enfriamiento de Auxiliares El sistema de agua de circulación cuenta con una derivación del sistema hacia el enfriamiento del equipo auxiliar. Esta derivación alimenta de agua de enfriamiento al equipo auxiliar tal como: enfriadores de aceite de lubricación de las bombas de agua de alimentación; enfriadores de aceite de la unidad de sellos; enfriadores de aceite y chumaceras de los ventiladores de tiro forzado; enfriamiento a las chumaceras de los ventiladores recirculadores de gases; enfriamiento de muestreos químicos; enfriadores de hidrógeno; enfriamiento de los compresores de aire; enfriadores del sistema agua de enfriamiento del estator del generador eléctrico y enfriadores de aceite de lubricación de la turbina principalmente.

2.2.- Condensador Principal El condensador principal de vapor de la unidad 4 , es un equipo en el cual se condensa el vapor de escape procedente de la turbina, en donde además el aire y otros gases no condensables son evacuados en forma continua. Este condensador es de tipo superficie y consiste de un cilindro de hierro colado con una tapa porta-tubos en cada extremo, las cuales unen entre sí una multitud de tubos que forman la superficie de enfriamiento. El vapor de escape entra en el condensador por un orificio situado en la parte superior de la envolvente, y el agua de refrigeración pasa por el interior de los tubos, ésto se hace principalmente porque el vapor limpio no ensucia la superficie externa de los tubos, la cuál es difícil de limpiar. El agua de refrigeración frecuentemente está sucia y deja sedimento en el interior de los tubos. El condensador es de dos pasos, en los cuales el agua circula en un sentido a través de la mitad de los tubos y vuelve a través de los restantes. El condensador se halla suspendido directamente del fondo de la turbina de baja presión, mediante una junta de dilatación. Soportes de muelle ayudan a sostener el peso del condensador y al mismo tiempo, permiten cierto movimiento para compensar las dilataciones y contracciones. Las bombas de extracción de condensado evacúa el agua tan pronto como ésta va cayendo en el pozo caliente. El condensado actúa de refrigerante en los condensadores intermedio y posterior al ser bombeado al depósito de almacenamiento o al calentador de baja presión.

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El aire y gases no condensables son evacuados del condensador principal por medio de eyectores de vapor. Dos eyectores trabajan en paralelo entre el condensador principal y el condensador intermedio, en donde la presión absoluta vale aproximadamente 0,5 kg/cm2. Otros dos condensadores trabajan en paralelo para hacer pasar el aire del condensador intermedio al condensador posterior, el cual se halla a la presión atmosférica. Por lo tanto, el aire y los gases no condensables son comprimidos en dos etapas, con una elevación de presión de casi 0,5 kg/cm2 en cada una, para poderlos descargar a la atmósfera. El vapor de alta presión utilizado en los eyectores se condensa en los condensadores intermedio y posterior, por lo general se evacua por medio de purgas para ser enviado a la instalación del agua de alimentación. 2.2.1.- Descripción del Condensador Principal La Unidad 4, cuenta con un condensador de superficie de 2 cajas con 2 pasos de agua de circulación en cada caja, las cuales están directamente comunicadas (cada una) con la bomba de agua de circulación respectivamente, siendo la comunicación a la entrada y el agua de circulación o enfriamiento sale por la parte de arriba para conducirse por el ducto de descarga hasta la parte superior de la torre de enfriamiento como se observa en las Figuras 2.2 y 2.11 . El condensador principal consta de 15,276 tubos de Material Admiralty tipo B 18 BWG repartidos en las cajas, donde también se tiene una sección de tubos de acero inoxidables siendo esta la zona de gases incondensables. Los tubos son la comunicación de la parte frontal con la posterior de cada caja para que el paso del agua de circulación sea de acuerdo al diseño con una cantidad de calor cedido de 1,425.56 x

106

kJ/hr. La función del condensador es la de condensar el vapor que ya se expandió en la turbina, cediendo el calor latente del vapor a calor sensible del agua de circulación, para posteriormente descender a la parte inferior de éste (pozo caliente) como líquido, lográndose con esto la transferencia de calor hacia el agua de circulación, la cual fluye por el interior de los tubos de las cajas del condensador, con el paso y velocidad del agua de circulación (2.286 m/seg) va incrementándose su temperatura hasta lograr un aumento de ∆T = 13.16 °C teniendo una presión a la salida de las cajas del condensador de 1.177 bar con una caída de presión de 0.8 bar . La existencia del condensador en un ciclo de potencia obedece a la expresión de Kelvin-Planck de la Segunda Ley de la termodinámica. Es decir, para que una planta de potencia opere, el fluido de trabajo (en este caso agua) debe intercambiar calor con el ambiente así como con el generador de vapor. En donde, el condensador es el encargado de transferir calor al ambiente. A continuación se muestra el esquema del condensador de superficie.

44

Figura 2.11 Esquema de un Condensador de Superficie. 2.2.2.- Sistema de Limpieza Mecánica de los Tubos El condensador principal cuenta con un equipo de limpieza mecánica del interior de los tubos de la marca “Taprogge”, el cual tiene como función principal evitar la formación de depósitos e incrustaciones en la tubería debido a las impurezas que trae el agua de circulación, y sobre todo por ser agua negra tratada. Este sistema consiste, en unas pequeñas pelotas (esféricas) elásticas esponjosas de un diámetro mayor al de los tubos para que arrastren todas aquellas impurezas que tiendan a depositarse, así como las que ya están incrustadas . Las incrustaciones en el interior de la tubería, disminuyen la transferencia de calor del vapor hacia el agua de circulación o dicho de otra manera, reducen el enfriamiento que el agua debe proporcionar al vapor para su condensación. El objetivo principal es la de limpiar continuamente el interior de los tubos del condensador principal durante el funcionamiento de la unidad. Los elementos esféricos son de dos tipos: normales y abrasivas las cuales son introducidas al flujo de agua de circulación a la entrada del condensador principal por medio de dos bombas de 480V,

45

las cuales descargan a 2.3 kg/cm2 y hacen correr las esferas por los tubos continuamente siendo desviadas del circuito por medio de un captador para regresar a la succión de las bombas. Las ventajas principales que se tienen al utilizar el equipo de limpieza mecánica de la marca “taprogge” son: a) Mantener una adecuada transferencia de calor, lo que se refleja en el vacío con que

opera el condensador. b) Mantener una buena eficiencia en el condensador principal. En la Figura 2.12 , se muestra el diagrama de flujo que sigue el sistema de limpieza mecánica y en la Figura 2.13 se muestran los equipos que conforman el sistema.

Figura 2.12 Diagrama de flujo del Sistema de Limpieza Mecánica de Tubos.

46

Figura 2.13 Componentes del Sistema de Limpieza Mecánica de Tubos.

47

CAPITULO III APLICACIÓN DEL ANÁLISIS TÉRMICO AL CONDENSADOR PRIN CIPAL

En este capítulo se desarrolla el análisis térmico en el condensador principal del ciclo híbrido de potencia, de la Central Termoeléctrica Valle de México, designada como unidad 4, aplicando en primer término el análisis energético y posteriormente el análisis exergético, finalizando con el desarrollo de las ecuaciones de la eficiencia energética y exergética para este equipo. El condensador se considera como un volumen de control que opera en estado permanente. El presente análisis permitirá obtener los resultados necesarios para poder evaluar el comportamiento del condensador estudiado y ubicar los problemas que se presentan durante su operación. La metodología de análisis que se utilizó para el análisis energético- exergético de este equipo se muestra en la Figura 3.1.

