Capítulo I. Introducción

Transcripción

1 Indice Capítulo I. Introducción Objetivos y alcance Introducción a la energía eléctrica Ciclo de vapor Ciclo de Carnot Materialización práctica del ciclo de Carnor Mejoras al ciclo de Rankine Balance térmico Potencia entregada a la caldera Calor bruto y neto recibido por el vapor Calor total cedido en el condensador 1.5 Sistemas de refrigeración para centrales térmicas Torres de refrigeración Torres de tiro natural Torres de tiro mecánico 1

2 Indice Aerocondensadores Configuración de aerocondensadores para C.T. 1.6 Uso de aerocondensadores y problemática ambiental Comparativa de sistemas de refrigeración 37 Capítulo II. Descripción de las tecnologías Funcionamiento y características de los aerocondensadores 43 2

3 Indice Proceso de condensación Incondensables Partes de un aerocondensador y consideraciones técnicas Especificaciones térmicas Sistema de arranque y protección contra la congelación Tecnología de los tubos aleteados Constantes del proceso Parámetros del vapor Parámetros de entrada al condensador Parámetros del condensado Parámetros de entrada de aire Parámetros de salida del aire Flujos másicos 79 3

4 Indice Otros parámetros del aire Otros parámetros de transferencia Especificaciones 83 Capítulo III. Conceptos teóricos sobre transferencia de Calor Transferencia de calor por conducción Transferencia de calor por convección Concepto de resistencia térmica 88 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado Obtención de los parámetros necesarios para el cálculo Datos del vantilador 4.1.2Datos del aire 95 4

5 Indice Características del aerocondensador Dimensiones de los tubos Dimensiones de las aletas Propiedades del vapor Otros parámetros necesarios Coeficientes de transferencia Coeficiente de película interior Coeficiente de película exterior Resistencia térmica del tubo Resistencia de las aletas Cálculo del coeficiente global de transferencia U Programas utilizados para el cálculo de las propiedades físicas Proceso de cálculo 119 5

6 Indice 4.3 Aplicación informática 126 Capítulo V. Análisis de resultados Metodología para el análisis económico Aplicación a la central térmica de Rio Turbio Valoración económica del resultado 5.3 Análisis de sensibilidad Factor temperatura Factor precio de la energía Conclusiones Conclusiones generales Conclusiones sobre la metodología 147 Beca en Empresarios Agrupados 149 6

7 Indice Capítulo VI. Bibliografía 150 Capítulo VII Anexos 151 7

8 Capítulo I Introducción Capítulo I Introducción 1

9 Capítulo I Introducción 1 Introducción 1.1 Objetivos y alcance El objetivo de este proyecto es la evaluación de diferentes ofertas de aerocondensadores La evaluación consistirá en un análisis de la rentabilidad de las diferentes ofertas teniendo en cuenta la capacidad de refrigeración y los consumos de cada equipo. Un equipo con un buen rendimiento permitirá mayor aprovechamiento de la energía producida en la turbina, lo que supone un beneficio económico. Este análisis se efectuará realizando un modelo para el proceso de transferencia de calor y su posterior aplicación informática para evaluar el funcionamiento de los diferentes aerocondensadores en función de la temperatura ambiente bajo la que operen. Esta aplicación se utilizará para la evaluación de un caso real de implantación de un aerocondensador en una central térmica en la habrán tres ofertantes para el equipo de condensado y habrá que determinar el que proporcione un mayor beneficio económico para dicha central 2

10 Capítulo I Introducción 1.2 Introducción a la energía eléctrica. La energía eléctrica tiene una importancia capital en el mundo moderno, tanto que no podría concebirse la civilización actual sin el consumo masivo de la misma. Tanto es así que el consumo de energía eléctrica cuantifica el grado de desarrollo de un país. No solo es de destacar la importancia de la energía en la sociedad actual si no la creciente demanda de esta debido a la aparición de nuevas tecnologías que precisan de electricidad para funcionar. Desde el continuo incremento de electrodomésticos y máquinas hasta la automoción y el transporte. Con esto concluimos la creciente importancia de la energía eléctrica en el mundo. El aprovechamiento de los recursos energéticos es una iniciativa inherente al ser humano, como se puede comprobar observando como hace ya miles de años aprovechaban la energía del viento o del agua para mover mecanismos simples que les facilitaban algún proceso laborioso. Hoy en día estos sistemas están muy perfeccionados además de tener otras fuentes de obtención de energía como los combustibles fósiles o el uranio para la energía nuclear. La generación de energía eléctrica se lleva a cabo mediante centrales de diversos tipos. Centrales térmicas, nucleares, de ciclo combinado, hidráulicas u otro tipo de plantas de generación mediante 3

11 Capítulo I Introducción recursos renovables como son las fotovoltaicas o las solares, entre muchas otras. En el caso de estudio de este proyecto nos vamos a centrar en las centrales térmicas, concretamente en el sistema de refrigeración o sistema de condensado que es el encargado de condensar el vapor procedente de la turbina. En el siguiente apartado se explica el proceso de obtención de la energía y los ciclos termodinámicos empleados 1.3 Ciclo de vapor. El diseño de las plantas de generación termoeléctrica pasa por establecer una serie de procesos termodinámicos que posibiliten la conversión de las distintas formas de energía. Tal sucesión de procesos de conversión define un ciclo termodinámico, y la mayor parte de ellos manejan como fluido el agua-vapor. Un ciclo se denomina cerrado cuando el fluido motor, a partir de un estado inicial y tras sufrir una serie de transformaciones o procesos, vuelve finalmente a su estado de origen. Desde el punto de vista industrial el ciclo se cierra a partir de una serie de sistemas interconectados. A continuación se muestran los ciclos termodinámicos empleados en la os procesos de generación. 4