Figura 3.1 Metodología de Cálculo del Análisis Energético-Exergético.

48

En la Figura 3.2 se muestra el esquema del condensador principal de la unidad 4, presentando el volumen de control correspondiente, con la identificación de las corrientes involucradas en este equipo:

Entrada de vapor de escape de la TBP

ṁVe

Salida de gasesincondensables

ṁGIS

Salida de aguade enfriamiento W

ṁASWQ convectivo

Entrada de recirculación de bombasde extracción de condensado

ṁRBe

Entrada de agua deenfriamiento W

Entrada de agua deenfriamiento E

Entrada de repuestode condensado

ṁARe

Entrada de drenajesventeos y sellos

ṁDe

Salida de aguade enfriamiento E

ṁASE

Salida de condensado

ṁCS

Salida Salida

Entrada Entrada

Caja E Caja W

1 2

6

3

8

10

7

4

9

5

POZO CALIENTE

ṁAeEṁAeW

Figura 3.2 Esquema del Condensador Principal de la Unidad 4.

49

En la tabla 3.1 se hace la identificación de las diferentes corrientes de fluidos que circulan por el condensador.

TABLA 3.1 Identificación de las corrientes

Número Descripción de las corrientes Nomenclatura 1 Entrada de agua de enfriamiento E 2 Entrada de agua de enfriamiento W 3 Salida de agua de enfriamiento E 4 Salida de agua de enfriamiento W 5 Salida de condensado 6 Entrada de vapor de escape de la TBP 7 Salida de gases incondensables 8 Entrada de drenajes, venteos y sellos

9 Entrada de recirculación de bombas de extracción de condensado

10 Entrada de repuesto de condensado 3.1.- Análisis Energético Se parte de la ecuación general de la energía desarrollada en el capitulo número 1 que es:

(1.4)

y que aplicada al volumen de control correspondiente al condensador principal descrito en la Figura 3.2 , en donde =0, la ecuación (1.4) queda como:

(3.1)

50

(3.2)

Considerando que:

la ecuación (3.2) queda como:

(3.3)

Los valores de entalpía , velocidad , y altura , se evalúan en las condiciones de entrada y salida del sistema. De la ecuación (3.3) se identifican las siguientes cantidades de flujos de energía, como se describen a continuación: 3.1.1 Flujo de Calor Transmitido al Agua de Enfria miento.- Este flujo de calor se divide en dos partes; uno es el que corresponde a la caja E y el otro el que corresponde a la caja W, como se indica a continuación: Circuito de la caja E:

(3.4)

Circuito de la caja W:

(3.5)

51

Estas cantidades de energía se pueden sumar de acuerdo a la siguiente consideración:

(3.6) Así, el flujo total de calor transmitido al agua de enfriamiento queda como:

(3.7) 3.1.2 Flujo de Calor Transmitido por el Vapor de Es cape de la Turbina de Baja Presión.- Este es el flujo de calor que transmite el vapor que sale de la turbina de baja presión al agua de enfriamiento para lograr la condensación, quedando expresado de la siguiente manera:

(3.8)

3.1.3 Flujo de Energía por la Salida de Gases Incon densables.- Los gases incondensables están formados principalmente por aire que ingresa al condensador, debido a la condición de vacío en que opera, y el flujo de energía correspondiente es:

(3.9)

3.1.4 Flujo de Energía por la Entrada de Drenajes, Venteos y Sellos.- Los drenajes y venteos provienen principalmente de los calentadores de alta y baja presión, drenando en cascada hasta el condensador, mientras que los sellos provienen principalmente del sellado de la turbina de baja presión y equipo de bombeo, y el flujo de energía correspondiente es:

(3.10)

3.1.5 Flujo de Energía por la Entrada de Repuesto d e Condensado.- El repuesto de condensado representa el agua que se suministra al condensador para recuperar las pérdidas normales que sufre el proceso por las purgas necesarias para mantener los ciclos de concentración, y el flujo de energía es:

52

(3.11)

3.1.6 Flujo de Energía por la Entrada de Recirculac ión de Bombas de Extracción de Condensado .- La recirculación de las bombas representa el agua que se retorna al condensador cuando la capacidad demandada no es del 100 %, para protección de la bomba y mejor control operativo del nivel del agua condensada en el condensador.

(3.12)

3.2.- Análisis Exergético Se parte de la ecuación general (1.7) para el cálculo del balance de exergía del volumen de control en estado permanente obtenida en el capítulo 1, que se describe como:

(3.13)

Considerando que:

y que:

se tiene que para el volumen de control correspondiente al condensador principal descrito en la Figura 3.2 , el balance de exergía a partir de la ecuación (1.7) queda de la siguiente manera:

53

Que se puede arreglar como:

(3.14) De manera simplificada, la ecuación (3.14) se puede expresar como:

(3.15) El desarrollo de la ecuación (3.15) en función de las propiedades termodinámicas correspondientes, se escribe como se muestra a continuación:

(3.16)

De la ecuación anterior se identifican los siguientes flujos de exergía, como se describen a continuación:

54

3.2.1 Cambio de Flujo de Exergía del Agua de Enfria miento.- Se divide en dos partes; uno es el que corresponde a la caja E y el otro el que corresponde a la caja W, como se indica a continuación: Circuito de la caja E:

(3.17) Circuito de la caja W:

(3.18) 3.2.2 Cambio de Flujo de Exergía del Vapor de Esca pe de la Turbina de Baja Presión.- Este es el flujo de exergía que transmite el vapor que sale de la turbina de baja presión al agua de enfriamiento para lograr la condensación, quedando expresado de la siguiente manera:

(3.19)

3.2.3 Flujo de Exergía de los Drenajes, Venteos y S ellos.- Los drenajes y venteos provienen principalmente de los calentadores de alta y baja presión, drenando en cascada hasta el condensador, mientras que los sellos provienen principalmente del sellado de la turbina de baja presión y equipo de bombeo, y el flujo de exergía correspondiente es:

(3.20)

3.2.4 Flujo de Exergía de Repuesto de Condensado.- El repuesto de condensado representa el agua que se suministra al condensador para recuperar las pérdidas

55

normales que sufre el proceso por las purgas necesarias para mantener los ciclos de concentración, y el flujo de exergía es:

(3.21)

3.2.5 Flujo de Exergía de la Recirculación de Bomba s de Extracción de Condensado.- La recirculación de las bombas representa el agua que se retorna al condensador cuando la capacidad demandada no es del 100 %, para protección de la bomba y mejor control operativo del nivel del agua condensada en el condensador, el flujo de exergía es:

(3.22)

3.2.6 Flujo de Exergía de Salida de Incondensables. - Los gases incondensables están formados principalmente por aire que ingresa al condensador, debido a la condición de vacío en que opera, y el flujo de exergía correspondiente es:

(3.23)

Las irreversibilidades del condensador se calculan a través de la determinación del flujo de exergía destruida, que a partir de la ecuación (3.13) queda como:

3.3.-Eficiencia Energética. La eficiencia energética de los intercambiadores de calor, se define como la relación del flujo de calor intercambiado entre las corrientes de los fluidos (flujo de calor transmitido por el fluido caliente al fluido frío), entre el flujo de calor máximo que podría transmitirse en el mismo. Para el condensador aquí estudiado, el flujo de calor realmente transmitido es el que se transmite hacia el agua de enfriamiento:

(3.24)

56

y el flujo de calor máximo que se podría transmitir es el obtenido del producto entre el fluido de gasto térmico mínimo ( ) y la diferencia máxima de temperaturas que ese fluido podría lograr. En el caso del condensador, el vapor de escape cambia de fase, pero no de temperatura y es el agua de enfriamiento, el fluido que cambia de temperatura, así que para este caso, el flujo de calor máximo se calcula en función del agua de enfriamiento como:

(3.25) En donde:

y la ecuación (3.25) queda expresada de la siguiente manera:

(3.26) Por lo anterior, la eficiencia energética del condensador queda expresada por la siguiente ecuación, que representa la eficiencia de primera ley de la termodinámica:

(3.27)

3.4.- Eficiencia Exergética. Quedo establecido en el Capitulo 1 que la eficiencia exergética o eficiencia de segunda ley de la termodinámica, es el parámetro que relaciona la exergía que recupera el sistema con la exergía que se suministra al sistema. En el caso particular del condensador, la exergía recuperada es el valor absoluto del cambio de la exergía del agua de enfriamiento y la exergía suministrada es la variación de la exergía del vapor durante la condensación, que se expresa como:

57

(3.28)

En la ecuación (3.28), representa la exergía recuperada

(3.29) y representa la exergía suministrada

(3.30) por lo que la eficiencia de segunda ley para este caso de estudio queda definida como:

(3.31)

3.5.-Herramientas de Cálculo del Análisis Térmico.

Para aplicar las ecuaciones desarrolladas para los cálculos correspondientes a los análisis energéticos y exergéticos para el condensador principal en estado permanente del ciclo híbrido de potencia de la Central Termoeléctrica Valle de México, se despreciaron los efectos de las energías cinética y potencial, debido en primer término a que la velocidad del fluido en los tubos del condensador se mantiene constante a lo largo de éstos, debido a su condición de estado permanente. Por otro lado se han considerado despreciables los efectos de la energía potencial, debido a que las diferencias de alturas entre las entradas y salidas de las corrientes en el condensador tienen magnitudes mínimas de tal manera que no impactan de manera importante en el cálculo global, así mismo se consideraron despreciables los cambios de presión en el agua de enfriamiento.

58

Para mostrar el procedimiento de cálculo y para disponer de datos de referencia, se procedió a realizar los cálculos de manera manual para las condiciones de operación, los cuales se muestran en los Apéndices 1y 2. Posteriormente se desarrolló una hoja de cálculo en Excel para automatizar estos cálculos. Esta hoja de cálculo se muestra en el Apéndice 3. Se encontró que los valores obtenidos en la hoja de cálculo coinciden con los obtenidos de manera manual, por lo que se valida el uso de dicha herramienta de cálculo. En la tabla 3.2 se muestran las características principales de diseño del condensador principal del ciclo híbrido de potencia de 550 MW de la Central Termoeléctrica Valle de México, esta información es la que sirvió de base para los cálculos energéticos y exergéticos en las condiciones de diseño.

TABLA 3.2 Datos de Diseño del Condensador Principal

Marca: SWECOMEX S.A

Tipo: Superficie Horizontal,Coraza Simple

Número de Cajas y Pasos: Dos Cajas de Agua Separadas, Dos Pasos

Superficie de Transferencia: 12,626 m2

Número de Tubos: 15,276

Material: Admiralty Tipo B, 18 BWG

Dimensiones: 25.4 mm O.D X 10,433 mm

Temperatura de Saturación de Condensado:

42.88 ° C

Presión de Operación Coraza: 64.52 mm Hg Abs.

Flujo de Agua de Enfriamiento 25,889 m3/ hr

Flujo de Vapor Saturado: 635,494 kg/hr

Temperatura Entrada Agua Enfriamiento

26.11 °C

59

Temperatura Salida Agua Enfriamiento

39.27 °C

Calor Cedido 1.640 E9 kJ/h

Velocidad del Agua 2.286 m/s

Factor de Limpieza 85%

CAPITULO IV

COMPARACIÓN Y ANÁLISIS DE RESULTADOS En este capítulo, se presentan los cálculos y se hace el análisis correspondiente de la evaluación energética-exergética del condensador principal del ciclo híbrido de potencia de la Central Termoeléctrica Valle de México. Además se comparan los resultados energéticos y exergéticos a las condiciones de operación actual con los de diseño; ambos al 100 % de carga. 4.1.-Comparación del Análisis Energético Los datos que sirvieron de base para hacer los cálculos correspondientes, se muestran en las tablas 4.1 y 4.2 . En la tabla 4.1 se presentan los datos del condensador a las condiciones de operación, correspondientes a una prueba realizada en fecha 22 de febrero de 2007, por parte del Laboratorio de Pruebas de la C.F.E (LAPEM) con número de informe K3323-2313-07 . En la tabla 4.2 se presentan los datos del condensador a las condiciones de diseño, tomados del manual del fabricante . En ambas tablas se presentan los valores de temperatura (t), presión (p) y gasto másico (m) que son proporcionados por los instrumentos de medición con que cuenta la unidad.Ttambién se incluyen los valores de entalpía específica (h), entropía específica (s) y de calidad (x), que son obtenidos a partir de los valores de (t) y (p), para cada una de las corrientes que intervienen en el condensador.

60

No. t(°C) p(bar) m(kg/h) h (kJ/kg) s(kJ/kg°K) x1 26.493 1.9123 11,121,264.00 111.1801 0.3878 Líquido saturado

2 26.547 1.9613 11,419,992.00 111.4103 0.3886 Líquido saturado



5 55.073 0.1492 876,613.91 230.4730 0.7687 Líquido saturado

6 58.450 0.1492 815,250.94 2,377.2400 7.2689 0.9066

7 55.000 0.1492 7.99 328.4900 3.1543 Gas ideal

8 86.000 0.4707 60,405.26 360.1093 1.1460 Líquido saturado9 60.000 23.2700 0.00 253.0238 0.8297 Líquido saturado


Tabla 4.1 Propiedades de las corrientes a las condi ciones de operación al 100 % de carga.

No. t(°C) p(bar) m(kg/h) h (kJ/kg) s(kJ/kg°K) x1 26.111 1.9809 12,944,500.00 109.5901 0.3825 Líquido saturado





6 42.880 0.0860 635,494.00 2,400.0241 7.5935 0.92537 54.000 0.0860 1.56 327.4900 3.3066 Gas ideal


9 40.800 15.0000 0.00 172.1131 0.5822 Líquido saturado10 23.750 0.9800 20,696.00 99.6299 0.3494 Líquido saturado

Tabla 4.2 Propiedades de las corrientes a las condi ciones de diseño al 100 % de carga.