12 Capítulo I Introducción 1.3.1Ciclo de Carnot. Es obligada la referencia histórica del ciclo de Carnot (Sadi Carnot, ingeniero francés, 1824) como punto de partida teórico e ideal del ciclo cerrado agua-vapor que se mueve entre dos niveles térmicos; T-s (temperatura-entropía). Este ciclo reversible está formado por dos procesos isotermos y dos isentrópicos, esto es, adiabáticos y reversibles. La absorción y cesión de calor tiene lugar a presión y temperatura constantes, mientras las etapas de expansión y compresión se efectúan sin irreversibilidades (ver representación T-s adjunta). El rendimiento del ciclo de Carnot es un rendimiento máximo ideal que sólo depende de las temperaturas de los focos caliente y frío. Además, es independiente de su extensión e incluso de la naturaleza del sistema que lo recorre, no siendo necesario ni siquiera un fluido condensable. La expresión del rendimiento (η) es la siguiente: 5

13 Capítulo I Introducción Figura 1.1 Ciclo de Carnot Se habla frecuentemente de la esclavitud de varnot para denotar el hecho de que, por mucho que mejoren los diseños de las máquinas hasta hacerlas ideales, el rendimiento del ciclo no puede ser superior al establecido en el siguiente gráfico. 6

14 Capítulo I Introducción Figura 1.2 Rendimiento ciclo de Carnot Materialización práctica del ciclo de Carnot. El ciclo de Rankine. El ciclo ideal de Carnot es inviable en la práctica ya que posee graves inconvenientes para poder ser aplicado en una máquina térmica. Además de la imposibilidad de efectuar de forma isentrópica los procesos de compresión y expansión, resulta inviable la compresión de una mezcla bifásica, por lo que debe efectuarse el bombeo de la fase totalmente condensada [3-4]. Además, con el fin de evitar un alto grado de humedad en el vapor expandido en los últimos escalones de la turbina, se tiende a sobrecalentar el vapor principal (el admitido en turbina) con lo que al mismo tiempo se incrementa el salto entálpico disponible [1-2]. 7

15 Capítulo I Introducción Figura 1.3 Esquema termodinámico ciclo de Rankine La absorción de calor [4-1] ya no se efectúa a temperatura constante, ya que dicho proceso ha sido sustituido por un proceso isóbaro. El diagrama adjunto muestra este ciclo, conocido como ciclo simple de Rankine con sobrecalentamiento, así como la disposición de los equipos necesarios. 8

16 Capítulo I Introducción Mejoras del ciclo de Rankine. La eficiencia energética del ciclo simple de Rankine puede mejorarse por dos vías alternativas mejorando el diseño de los equipos y actuando sobre aspectos termodinámicos: El aumento de la presión y temperatura del vapor en la admisión a turbina conduce a la mejora del rendimiento, al hacerlo la temperatura del foco caliente. No obstante, actualmente el valor máximo de temperatura está limitado por cuestiones metalúrgicas a una temperatura máxima de metal en la zona de sobrecalentamiento de 600º C, siempre que se empleen aceros especiales fuertemente aleados. Los valores habituales para esta temperatura empleando aceros corrientes son º C. La presión no constituye en sí misma un problema, existiendo actualmente centrales que operan por encima del punto crítico (más de 220 bar). 9

17 Capítulo I Introducción [Escriba una cita del documento o del resumen de un punto interesante. Puede situar el cuadro de texto en cualquier lugar del documento. Utilice la ficha Figura 1.4 Efecto de la mejora aumentando la presión para un ciclo de Herramientas de cuadro de texto para cambiar el formato del cuadro de texto de la Rankine cita.] Nótese que al sobrecalentar el vapor el rendimiento del ciclo aumenta. Esto podría justificarse considerando el proceso global como una sucesión de ciclos elementales de Carnot con temperaturas de foco caliente crecientes. El incremento del área encerrada en el diagrama se traduce en un incremento del trabajo del ciclo. El aumento de la presión de trabajo puede resultar incluso contraproducente si no va acompañado del correspondiente incremento de la temperatura de vapor sobrecalentado. 10

18 Capítulo I Introducción [Escriba una cita del documento o del resumen de un punto interesante. Puede situar el cuadro de texto en cualquier lugar del Figura 1.5 Influencia documento. de los Utilice parámetros la ficha de Herramientas vapor sobre de el rendimiento cuadro de texto de un para ciclo así como el título a la salida de la turbina cambiar el formato del cuadro de texto de la cita.] La otra opción que se contempla para mejorar el rendimiento del ciclo es rebajar la presión a la salida de la turbina. Rebajar el nivel de vacío del condensador también permite mejorar el rendimiento, al descender la temperatura del foco frío, si bien a costa de aumentar la humedad del vapor expandido. No obstante el grado de vacío que puede alcanzarse está limitado por las características o posibilidades del foco frío. 11

19 Capítulo I Introducción Figura 1.6 Mejora del ciclo por disminución de la presión de condensado. Figura 1.7 Influencia del grado devacío en el condensador sobre el rendimiento del ciclo de Rankine así comoen el título del vapor. 12

20 Capítulo I Introducción Rebajar la presión en el condensador es la única posibilidad que tenemos en nuestro caso para mejorar la eficiencia del ciclo termodinámico. Nuestro objetivo principal será el estudio de la contrapresión para determinar la potencia de salida de la turbina. La potencia de salida depende directamente de la diferencia de entalpías del vapor a la entrada y salida de la turbina, y al flujo de vapor. Responde a la siguiente ecuación: Q mvap h Siendo h el incremento de entalpía y m vap el flujo másico de vapor Notamos que la entalpía de un fluido depende directamente de la temperatura de este. h U p V Con U la energía interna del fluido, y P y V la presión y el volumen de este. Así si conseguimos bajar la presión en el condensador conseguiremos bajar la entalpía y por consiguiente se aumentará la potencia en la turbina. La presión la bajamos haciendo bajar la temperatura del foco crío ya que presión y temperatura son directamente proporcionales. 13