Con los datos de las tablas 4.1 y 4.2 , se hicieron los cálculos necesarios para el análisis energético a las condiciones de operación y a las condiciones de diseño, los resultados se muestran en las tablas 4.3 y 4.4 respectivamente. Estos cálculos se hicieron utilizando la hoja de cálculo en paquete Excel “ Análisis Térmico Condensador “ que se muestra en el apéndice 3.

61

No. Corriente Agua de enfriamiento kJ/h MW

1 - 3 Caja E QAE = 921,995,634.54 256.11

2 - 4 Caja W QAW = 888,572,238.21 246.83

Total QAT = 1,810,567,872.75 502.94

5 - 6 Vapor de escape QV = -1,881,885,747.06 -522.75

7 Gases incondensables EGIs = 2,624.64 0.00

8 Drenajes, venteos y sellos EDe = 21,752,493.75 6.04

10 Repuesto de condensado EARe = 3,137,680.69 0.87

9 Recirculación bombas condensado ERBe = 0.00 0.00

Pérdidas por convección Qconv = -96,205,424.11 -26.72

Calor máximo a transmitir Qmax = 3,011,401,800.27 836.50

ηter = 60.12 60.12

Tabla 4.3 Resultados del análisis energético a las condiciones de operación al 100 % de carga

Flujos de calor y energía

Eficiencia térmica (%)


1 - 3 Caja E QAE = 710,775,412.90 197.44

2 - 4 Caja W QAW = 710,775,412.90 197.44

Total QAT = 1,421,550,825.80 394.88

5 - 6 Vapor de escape QV = -1,517,351,128.52 -421.49

7 Gases incondensables EGIs = 510.88 0.00

8 Drenajes, venteos y sellos EDe = 688,133.53 0.19

10 Repuesto de condensado EARe = 2,061,939.38 0.57

9 Recirculación bombas condensado ERBe = 0.00 0.00

Pérdidas por convección Qconv = -98,549,864.75 -27.37

Calor máximo a transmitir Qmax = 1,816,410,969.94 504.56

ηter = 78.26 78.26

Tabla 4.4 Resultados del análisis energético a las c ondiciones de diseño al 100 % de carga

Flujos de calor y energía

Eficiencia térmica (%)

En la tabla 4.5 se muestra la comparación entre los resultados obtenidos del análisis Energético a las condiciones de operación y de diseño. Aquí se compara el flujo de calor transmitido al agua de enfriamiento (QTA), el flujo de calor perdido por el vapor de escape en el condensador (Qv), el flujo de calor transmitido por el vapor por convección hacia el ambiente (Qconv), y la eficiencia energética (ηter), para las condiciones de operación y de diseño al 100 % de carga para ambos casos.

62

También, se presenta una columna con las diferencias entre los valores de operación y de diseño, indicados como (Dif (O-D)) y finalmente se incluye una columna que muestra estas diferencias en porciento, indicados como (Dif (%)).

Operación Diseño Dif (O-D) Operación Diseño Dif (O-D)

Agua de enfto. QAT 1,810,567,872.75 1,421,550,825.80 389,017,046.95 502.94 394.88 108.06 27.4

Vapor de escape QV -1,881,885,747.06 -1,517,351,128.52 -364,534,618.54 -522.75 -421.49 -101.26 24.0

Pérdidas convec. Qconv -96,205,424.11 -98,549,864.75 2,344,440.64 -26.72 -27.37 0.65 -2.4

-18.14

Operación vs Diseño al 100% de carga

Tabla 4.5 Comparación del análisis energético

-30.17

Dif (%)kJ/h MW

Eficiencia (%) ηter 60.12 78.26 -18.14

Variable

60.12 78.26

De la comparación de los resultados obtenidos se observa que en las condiciones de operación, QAT y QV, son mayores a los obtenidos en las condiciones de diseño, mientras que QCONV y la ηter a las condiciones de operación son menores que los obtenidos a las condiciones de diseño. Esta situación se puede explicar porque a las condiciones de diseño se tiene un menor gasto másico del vapor de escape que a las condiciones de operación y de manera contraria, el gasto másico de agua de enfriamiento es mayor en las condiciones de diseño que en las condiciones de operación. Lo anterior indica que el condensador está operando fuera de las condiciones de diseño y que fue diseñado para manejar una carga térmica menor. Con el objetivo de explicar las causas del incremento en el flujo másico del vapor que entra al condensador principal, se muestran las curvas de expansión del vapor en la turbina, a las condiciones de diseño y de operación, de acuerdo a la Figura 4.1.

63

C T V A L L E D E M E X I C O U - 4D i s a 3 3 0 . 9 8 M W c o n G 1 = 8 4 3 . 0 7 T / hP b a a 2 8 5 . 7 3 M W c o n G 1 = 8 4 3 . 0 7 t / h

D I S E Ñ O P R U E B A d i f e r e n c i aE T A P 7 8 . 2 4 9 7 3 . 8 9 8 - 4 . 3 5 0E T M P 8 8 . 7 0 0 8 4 . 2 9 5 - 4 . 4 0 5E T B P 8 5 . 1 9 9 8 1 . 7 8 3 - 3 . 4 1 6

5 5 0

6 0 0

6 5 0

7 0 0

7 5 0

8 0 0

8 5 0

9 0 0

1 . 5 1 . 5 5 1 . 6 1 . 6 5 1 . 7 1 . 7 5 1 . 8 1 . 8 5 1 . 9

k c a l / k g °C

kcal

/kg

6 0 0

5 0 0

4 0 0

3 0 0

2 0 0

1 0 0

°C

5

1 0

2 04 06 08 01 0 01 3 0

2 0 0

2

1

0 . 5

0 . 1

0 . 0 5

E x t 2

E x t 3

E x t 4

E x t 5

E x t 6

Figura 4.1 Curva de expansión de la turbina de vapor Del análisis de la Figura 4.1, se observa que las eficiencias de los tres cuerpos de las turbinas de vapor a las condiciones de operación son inferiores a los valores de diseño. Esta situación genera una carga térmica adicional de vapor hacia el condensador principal.

64

El condensador se puede considerar como un intercambiador de calor isotérmico, porque el vapor de agua solo cambia de estado pero no cambia de temperatura y el flujo térmico transmitido se calcula como:

(4.1)

En donde:

(4.2)

La variación de temperatura del agua de enfriamiento en el condensador, queda expresada por la siguiente ecuación:

(4.3)

En donde:

(4.4) Para el condensador aquí estudiado, la superficie de transferencia de calor (A), es de 12,626 , y las diferencias correspondientes de temperaturas de la ecuación (4.2) se muestran en las tabla 4.6 y 4.7 como:

(4.5)

(4.6) Con estos datos se puede calcular el coeficiente de transferencia de calor (U), mediante la utilización de la ecuación (4.1). En la tabla 4.6 , se muestra el resultado del cálculo de Uo a las condiciones de operación y en la tabla 4.7 , se muestra el resultado del cálculo de Ud a las condiciones de diseño.

65

Variables Resultado Unidades

Tc 58.450 °C

Tfe 26.52 °C

Tfs 45.764 °C

A 12,626 m2

22,541,256.00 kg/h

6,261.46 kg/s

Tc - Tfe 31.930 °CΔTa = Tc - Tfe 31.930 °C

ΔTb = Tc - Tfs 12.686 °C

1,810,567,872.75 kJ/h502.94 MW

ΔTml 20.85 °C

U * A = QAT / ΔTml 24,123.52 kW/°CUo = 1.91 kW/m2°C

Tabla 4.6 Resultados del cálculo del coeficiente global de transferencia de calor

Coeficiente global de transferencia de calorOperación al 100 % de carga

mAT

QAT

Variables Resultado Unidades

Tc 42.880 °C

Tfe 26.111 °C

Tfs 39.27 °C

A 12,626 m2

25,889,000.00 kg/h

7,191.39 kg/s

Tc - Tfe 16.769 °CΔTa = Tc - Tfe 16.769 °C

ΔTb = Tc - Tfs 3.610 °C

1,421,550,825.80 kJ/h394.88 MW

ΔTml 8.57 °C

U * A = QAT / ΔTml 46,087.01 kW/°CUd = 3.65 kW/m2°C

QAT

mAT

Tabla 4.7 Resultados del cálculo del coeficiente global de transferencia de calor

Coeficiente global de transferencia de calorDiseño al 100 % de carga

66

La relación de los coeficientes globales de transferencia de calor a las condiciones de diseño y de operación queda como:

Udiseño / Uoperación = 1.91

Lo que indica que para este condensador, U de diseño es casi 2 veces el valor de U de operación. Con los datos disponibles en las tablas 4.6 y 4.7 , se traza la Figura 4.2 , en donde se muestran las variaciones de temperatura del agua de enfriamiento para las condiciones de operación y de diseño en función de la superficie de transferencia de calor (A), de acuerdo a como lo indica la ecuación (4.3).

20

25

30

35

40

45

50

55

60

DISEÑO

OPERACIÓN

tVd=42.88

tAsd=39.27

tAso=45.76

Superficie (m²)

t (°C)

tVo=58.45

∆tad=16.77

∆tao=31.93

∆tbd=3.61

∆tbo=12.69

Figura 4.2 Variaciones de las Temperaturas del Agua de Enfriamiento a las condiciones de Operación y de Diseño en función de la superficie de Intercambio de calor.

67

De los resultados gáficados en la Figura 4.2 , se observan claramente las marcadas diferencias existentes entre las temperaturas de salida del agua de enfriamiento a las condiciones de operación (tAso=45.76°C), contra el valor de diseño de (tAsd=39.27°C), lo que representa una diferencia de 6.49°C. Así mis mo se observa la diferencia existente entre la temperatura del vapor a las condiciones de operación (tvo=58.45°C), contra el valor de diseño de (tvd=42.88°C), represe ntando un valor de diferencia de 15.57°C En la tabla 4.8 se hace una comparación resumida de los principales resultados del condensador analizado, que son: la temperatura media logarítmica (∆Tml), el flujo de calor absorbido por el agua de enfriamiento (QAT), el flujo de calor suministrado por el vapor de escape de la turbina (QV), el coeficiente global de transferencia de calor (U), a las condiciones de diseño y de operación del condensador. En esta misma tabla también se presenta una columna con las diferencias entre estos valores a las condiciones de operación y de diseño, mostrados como (Dif (O-D)).

Variable Operación Diseño Dif (O-D)

Dif. temperatura media logaritmica ∆Tml °C 20.85 8.57 12.28

Flujo calor agua enfriamiento QAT MW 502.94 394.88 108.06

Flujo calor vapor escape QV MW -522.75 -421.49 -101.26

Coeficiente global transf. calor U kW/m2°C 1.91 3.65 -1. 74

Relación coef. Global transf. calor 1.91

Operación vs Diseño al 100% de carga

Tabla 4.8 Comparación del coeficiente global de tra nsferencia de calor

Ud / Uo

Unidades

De los resultados obtenidos se observa que en las condiciones de operación, ∆Tml es mayor respecto al obtenido en las condiciones de diseño y el coeficiente global de transferencia de calor (U) a las condiciones de operación es menor que el obtenido a las condiciones de diseño. Estos resultados pueden explicarse porque el condensador se diseñó para disipar un menor flujo térmico con una diferencia de temperatura media logarítmica menor a las que ocurren a las condiciones de operación, esto porque el condensador originalmente fue diseñado para una condición de operación diferente a la que opera actualmente. Por esta situación se hacen las siguientes observaciones: 1).- El condensador está diseñado para disipar una carga térmica hacia el agua de enfriamiento de 395 MW, mientras que durante la operación está disipando hacia el agua de enfriamiento una carga térmica de 503 MW., lo que significa que está disipando un 27% más de flujo de calor a las condiciones de operación con respecto a las condiciones de diseño.

68

Lo anterior se confirma con el resultado obtenido con el flujo de calor cedido por el vapor de escape de la turbina de baja presión, que de acuerdo al dato de diseño debe ser de -421 MW, mientras que durante la operación se obtuvo un valor de -523 MW, lo que representa un 24% adicional al valor de diseño. 2).- Durante la operación, la ∆Tml es de 20.85 °C y el condensador se diseñó para operar con una ∆Tml de 8.57 °C; ésto hace que se incremente de manera sensible la temperatura de condensación del vapor, de 42.88 °C a 58.45 °C. Esto se debe al incremento de la carga térmica al agua de enfriamiento, y hace que la presión de condensación se incremente de 0.086 bar a 0.1492 bar. 3).- Las condiciones de operación con respecto a las de diseño, hacen que la eficiencia energética del condensador disminuya en 30 %. 4.2- Comparación del Análisis Exergético En la tabla 4.9 se muestran las condiciones ambiente y las variables termodinámicas que se consideraron para los cálculos exergéticos. Aquí se proporcionan los valores de temperatura del ambiente (t0) y presión del ambiente (p0), que son medidos por una torre meteorológica que se encuentra instalada en la central termoeléctrica Valle de México; también se proporciona la temperatura de pared del condensador (tpared) que se obtiene por medición; el calor específico del agua (cp); las entalpías específicas (h0) y las entropías específicas (s0), para el agua y el aire que son obtenidas con los valores de (t0) y (p0).

No. Variable Unidades Valor Absoluto Especie

1 (t0) °C 25.00 298.15 ambiente

2 (p0) bar 0.78 ambiente

3 (tpared) °C 55.073 328.22 condensador

4 (h0) kJ/kg 104.18 agua

5 (s0) kJ/kg°K 0.365 agua6 Cp kJ/kg°C 4.184 agua7 (h0) kJ/kg 298.33 aire

8 (s0) kJ/kg°K 2.5804 aire

Tabla 4.9 Condiciones ambientes y propiedades termo dinámicas

69

Los resultados obtenidos del análisis exergético a las condiciones de operación se muestran en la tabla 4.10 .


1 - 3 Caja E ΔExAE = -33,073,442.73 -9.19

2 - 4 Caja W ΔExAW = -30,275,127.49 -8.41

Total ΔEXAT = -63,348,570.22 -17.60

5 - 6 Vapor de escape ΔExV = 182,954,458.97 50.82

8 Drenajes, venteos y sellos ExDe = -2,597,530.54 -0.72

10 Repuesto de condensado ExARe = 6,672.62 0.00

9 Recirculación bombas condensado ExBe = 0.00 0.00

7 Gases incondensables ExGIs = -1,126.18 0.00Exergía destruida Ex destruida = 108,201,461.76 30.06

Pérdidas por convección Exqconv = -8,814,695.25 -2.45

Exergía recuperada Ex recuperada = 63,348,570.22 17.60Exergía suministrada Ex suministrada = 182,954,458.97 50.82

Eficiencia exergética (%) ηexe = 34.63 34.63

Flujos de exergía al 100 % de carga

Tabla 4.10 Resultados del análisis exergético a las condiciones de operación

En la tabla 4.11 se muestran los resultados obtenidos del análisis exergético a las condiciones de diseño.