21 Capítulo I Introducción Figura 1.8 Diagrama de temperaturas de un intercambiador de calor Aquí tenemos un esquema de las temperaturas de los fluidos refrigerante y refrigerado. 1.4 Balance térmico. El balance térmico del ciclo, además de ofrecernos información sobre el comportamiento de cada uno de los equipos integrados, nos ofrece en conjunto una valoración cuantitativa de potencias y rendimientos: lo que interesa en última instancia en el balance térmico de una central es determinar el coste en términos de combustible a quemar por cada unidad de energía eléctrica puesta en red. 14

22 Capítulo I Introducción Potencia entregada a la caldera. El aire comburente que entra en el hogar impulsado por el VTI sufre un calentamiento previo mediante los gases de escape y, a veces, con vapor auxiliar. También el combustible (carbón) se produce un calentamiento durante el proceso de molienda y el arrastre hasta los quemadores. Eso significa que la máxima energía disponible en la combustión incluye no sólo el contenido energético del combustible (su poder calorífico) sino también el calor sensible asociado a él mismo y al aire comburente Calor bruto y calor neto recibidos por el vapor. Se define el calor total cedido por la caldera (CTC) o calor bruto como el calor suministrado al vapor generado independientemente del uso que de él se haga, esto es, aunque parte de él no sea conducido a la turbina. De esta manera el CTC incluye el calor asociado al vapor de auxiliares, al vapor de sopladores o al caudal de líquido de purga continua. El rendimiento de la caldera se define como la relación entre el CTC y el calor puesto en juego en la combustión. 15

23 Capítulo I Introducción Se define el calor total cedido por la caldera al ciclo (CTCC) o calor neto recibido por el vapor al calor suministrado al vapor y que es aprovechado en alguna parte del ciclo. Puesto que el vapor de sopladores, los drenajes de la purga continua y ciertos usos del vapor auxiliar no se reintegran al ciclo, estos no forman parte del CTCC. Sí lo hacen, aunque degradados energéticamente, los drenajes del tanque de goteos y el vapor procedente del tanque de purga continua del calderín. Es necesario destacar que el ciclo recibe aportaciones desde el exterior como la entalpía asociada al agua de aporte de condensado (que repone las pérdidas del ciclo), o el calor transferido desde el vapor auxiliar al aire comburente previo a su entrada en el hogar (este sería un calor devuelto desde el ciclo a la caldera). Se denomina factor de generación al cociente entre los calores bruto y neto Calor total cedido en el condensador. Casi dos terceras partes del calor bruto (o neto) no son aprovechados en la turbina, al tratarse de vapor a muy baja presión y poca temperatura. El sistema de agua de circulación absorberá el calor cedido por este vapor para su condensación. 16

24 Capítulo I Introducción El calor cedido al condensador se determina a partir de la diferencia entre el calor neto (aportado por la caldera al ciclo) y la potencia cedida tanto a la turbina principal (ver apartado d) como a las auxiliares. Figura 1.9 Balance térmico de una C.T. convencional 17

25 Capítulo I Introducción Según este esquema observmos lo siguiente: El calor neto, que será la energía disponible por el fluido a la entrada de la turbina, se emplea, una parte para la potencia de la turbina y la parte sobrante de esta energía la absorbe el condensador. Considerando que las pérdidas electromecánicas y los consumos propios permanecen constantes, la potencia neta de la turbina y la potencia cedida al condensador permanecen constantes para un régimen de carga determinado. Es decir que sabremos el calor a disipar por el condensador si sabemos la potencia generada por la turbina ya que la potencia neta o carga de la turbina es un dato para cada régimen de funcionamiento de la central. 1.5 Sistemas de refrigeración para centrales térmicas. Para refrigerar el condensador en un ciclo de vapor, de un ciclo combinado se contemplan ciclos abiertos, ciclos cerrados o ciclos asistidos. La poca disponibilidad de recursos hídricos en nuestro país, junto con la estricta normativa ambiental, hace prácticamente inviable la refrigeración de instalaciones de producción de energía eléctrica mediante un circuito de agua abierto (o asistido), en que el fluido refrigerante de forma continua es 18

26 Capítulo I Introducción tomado, usado como sumidero de calor y devuelto al medio a mayor temperatura. Por ello se acude a configuraciones en circuito cerrado que comportan el uso de torres de refrigeración, o se emplea sistemas de refrigeración por aire, los aerocondensadores, mediante un intercambio de calor sensible desde el agua de circulación al aire. A continuación se describe el funcionamiento de las principales modalidades de refrigeración en circuito cerrado Torres de refrigeración: En un esquema de circuito cerrado con torre de refrigeración, el condensador es enfriado por un circuito de agua, agua que a su vez cede el calor al medio en una torre de refrigeración. En esencia podemos definir las torres de refrigeración como intercambiadores de calor, que aprovechando el principio de evaporación por contacto directo aire agua consiguen reducir la temperatura del agua desde la entrada hasta la salida. 19

27 Capítulo I Introducción Figura 1.10 esquema circuito cerrado de refrigeración Su utilización permite utilizar el agua en circuito cerrado, con el consiguiente ahorro en agua frente al circuito abierto. El desprendimiento de calor tiene lugar en la superficie de contacto entre ambos sistemas, líquido y gaseoso, principalmente mediante dos procesos físicos distintos: calor sensible debido a la diferencia de temperatura entre ambos medios y mediante calor latente de vaporización siendo este último el más importante. Como resultado la corriente de aire, que se habrá saturado de humedad tras pasar por la torre, habrá incrementado su entalpía a costa de reducir la 20