70


1 - 3 Caja E ExAE = -16,745,977.54 -4.65

2 - 4 Caja W ExAW = -16,745,977.54 -4.65

Total EXAT = -33,491,955.07 -9.30

5 - 6 Vapor de escape ExV = 94,650,032.83 26.29

8 Drenajes, venteos y sellos ExDe = -81,005.14 -0.0210 Repuesto de condensado ExARe = 1,964.47 0.00

9 Recirculación bombas condensado ExBe = 0.00 0.00

7 Gases incondensables ExGIs = -292.28 0.00Exergía destruida Ex destruida = 52,049,827.83 14.46

Pérdidas por convección Exqconv = -9,029,501.54 -2.51

Exergía recuperada Ex recuperada = 33,491,955.07 9.30Exergía suministrada Ex suministrada = 94,650,032.83 26.29

al 100 % de cargaFlujos de exergía

Eficiencia exergética (%) ηexe = 35.39 35.39

Tabla 4.11 Resultados del análisis exergético a las condiciones de diseño

En la tabla 4.12 se muestra la comparación entre los resultados obtenidos del análisis exergético a las condiciones de operación y de diseño. Aquí se compara el cambio en el flujo de exergía transmitido al agua de enfriamiento (∆ExTA), el cambio en el flujo de exergía suministrado por el vapor de escape en el condensador (∆Exv), el flujo de exergía transmitido por el vapor por convección hacia el ambiente (Exqconv), la exergía destruida (Exd) y la eficiencia exergética (ηexergética), para las condiciones de operación y de diseño al 100 % de carga. También se presenta una columna con las diferencias entre estos valores, indicados por (Dif (O-D)) y esas mismas diferencias en porcentajes ((Dif (%)).

Operación Diseño Dif (O-D) Operación Diseño Dif (O-D)

Agua de enfto. ∆EXAT -63,348,570.22 -33,491,955.07 -29,856,615.15 -17.60 -9.30 -8.29 89.1

Vapor de escape ∆ExV 182,954,458.97 94,650,032.83 88,304,426.14 50.82 26.29 24.53 93.3

Pérdidas convec. Exqconv -8,814,695.25 -9,029,501.54 214,806.28 -2.45 -2.51 0.06 -2.4

Exergía destruida Ex destruida 108,201,461.76 52,049,827.83 56,151,633.93 30.06 14.46 15.60 107.9

Dif (%)

-2.19

Tabla 4.12 Comparación del análisis exergéticoOperación vs Diseño al 100% de carga

kJ/h MW

Eficiencia (%) ηexe 34.63 35.39 0.76 34.63 35.39 -0.76

Variable

71

Se observa que en las condiciones de operación, ∆ExAT, ∆ExV, y Exdestruida son mayores a los obtenidos en las condiciones de diseño, mientras que la Exqconv y ηexe a las condiciones de operación son menores que las obtenidas a las condiciones de diseño. Esta situación se puede explicar porque a las condiciones de diseño se tiene un menor gasto másico del vapor de escape que a las condiciones de operación y de manera contraria, el gasto másico de agua de enfriamiento es mayor en las condiciones de diseño que en las condiciones de operación. Esto indica que el condensador está operando fuera de las condiciones de diseño. Del análisis y comparación de los resultados exergéticos obtenidos anteriormente se observa que: 1).- En la tabla 4.12 el cambio del flujo de exergía del agua de enfriamiento en las condiciones de diseño en el condensador es de -9.3 MW, mientras que durante la operación se está obteniendo un valor de -17.60 MW. Esto significa un flujo de exergía mayor en un 89 % al de diseño. 2).- El cambio del flujo de exergía por el vapor de escape de la turbina de baja presión a las condiciones de diseño es de 26.29 MW, mientras que durante la operación se obtuvo un valor de 50.82 MW, lo que representa un incremento del 93% respecto al valor de diseño. 3).- La exergía destruida para las condiciones de diseño es de 14.46 MW, y para las condiciones de operación es de 30.03 MW, representando un incremento del 108 %. 4).- Las eficiencias exergéticas, indican un resultado de diseño del 35.39 %, y de operación de 34.63%, lo que representa una disminución de esta eficiencia del - 2.19%. Para el condensador que se esta estudiando, la eficiencia exergética se conforma principalmente por la relación del incremento neto del flujo de exergía del fluido frio (agua de enfriamiento o refrigerante), entre el decremento neto del flujo de exergía del fluido caliente (vapor), desde su entrada hasta su salida. Esto se puede expresar de la siguiente manera:

(4.7)

Utilizando la ecuación (4.7), se presenta la Figura 4.3 , que muestra una gráfica obtenida de paper del International Journal of Heat and Mass Transfer, en donde se presenta el estudio de evaluación de la temperatura optima del agua de enfriamiento,

72

durante la condensación de vapor saturado en tubos de condensador. Este evaluación se realizó para un flujo másico de vapor de condensación de 1.0 kg/s, asumiendo una temperatura ambiente de 15°C y considerando únicame nte como corrientes en el condensador: el flujo másico de vapor de entrada, el flujo másico de condensado de salida y el flujo másico del agua de enfriamiento de entrada y salida.

0

10

20

30

40

50

60

70

80

ηe

x (

%)

t0 (°C)

mVe= 1.0 kg/s, mTA = 62.5 kg/s, mGI = 0.092 kg/s

10.5

15

20

25

30

tTAe =

15 20 25 30 355 10

Figura 4.3 Dependencia de la eficiencia exergética del condensador con la temperatura del medio ambiente, a diferentes temperaturas del agua de enfriamiento. Para el caso del condensador que estamos estudiando, los cambios netos de flujo de exergía de la ecuación (4.7) fueron evaluados utilizando las ecuaciones 3.17, 3.18 y 3.19, que fueron desarrolladas en el capítulo III. Con los datos disponibles de las eficiencias exergéticas obtenidas a las condiciones de operación y diseño, se trazó la Figura 4.4 , en donde se muestra la dependencia de la eficiencia exergética del condensador principal del ciclo híbrido en función de la temperatura del medio ambiente, para las temperaturas de entrada del agua de enfriamiento a las condiciones de operación y de diseño evaluadas.

73

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

1 6 11 16 21 26 31 36

ηe

x(%

)

t0 (°C)

mVe = 243.5 kg/s, mTA = 6261.5 kg/s, mGI = 0.0022 kg/s

Operación = 26.52 °C

Diseño = 26.11 °C

15 20 25 30 355 10

tAe

Figura 4.4 Variaciones de eficiencia exergética con la temperatura del medio ambiente, a las temperaturas del agua de enfriamiento de operación y de diseño.

Con el objetivo de comparar los resultados obtenidos en el estudio que nos ocupa, se presenta la gráfica sobreponiendo los resultados de esta evaluación enl a gráfica obtenida del artículo International Journal of Heat and Mass Transfer 51 (2008) 2462-2470, con el objetivo de comparar la lógica de los resultados obtenidos en dicho Journal y los obtenidos en el condensador de la unidad 4, los cuales se muestran en la Figura 4.5

74

0

10

20

30

40

50

60

70

80

ηe

x (

%)

t0 (°C)

mVe= 243.5 kg/s, mTA = 6261.5 kg/s, mGI = 0.0022 kg/s

10.5

15

20

25

26.11

26.52

30

tTAe =

15 20 25 30 355 10

Figura 4.5 Variaciones de eficiencia exergética con la temperatura del medio ambiente, a las temperaturas del agua de enfriamiento de operación y de diseño. Las diferencias existentes entre los resultados del estudio presentado por Haseli, Dincer y Naterer ( ), al compararse con los resultados obtenidos en el estudio del condensador principal del ciclo híbrido de potencia de la central termoeléctrica Valle de México, se pueden explicar en virtud de que en el artículo mencionado, los autores unicamente están considerando las corrientes de entrada y salida del agua de enfriamiento y la corriente de entrada de vapor y salida de condensado, mientras que para el caso del condensador aquí presentado, se están considerando un total de diez corrientes de flujos, lo que influye en los resultados. Por otro lado en el estudio del condensador del ciclo híbrido, la presión ambiente que se considera es de 0.78 bar.

75

Con los datos obtenidos del análisis exergético a las condiciones de operación y diseño, se trazó la Figura 4.6 , en donde se muestra la variación de la exergía destruida en relación con el flujo másico de vapor en el condensador principal del ciclo híbrido, considerando la temperatura del medio ambiente To = 25 °C. Lo anterior para las temperaturas del agua de enfriamiento a las condiciones de operación y de diseño evaluadas.

0

5

10

15

20

25

30

35

40

0 25 50 75 100 125 150 176.5 200 226.5 250 275

Exe

rgia

d

est

ruid

a

(M

W)

Flujo másico de vapor (kg/s)

Diseño

Operación

to = 25 °C

Figura 4.5 Variaciones de la exergía destruida con el flujo másico de vapor, a las temperaturas del agua de enfriamiento de operación y de diseño, para una to de 25°C

76

CONCLUSIONES La metodología de cálculo del análisis energético-exergético empleada en este

trabajo ha permitido mostrar, de una manera sencilla y objetiva, los procedimientos necesarios para realizar la evaluación térmica del condensador principal del ciclo híbrido de la central termoeléctrica Valle de México.

El análisis exergético no sustituye al análisis energético sino que lo complementa.

Con el análisis energético, simplemente no es posible detectar las causas que provocan la degradación de la energía en un sistema, debido a que unicamente realiza balances de energía. Por otro lado, mediante el análisis exergético, sí es posible detectar las degradaciones de la energía (destrucción o pérdida de Exergía).

En el caso de estudio, con el análisis energético la energía perdida se encuentra

localizada básicamente en el calor perdido en el condensador y en el calor desechado al ambiente. Por el contrario es en el análisis exergético donde se observa que la capacidad de producir trabajo o potencia (exergía) se pierde durante la operación del condensador, principalmente por pérdidas de energía que implican degradación de la misma. También con el análisis exergético fue posible identificar y cuantificar correctamente las pérdidas por irreversibilidades ocasionadas por la producción de entropía al interior del equipo, así como las pérdidas producidas por el desalojo de corrientes al ambiente (efluentes), siendo en este caso solo el calor desechado al ambiente. Las pérdidas en conjunto representan las pérdidas totales de exergía en el sistema.

En general, el análisis energético-exergético, con los parámetros de eficiencia energética y eficiencia exergética ayuda a puntualizar las acciones correctivas que se pueden tomar y lograr un mejor aprovechamiento de la energía con conveniencias tanto técnicas como económicas.

Con el análisis energético-exergético realizado en el condensador principal del ciclo híbrido de potencia de la Central Termoeléctrica Valle de México, a las condiciones de operación y de diseño, se concluye que el condensador no fue diseñado para operar en las condiciones que se encuentra operando a partir de la modificación que sufrió la unidad 4 en el año 2003 , al pasar de una forma de operación de vapor convencional a una forma de operación como ciclo híbrido, lo anterior se fundamenta en la existencia de pérdidas provocadas por la disfunción en la operación del equipo, las cuales repercuten directamente en sus resultados de eficiencia energética y Exergética, con las siguientes consecuencias:

a) Un aumento del 27% en el gasto másico del vapor de escape, lo que provoca que el equipo esté operando fuera de las condiciones de diseño, ya que fue diseñado para operar con una carga térmica menor.

77

b) Una disminución del 30% en la eficiencia energética (ηTER) a las condiciones de operación, al compararla con los resultados obtenidos a las condiciones de diseño. c) Una disminución en el coeficiente de transferencia de calor (U) a las condiciones de operación, al compararla con los resultados obtenidos a las condiciones de diseño, el cual se vio disminuido en prácticamente dos veces. d) Un incremento de 12.28°C en la diferencia media l ogarítmica de temperaturas del condensador (∆Tml), la cual es mayor respecto al obtenido en las condiciones de diseño. e) Un incremento sensible en la temperatura de condensación del vapor de 15.57°C a las condiciones de operación, al compararla con el diseño.

f) Un incremento del 108% en la Exergía destruida (Exd) a las condiciones de operación, al compararla con el valor de diseño.

g) Una disminución del 2.19% en la eficiencia Exergética ( ηexergética) obtenida durante las condiciones de operación, al compararla con el valor obtenido de diseño.

Las principales pérdidas en base a la comparación de operación respecto a diseño por disfunción en el condensador del ciclo híbrido de la Central Termoeléctrica Valle de México se deben principalmente a lo siguiente:

1) El gasto másico de vapor de escape que entra al condensador principal

proveniente de la turbina de baja presión es mayor en las condiciones de operación que en las condiciones de diseño, lo que repercute en la mayor carga térmica que se debe disipar, incrementando las temperaturas del agua de enfriamiento que sale del condensador, así como la temperatura de condensación del vapor de escape, lo que provoca un incremento en la presión de operación del equipo.

2) El gasto másico de agua de enfriamiento es menor en las condiciones de

operación que en las condiciones de diseño, lo que repercute en la mayor temperatura del agua de enfriamiento que entra al condensador principal.

78

RECOMENDACIONES Al ser el vapor proveniente de la turbina y las bombas de agua de circulación que

proveen el agua de enfriamiento necesaria para la operación de la unidad los equipos que presentan las mayores disfunciones, debidas a las diferencias en su operación actual con respecto a diseño, se debe poner especial atención en su funcionamiento y darles buen mantenimiento.