28 Capítulo I Introducción del agua que habrá cedido el calor necesario para evaporar el agua que ha pasado a fase gaseosa (calor latente), además de disipar cierta cantidad de calor por gradiente térmico (calor sensible). Tipos de torres de refrigeración Torres de tiro natural. Las torres atmosféricas utilizan las corrientes de aire de la atmósfera. El aire se mueve de forma horizontal y el agua cae verticalmente (flujo cruzado). Son torres de gran altura y pequeña sección transversal. Deben instalarse en lugares muy despejados, de forma que ningún obstáculo pueda impedir libre circulación de aire a través de la torre. Tienen un coste inicial alto debido a su gran tamaño, pero el coste de mantenimiento es reducido, al no existir partes mecánicas móviles. Una torre de este tipo puede ser una solución muy económica para determinadas necesidades de refrigeración si puede garantizar que funcionará habitualmente expuesta a vientos de velocidades iguales o superiores a los 8 km/h. Si la velocidad promedio del viento es baja, los costes fijos y de bombeo aumentan mucho con relación una torre de tiro mecánico y no compensan el ahorro del coste de ventilación. La temperatura media del agua fría obtenida con una torre atmosférica será inferior a la que se obtendría con una torre de tiro mecánico diseñada para unas mismas condiciones de uso, ya que la 21

29 Capítulo I Introducción velocidad real del viento acostumbra a ser inferior a la de diseño. La temperatura de salida del agua siempre dependerá de la velocidad y dirección del viento. Actualmente, las torres atmosféricas están en desuso. Una torre de tiro natural es aquella en la que el aire es inducido por una gran chimenea que circunda el relleno. La diferencia de densidades entre el aire húmedo caliente y el aire atmosférico es el principal motivo por el cual se crea el tiro de aire a través de la torre. La diferencia de velocidades entre el viento circulante a nivel del suelo y el viento que circula por la parte superior de la chimenea también ayuda a establecer el flujo de aire. Por ambos motivos, las torres de tiro natural han de ser altas y, además, deben tener una sección transversal grande para facilitar el movimiento del aire ascendente. Estas torres tienen bajos costos de mantenimiento y son muy indicadas para enfriar grandes caudales de agua. Al igual que las torres atmosféricas, no tienen partes mecánicas. La velocidad media del aire a través de la torre suele estar comprendida entre 1 y 2 m/s. Las torres de tiro natural no son adecuadas cuando se quiere conseguir un valor de acercamiento pequeño y es muy difícil controlar exactamente la temperatura del agua. En las torres de tiro natural no se pueden utilizar rellenos de gran compacidad, debido a que la resistencia al flujo de aire debe ser lo más pequeña posible. 22

30 Capítulo I Introducción Figura 1.11 Torres de tiro natural Torres de tiro mecánico. Las torres de tiro mecánico proporcionan un control total sobre el caudal de aire suministrado. Se trata de torres compactas, con una sección transversal y una altura de bombeo pequeñas en comparación con las torres de tiro natural. En estas torres se puede controlar de forma precisa la temperatura del agua de salida, y se pueden lograr valores de acercamiento muy pequeños (hasta de 1 o 2 ºC, aunque en la práctica acostumbra a ser de 3 o 4 ºC). Si el ventilador se encuentra situado en la entrada de aire, el tiro 23

31 Capítulo I Introducción es forzado. Cuando el ventilador se ubica en la zona de descarga del aire, se habla de tiro inducido. Figura 1.12 Torre de tiro mecánico Aerocondensadores. En los aerocondensadores, el calor es disipado desde el proceso de generación, salida de la turbina, a través de superficies aleteadas. En 24

32 Capítulo I Introducción sistemas de refrigeración líquida, la refrigeración depende del bulbo húmedo de la temperatura ambiente, mientras que en los sistemas de refrigeración por aire, esta depende del bulbo seco o temperatura ambiente exterior, que aparte de ser normalmente más elevada que el bulbo húmedo, sufre mayores variaciones estacionales. La refrigeración por aire la encontramos en diversas aplicaciones de la industria, desde los pequeños ventiladores para refrigerar la placa de un ordenador, hasta enormes ventiladores que refrigeran el foco caliente de una central térmica. Hay diferentes configuraciones posibles. Convección forzada y convección inducida, y es necesario la correcta elección de la configuración para el buen funcionamiento de la planta. El intercambiador de calor consiste en haces de tubos dispuestos horizontal u oblicuamente encima del ventilador. El fluido caliente pasa a través de los tubos mientras que el aire refrigerante fluye a través de los tubos aleteados. Se suele colocar un muro que evita la recirculación del aire caliente a los ventiladores. Una primera clasificación de los condensadores en función del sistema de impulsión de aire. Puede ser convección natural forzada. En los condensadores de tiro forzado, los ventiladores se instalan debajo de los haces de tubos donde el aire está a la temperatura ambiente aparte de tener un menor consumo de energía para el mismo flujo másico de aire si el sistema es de tiro inducido. Otra ventaja de los aerocondensadores de tiro 25

33 Capítulo I Introducción forzado es que las temperaturas que deben aguantar las palas del ventilador son menores que las del tiro inducido al estar estos debajo de los tubos aleteados. Dentro de esta primera clasificación de los aerocondensadores podemos encontrar diversas configuraciones posibles. Figura 1.13 Condensador por convección forzada. 26

34 Capítulo I Introducción Figura 1.14 Condensador por convección inducida. Observamos la diferencia entre ambas. En la convección forzada si disponen los ventiladores debajo de los haces de tubos y impulsan aire hacia estos. En la convección inducida el aire es arrastrado desde arriba por los ventiladores, obteniendo un flujo de aire menor que para el caso anterior. Como la velocidad de salida del aire en los condensadores de convección inducida es baja, entre 2.5 m/s y 3.5 m/s el sistema es susceptible de formación de plumas de vapor y recirculación de este al circuito de aire. Es por esto que es necesaria la colocación de vallas que impidan esta recirculación. Estos equipos son menos susceptibles a las condiciones atmosféricas. Los haces de tubos de convección forzada están 27

35 Capítulo I Introducción más expuestos a lluvia, viento, etc. aparte de tener un flujo aire menos uniforme que los sistemas de tiro inducido debido a estas condiciones ambientales. Para condensadores de gran tamaño la superficie de tubos se inclina un cierto ángulo, unos 60º con respecto a la horizontal. Esta configuración se denomina comúnmente de tipo A. Figura 1.15 Condensador con configuración en A. 28

36 Capítulo I Introducción Se pueden encontrar otro tipo de configuraciones en función de las preferencias del constructor. La configuración rectángulas (figura a) es útil para sistemas cerrados en plantes de enfriamiento, mientras que la configuración vertical es mejor para plantas de menor tamaño. La configuración en V (figura c) se usa con flujos a contracorriente. Figura a) Figura b) Figura c) Figura 1.16 Otras configuraciones de condensadores. Otro tipo de aerocondensadores son por ejemplo los utilizados en la automoción. 29

37 Capítulo I Introducción Figura 1.17 Condensador para automoción Configuración de aerocondensadores para centrales térmicas. EL sistema más utilizado en plantas de generación es el llamado sistema directo o sistema Equipo 2, el vapor de salida de la turbina es conducida directamente a los haces de tubos como indica la figura. 30

38 Capítulo I Introducción Figura 1.18 Esquema de condensado para C.T. Configuración en A. Los haces de tubos están dispuestos según la configuración de tipo A para reducir el área de la instalación entre otros factores. La tubería de salida de turbina es de gran diámetro pero de longitud lo menor posible para minimizar perdidas de carga. Los ventiladores axiales crean un flujo de aire que circula a través de los tubos aleteados. Este tipo de condensadores empezó a implantarse para usos industriales en la década de los

39 Capítulo I Introducción Figura

40 Capítulo I Introducción Figura Uso de aerocondensadores y problemática ambiental. En este apartado se estudiará bajo qué condiciones es necesario el uso de aerocondensadores y los problemas que genera o soluciona respecto a la situación medioambiental 33

41 Capítulo I Introducción En cualquier ciclo de refrigeración, necesitamos descargar el calor generado en el proceso de producción de energía. En una central térmica con una eficiencia del 40%, más del 40% del calor entrante ha de ser disipado por los sistemas de refrigeración. La hidrosfera ha sido utilizada en el pasado como medio para enfriar el calor de las plantas industriales. El método más sencillo era recircular agua de ríos, lagos o del propio océano al foco caliente de la planta para refrigerarlo y devolver el agua calentada a su lugar de origen sin importar la cantidad de calor que se le aportaba a este medio. Pero en países industrializados, se ha legislado e incluso prohibido este sistema de refrigeración en el que no se tenía en cuenta el incremento de calor de las fuentes de donde se obtenía el agua de refrigeración. Durante los últimos 30 años la refrigeración en seco ha ido ganando importancia con respecto a otros sistemas de refrigeración húmeda para plantas en las que la disponibilidad de agua es limitada o muy costosa. Hay muchas regiones del planeta con yacimientos de carbón disponible para plantas de generación (como ocurre en nuestro caso de estudio). En muchas de estas regiones, debido a condiciones climatológicas adversas, falta de disponibilidad de recursos hídricos o restricciones gubernamentales y medioambientales, no es posible la utilización de agua como medio refrigerante en la central. 34

42 Capítulo I Introducción Si se dan unas condiciones climatológicas muy adversas como por ejemplo una variación estacional de temperaturas muy elevada, cosa que ocurre en nuestro caso de estudio. El sistema de refrigeración de la central por agua puede presentar graves inconvenientes debido a problemas de congelación del fluido refrigerante bajo condiciones ambientales de bajas temperaturas. Con lo que sería necesario refrigerar con un sistema seco. Si la central térmica se va a implantar en una zona desértica en la que la disponibilidad de agua es limitada o muy costosa, la utilización de aerocondensadores será un requisito fundamental. Si por el contrario no se dan ninguna de estas dos condiciones climatológicas en la región de implantación de la central, puede ocurrir que la normativa vigente impida en uso del agua como fluido refrigerante por motivos medioambientales. El principal factor medioambiental que restringe el uso de agua en circuito abierto es el incremento de temperatura en las aguas. El incremento de temperatura del agua de un ecosistema puede ocasionar impactos muy negativos en este. El más influyente es la disminución del oxígeno disuelto. El Oxígeno Disuelto (OD) es la cantidad de oxígeno que está disuelta en el agua y que es esencial para los riachuelos y lagos saludables. El nivel de oxígeno disuelto puede ser un indicador de cuán contaminada está el agua y cuán bien puede dar soporte esta agua a la vida vegetal y animal. Generalmente, un nivel más alto de oxígeno disuelto indica agua de mejor calidad. Si los niveles de oxígeno disuelto son demasiado bajos, algunos peces y otros organismos no pueden sobrevivir. 35