En la turbina de vapor se recomienda programar a la brevedad un mantenimiento

correctivo, principalmente a los rotores y diafragmas de las turbinas de alta, intermedia y baja presión, considerando dentro del alcance el cambio de los sellos de vapor de los tres cuerpos de turbina. Con estas medidas correctivas se logrará disminuir sustancialmente el flujo de vapor que entra al condensador principal y con ello la carga térmica que este tiene que disipar. En relación a los sellos de vapor de los tres cuerpos de la turbina, se sugiere considerar la instalación de un nuevo diseño de sellos de vapor de tipo autoajustables, los cuales se caracterizan por mantener durante su vida útil de aproximadamente 4 años, los huelgos acordes a los valores de diseño, evitando con esto fugas que repercuten en la baja eficiencia de las turbinas de vapor y que incrementan la carga térmica que recibe el condensador principal, esta sugerencia tiene como inconveniente la inversión inicial, ya que los sellos autoajustables tienen un costo superior en aproximadamente un 400% más que los sellos convencionales, pero compensan la inversión con el tiempo que mantienen controladas las fugas por los sellos de vapor, durante su vida útil.

Como se concluyó, el sistema de enfriamiento está operando de manera deficiente

a las condiciones de operación, en virtud de estar suministrando un flujo de agua de enfriamiento inferioror al de diseño. Por esta razón se recomiendan acciones encaminadas a proporcionar mejoras en la operación del sistema de agua de circulación, con lo que se mejorara la operación actual del sistema. Estas recomendaciones van desde considerar un mantenimiento general a las bombas de agua de circulación considerando la reparación de impulsores y volutas con el objetivo de recuperar el flujo de diseño de estos equipos, medición periódica del flujo entregado por estos equipos, con el objetivo de dar seguimiento a su degradación y la revisión y evaluación del estado físico y operación de la torre de enfriamiento. En relación a los impulsores de las bombas de agua de enfriamiento, se recomienda considerar sustituirlos por impulsores modificados que permitan incrementar en un 10% el flujo de diseño del agua de enfriamiento, lo anterior tomando en cuenta la capacidad actual de los motores que se encuentra subejercida en aproximadamente 30 amperes y que no se requiere de modificaciones sustanciales al conjunto bomba-motor, ni en el cárcamo de succión de las mismas.

79

Una recomendación un poco más complicada por el alcance, ya que implica modificar el condensador principal, sería incrementar la superficie de intercambio del mismo de acuerdo a las condiciones de operación actuales, para absorber el incremento de la carga térmica del vapor de escape, con la finalidad de disminuir la temperatura de condensación del vapor, con lo que también se disminuirá la presión de operación del equipo. Este cambio provocaría el descenso sensible en la disfunción de la operación del condensador del ciclo híbrido por el incremento del coeficiente global de transferencia de calor al acercarlo a su valor de diseño.

En relación a la torre de enfriamiento, aunque no fue materia de estudio en este

documento, se pueden realizar acciones encaminadas a reducir la temperatura del agua fría que ingresa al condensador principal, considerando acciones tales como el cambio del relleno actual de tipo tablillas, por un relleno de alta eficiencia que permitirá tener un mejor intercambio de calor entre el aire y el agua, esto se recomienda en base a que la torre de enfriamiento actual es del año de 1974 y se tienen avances tecnológicos en la actualidad que pueden ayudar a mejorar el comportamiento térmico de ese equipo.

Una recomendación final queda establecida en el sentido de ampliar el

conocimiento del comportamiento exergético, de los equipos directamente relacionados con el condensador principal. Esto quiere decir que es importante aplicar el estudio energético-exergético al sistema de enfriamiento completo que incluye la torre de enfriamiento con sus equipos auxiliares y la turbina de vapor, lo que permitirá identificar otras oportunidades de optimizar el aprovechamiento de la energía en el ciclo híbrido de la central termoeléctrica valle de México.

80

REFERENCIAS

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2. Página web e Intranet de la Comisión Federal de Electricidad

(http://www.cfe.gob.mx).

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Termoeléctrica Valle de México. 13. Energy, exergy, and Second Law performance criteria, Noam Lior, Na Zhang,

publication Energy 32 (2007) 281-296.

14. Definitions and nomenclature in exergy analysis and exergoeconomics, George Tsatsaronis, publicación Energy 32 (2007) 249-253.

81

15. Energy Efficiency For Engineers and Technologists,T D Eastop & D R Croft, Longman Group UK Limited 1990.

16. Optimum Temperatures in a shell and tube condenser whit respect to Exergy, Y. Haseli, I. Dincer, G.F Naterer. International Journal of Heat and Mass Transfer 51 (2008) 2462-2470.

17. Prueba realizada en fecha 22 de febrero de 2007, por parte del Laboratorio de

Pruebas de la C.F.E (LAPEM) con número de informe K3323-2313-07. 18.- Evaluación de Recuperación de Energía en Equipos de una Planta de Servicios Auxiliares, Pedro Quinto Diez, Juan Gabriel Barbosa Saldaña, Claudia del Carmen gutiérrez Torres, José Alfredo Jiménez Bernal, Revista de la Sociedad Mexicana de Ingeniería Mecánica, Vol. 2, Núm. 6, Año 7, Marzo 2008.

82

APENDICES APENDICE 1.

APLICACIÓN DEL BALANCE DE ENERGIA AL VOLUMEN DE CON TROL EN ESTADO PERMANENTE

CONDICIONES DE PRUEBA.

CONSIDERACIONES: 1).- Se desprecian los cambios de Energía Cinética. 2).- Se desprecian los cambios de Energía Potencial. Para el Agua de Enfriamiento: Circuito Caja E.-

Circuito Caja W.-

Para el Vapor de Escape.-

(-) Cediendo Calor.

83

Drenaje al Condensado.-

Respuesto de Condensado.-

Recirculación Bombas Condensado.-

Salida de Incondensables.-

Eficiencia Energética.-

(575.87MW)

84

CONSIDERAN

APLICACIÓN DEL BALANCE EXERGÉTICO CONDICIÓN DE PRUE BA.

Agua de Enfriamiento. Caja este (E).-

)

85

Caja oeste (W).-

(17.894MW)

Vapor de escape.-

86

Drenajes al condensador.-

Repuesto de condensado.-

Bombas de condensado.-

Salida de incondensables.-

Cálculo de la energía perdida debido a las irrevers ibilidades.-

87

Determinación de la eficiencia exergética.-

88

APENDICE 2.

CÁLCULO DEL COEFICIENTE GLOBAL DE TRANSFERENCIA DE CALOR PARA LAS CONDICIONES DE DISEÑO Y OPERACIÓN. Primeramente establecemos que el flujo térmico transmitido en el condensador queda como:

(4.1)

(4.2)

Obteniendo la diferencia de temperaturas entre Tc y Tf que se presenta en el condensador en función del área de transmisión de calor A:

(4.3)

(4.4) Aplicando las ecuaciones de 4.1 a 4.4, al condensador para las condiciones de diseño y prueba, obtenemos: Condiciones de diseño: Tc = 42.88 °C Tfe = 26.11 °C Tfs = 39.27 °C

25,889,000 kg/hr = 7191.4 kg/s

89

∆Ta = 42.88 – 39.27 = 16.77 °C ∆Tb = 42.88 – 39.27 = 3.61 °C

Considerando que el área de intercambio de calor de diseño A= 12,626 m2:

Condiciones de Operación: Tc = 58.45 °C Tfe = 26.50 °C Tfs = 45.5 °C

22,491,670 kg/hr = 6,247.68 kg/s

90

∆Ta = 58.45 – 26.50 = 31.95 °C ∆Tb = 58.45 – 45.50 = 12.95 °C

Considerando que el área de intercambio de calor de diseño A= 12,626 m2:

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