43 Capítulo I Introducción Gran parte del oxígeno disuelto en el agua proviene del oxígeno en el aire que se ha disuelto en el agua. Parte del oxígeno disuelto en el agua es el resultado de la fotosíntesis de las plantas acuáticas. Otros factores también afectan los niveles de OD; por ejemplo, en un día soleado se producen altos niveles de OD en áreas donde hay muchas algas o plantas debido a la fotosíntesis. La turbulencia de la corriente también puede aumentar los niveles de OD debido a que el aire queda atrapado bajo el agua que se mueve rápidamente y el oxígeno del aire se disolverá en el agua. Además, la cantidad de oxígeno que puede disolverse en el agua (OD) depende de la temperatura también. El agua más fría puede guardar más oxígeno en ella que el agua más caliente. Una diferencia en los niveles de OD puede detectarse en el sitio de la prueba si se hace la prueba temprano en la mañana cuando el agua está fría y luego se repite en la tarde en un día soleado cuando la temperatura del agua haya subido. Una diferencia en los niveles de OD también puede verse entre las temperaturas del agua en el invierno y las temperaturas del agua en el verano. Asimismo, una diferencia en los niveles de OD puede ser aparente a diferentes profundidades del agua si hay un cambio significativo en la temperatura del agua. Con esto concluimos que si se incrementa la temperatura del agua de un río, lago, etc. Podemos causar graves inconvenientes a la fauna y la flora de este. Los aerocondensadores no afectan al ecosistema acuático sin embargo tienen otros inconvenientes medioambientales. 36

44 Capítulo I Introducción Uno es la contaminación acústica, que se ha de regular y especificar en las especificaciones técnicas, además de estar sujeta a una estricta normativa. Otro problema que genera es la deposición en el suelo de sustancias contaminantes debido a la lluvia y otros factores. La superficie aleteada favorece la formación de óxidos que se depositarámn en el suelo con el paso del tiempo y son muy perjudiciales para este. Pero este problema se ha solventado con la utilización de nuevos materiales en las superficies aleteadas como veremos en el apartado siguiente, descripción de las tecnologías. 1.6 Comparativa de sistemas de refrigeración. La refrigeración en seco implica, como es lógico, un mayor consumo de auxiliares. Los ventiladores necesarios para crear el flujo másico de aire necesario, y el consumo energético de estos es considerablemente mayor que en otros sistemas de refrigeración. La capacidad de absorción de calor en un medio seco es mucho menor que en un medio acuoso, el coeficiente de transferencia en sistemas secos es mucho menor que en condensadores refrigerados con agua. Por esto es necesaria una mayor superficie de transferencia, lo que implica mayor superficie de instalación. 37

45 Capítulo I Introducción Las ventajas de estas instalaciones son la no dependencia de recursos hídricos que permite establecer la central en cualquier lugar, sin importar las condiciones ambientales. Un lugar con cambios drásticos en las condiciones climatológicas como por ejemplo temperaturas muy bajas, tendría problemas con la congelación del fluido refrigerante. También se formarían plumas de vapor que podrían no estar permitidas por legislación. Aunque el coste de la instalación sea mayor para el caso de un aerocondensador, hay situaciones en las que es aconsejable e incluso imprescindible la utilización de estos. Las siguientes tablas muestran a modo informativo algunas características de funcionamiento para cada sistema de refrigeración. Datos de diseño: Capacidad: 300MW Caudal m3/hagua caliente: 29ºC Agua fría: 19ºC Bulbo seco: 15ºC Bulbo húmedo: 11º 38

46 Capítulo I Introducción Húmedo Híbrido Seco Presión condensacioón mbar Nº celdas Area ocupada m2 Altura plataforma m Potencia ventil kw Potencia bombeo kw Consumo agua m3/h NA Figura 1.21 Tabla comparativa I sistemas de refrigeración 39

47 Capítulo I Introducción La siguiente tabla muestra a modo informativo al comparativa de costes entre las diferentes alternativas. Húmedo Híbrido Seco Coste Torre / Coste condensador Total sistema refrigeración Consumo agua Coste capitalizado Figura 1.22 Tabla comparativa II sistemas de refrigeración 40

48 Capítulo I Introducción Como se puede observar a grandes rasgos, los costes del sistema seco son mayores, También se nota una mayor presión de condensación, que como se ha explicado anteriormente implica menor capacidad de generación de energía. 41

49 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Capítulo II Descripción de las tecnologías. 42

50 Capítulo III. Descripción de las tecnologías 2.1 Funcionamiento y características de los aerocondensadores. Básicamente el funcionamiento del aerocondensador es el siguiente. El vapor sale de la turbina con unas condiciones de presión, temperatura y una cierta cantidad de vapor, conocida como título (punto 2 del diagrama de la figura1.2). Este llega al condensador, formado por haces de tubos inclinados un cierto ángulo por donde circula un fluido refrigerante, en este caso, aire a temperatura ambiente. Al pasar por los haces tubulares, el aire le quita calor al vapor y este se condensa, es decir pasa de estar en una mezcla de estado líquido y gas a estar en estado líquido puro (punto 3 del diagrama de la figura 1.2). El proceso ideal supondría que el calor transferido del vapor al aire fuera el mínimo que garantizara que el vapor se condensa en su totalidad pero sin llegar a bajar de temperatura, como se observa en el diagrama T-S el punto 3 se mantiene sobre la línea. En la realidad esta precisión no es posible. Es necesario dar un margen de seguridad que garantice que todo el vapor ha sido condensado. El motivo es que las bombas de condensado no funcionarían si el fluido no está totalmente condensado. El vapor al condensarse baja por los haces de tubos por acción de la gravedad hasta los colectores situados debajo de los haces tubulares. Desde aquí el condensado es devuelto a la caldera mediante las bombas de condensado 43

51 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Figura2.1 Esquema funcionamiento aerocondensador Figura 2.2 Ventilador y haces de tubos 44

52 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Proceso de condensación. El proceso de condensación de vapor viene dado al entrar en contacto el vapor con una superficie cuya temperatura se mantiene con un valor inferior al de saturación del fluido a la presión a la que se encuentra. El fluido al condensarse pierde energía térmica y esta es equivalente al calor latente de condensación. Al aparecer la fase líquida en la superficie de contacto, puede hacerlo en forma de gotas individuales o mediante una película continua, en cuyo caso se denomina condensación por película. En la mayoría de los casos de condensación, el condensado se va reemplazando por la acción de la gravedad para dar paso a que el vapor que queda se siga condensando. Por consiguiente, en los tubos inclinados se produce una mejor tasa de intercambio de condensado ya que este baja por gravedad para almacenarse en los colectores. Existen, como acabamos de mencionar, dos formas generales en las que se puede producir la condensación. La condensación por película, que ocurre normalmente cuando el vapor contiene pocas sustancias contaminantes y se condensa sobre una superficie limpia. Bajo estas suposiciones se observa que el condensado aparece en forma de una película continua y que esta fluye sobre la superficie por acción de la gravedad. 45

53 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Al otro modo se le denomina condensación por goteo y suele ocurrir cuando la superficie de contacto está contaminada, en este caso la condensación aparece en forma de gotas, que van aumentando de tamaño y combinándose para formar gotas de mayor tamaño hasta que su tamaño es suficientemente grande para ser arrastradas aguas abajo por la acción de la gravedad, dejando espacio libre en la superficie para la formación de nuevas gotas. En este tipo de condensación, hay mucho mayor contacto entre la superficie de transferencia de calor y el vapor ya que no se ha formado una película por toda la superficie, por tanto las tasas de transferencia para este tipo de condensación son de 5 a 10 veces mayores que para la condensación por película. Para el análisis de la transferencia de calor se supone normalmente condensación por película, y tiene la ventaja de que es mucho más fácil de modelar que la condensación por gotas Incondensables. La efectividad de los aerocondensadores se ve reducida considerablemente si tenemos gases incondensables presentes durante el proceso de condensación. Es por esto que los aerocondensadores han de descargar continuamente los gases incondensables. 46

54 Capítulo III. Descripción de las tecnologías - Como solucionar el problema de los incondensables: En el caso de los condensadores de vapor, tenemos una proporción considerable de aire atmosférico, presente en la parte de menor presión del ciclo de vapor, además hay otro tipo de gases que resultan de los compuestos químicos utilizados para el tratamiento del vapor en el ciclo. Estos gases incondensables van a quedar atrapados en los tubos del condensador, produciendo una disminución del rendimiento del condensador, aparte de favorecer la aparición de corrosión y la congelación del condensado en invierno. - Como se forman los cúmulos de incondensables: Para un condensador con solo dos tubos ponemos un ejemplo para la comprensión de este fenómeno: Como la primera fila de tubos (row1) está expuesta a una temperatura de entrada del aire menor, ya que este no ha pasado aún por ningún haz de tubos que le haya hecho calentarse, mientras que la segunda fila (row2) está en contacto con aire precalentado, esta segunda fila condensa menos vapor que la primera y por ello tiene una menor caída de presión. Se puede observar en el diagrama presión/longitud del tubo de la figura

55 Capítulo III. Descripción de las tecnologías La presión en el colector de salida va a ser igual a la presión en la entrada de vapor menos la caída de presión sufrida en el segundo tubo (row2). Esta presión es mayor que la que existiría en el primer haz (row1) ya que su descenso de presión era mayor debido a su mayor tasa de condensación sufrida por la menor temperatura del aire. En vez de que ocurra esto, el vapor del colector de salida tiende a entrar en el primer haz de tubos, provocando la acumulación de incondensables en esta sección del tubo. Figura 2.3 Incondensables 48

56 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Algunos diseños de aerocondensadores intentan atajar este problema de incondensables mediante el paso del vapor a unos condensadores secundarios llamados deflamadores o venteo. El objetivo es igualar la caída de presión del vapor en cada haz de tubos en el condensador principal e incrementando el flujo de vapor y haciendo que este condense más adelante en el deflamador o condensador secundario. Fig. 2.4 Venteo 49

57 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Ilustra una configuración típica del condensador principal y el secundario. Este diseño tiene un colector trasero abierto en las dos secciones del condensador. Si alguna de las variables, flujo de vapor de la turbina, temperatura del aire exterior o flujo de aire se ven modificadas de tal modo que la cantidad de vapor es menor de lo que debería. Puede haber un flujo inverso hacia las primeras líneas de condensado, lo cual supone un problema para el condensador al atrapar incondensables en la zona abierta del colector trasero. Una variación de esta configuración en A es la configuración horizontal de los haces de tubos, construida con una ligera inclinación para poder drenar los condensados. En esta configuración el condensador secundario o de venteo tiene flujos de vapor y el condensado en el mismo sentido en vez de a contracorriente, como ocurría en el caso anterior. 50

58 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Figura 2.5 Esta imagen (Figura 2.5) muestra un condensador en el que cada haz de tubos tiene su propia sección de venteo o condensador secundario. Los tubos horizontales tienen dos fases y están interpuestos para minimizar las diferencias de presión en los colectores traseros y la conexión al eyector de vapor. Las conexiones 1 y 4 de la línea principal se conectan con la 2 y 3 51

59 Capítulo III. Descripción de las tecnologías del venteo, y las 2-3 de la línea principal se conectan con las conexiones 1 y 4 del venteo. Pero como la velocidad del aire in las regiones más altas de los haces son superiores a las de la base, donde está el venteo, las presiones de vapor no son exactamente iguales en las conexiones de los tubos con el colector principal. Aquí puede haber flujo inverso entre el venteo y los colectores 3 y 4, incluso a la primera línea del venteo. También se observa que la primera línea del venteo está expuesta al aire ambiente (para intentar alcanzar presiones de vapor compensadas a la salida del venteo) en vez de ser protegidas del aire frio, como debería ser debido a la baja cantidad de calor del vapor a baja presión. Otras configuraciones usan controles para flujos internos en el colector de entrada como orificios o válvulas, que igualan la caída de presión entre los tubos, pero solo para el punto de diseño. Cualquier cambio en las variables de operación del sistema cambia la relación de flujos entre tubos, y por consiguiente produce caídas de presión que llevan nuevamente a flujos inversos en los colectores que se encuentren conectados. También se pueden encontrar otras variaciones para solventar el problema del flujo inverso en los colectores traseros, variación de la distancia entre tubos, aletas, etc. Todos los métodos considerados anteriormente son poco recomendables ya que degradan la energía del fluido y empeoran el coeficiente de transferencia en el tubo aleteado. Además funcionan bien solamente en el 52

60 Capítulo III. Descripción de las tecnologías punto de diseño, hay complicaciones cuando varían las variables de operación del sistema (temperatura de aire, flujos másicos, ) La siguiente figura muestra un condensador de una sola fila: Figura

61 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Este condensador tiene mejores características que los anteriores. Cuando el vapor fluye a través de los tubos, se condensa y empuja los incondensables hacia delante hasta que llegan al colector trasero. Este es purgado mediante los tubos de venteo conectados al sistema de eyección de aire. Los tubos de venteo aportan mayor efectividad al añadir un flujo másico adicional al colector trasero. Como medida de protección para el frío, los tubos de venteo están instalados en la parte donde circula aire a mayor temperatura. No es necesario igualar las diferencias de presión ya que solo hay una fila de tubos y a cada tubo le llega aire a la misma temperatura, por consiguiente no hay diferencias de presión en el condensado. Además el flujo de incondensables es siempre aguas abajo, ya que no en esta configuración no se da flujo inverso de vapor. La compañía Hudson Products Corp. Fabricó un condensador con este diseño, el condensado de cada hilera es evacuado del colector a través de sellos de presión a un colector común. Los incondensables se expulsan de cada hilera mediante eyectores individuales que conectan con un colector común para flujo al intercondensador y después al condensador final. La siguiente figura ilustra la operación de uno de estos sistemas. 54

62 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Figura

63 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Figura

64 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Partes de un condensador y consideraciones técnicas. El comprador del equipo dispone de varias opciones a considerar y muchas preguntas que responderse al preparar las especificaciones técnicas que les pasará a los fabricantes del condensador. En primer lugar, el alcance del sistema a adquirir ha de ser decidido, y las especificaciones más importantes han de estar establecidas. Un sistema de condensación empieza desde la salida de la turbina, incluye todo el equipo necesario para condensar el vapor y devolverlo a los conductos del calentador de agua. - Estas son las partes principales de que consta un aerocondensador: Torre del aerocondensador Equipo de control del fuljo de aire Paredes de protección contra el viento Sistema de bypass del vapor Sistema de extracción de aire 57

65 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Tanque de condensado Bombas de condensado Conductos de vapor y juntas Drenaje de condensado Instrumentación y control Sistema de protección contra el vapor de turbina Se tiene la opción de comprar todo este paquete o pedir solo una parte, el paquete básico constaría de los haces de tubos, colectores, ventiladores, motores y estructura de sujeción. En instalaciones de gran tamaño, el precio de esta estructura que puede ser una parte importante del precio total. Las especificaciones de la estructura en cuanto a cargas por viento, nieve, o movimientos sísmicos deben ser especificadas y elegidas cuidadosamente. Las limitaciones de espacio deben quedar bien definidas en las especificaciones del comprador, las fuentes de calor han de estar cerca de la torre de aerocondensadores, y la descarga a la atmósfera ha de estar también especificada. Se deberá colocar la instalación teniendo en cuenta la dirección de viento predominante. Los vientos de verano serán importantes a la hora de tener en cuenta la eficiencia térmica de la instalación, mientras que los 58

66 Capítulo III. Descripción de las tecnologías vientos invernales se tendrán que tener en cuenta para el sistema de protección contra heladas. El ruido también son un factor a tener en cuenta a la hora de elegir el condensador, teniendo en cuenta que menos ruido implica normalmente menor velocidad o mayor tamaño de las palas del ventilador. El comprador del aerocondensador especifica la contrapresión que debe haber en la salida de la turbina, no obstante hay dos puntos posibles para medir esta presión que han de ser especificados también, la salida de la turbina o la entrada al condensador, ya que en este tramo según wel fabricante del condensador se pueden producir perdidas de presión considerables. Entre las opciones a tener en cuenta para la elección del condensador se encuentra el material de los tubos y las aletas, acero o aluminio, siendo estas últimas las más eficientes por tener una mayor conductividad además de mejorar la durabilidad del material. Las otras son más propensas a corrosión galvánica. El siguiente capítulo irá destinado a la explicación de esta nueva tecnología. Según las necesidades del comprador se ha de tener en cuenta los sistemas de protección contra congelación mediante un equipo de control del flujo de aire, para nuestro caso concreto en la Patagonia argentina, estos sistemas son de vital importancia ya que el número de días con heladas es muy elevado. 59

67 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Es de vital importancia también valorar ofertas en las que se incluyen ventiladores de velocidad variable o sistemas de control de flujo de aire ya que aunque puedan ser más caros estos equipos, puede ser rentable al reducirse el consumo de energía necesaria para los ventiladores y por consiguiente una mayor eficiencia del equipo. Las paredes que se instalan en las torres de ventilación también han de ser evaluadas cuidadosamente ya que serán las responsables de proteger el equipo del viento exterior, que puede causar problemas de congelación y disminuir el rendimiento de los ventiladores al reducir la presión diferencial del ventilador y en consecuencia disminuir el flujo de aire. Las paredes de separación entre módulos se encargan de separar los módulos en funcionamiento de los que se encuentren apagados, por tanto si el sistema carece de estas se producirá un bypass de aire entre módulos que provocará una disminución del rendimiento de nuestro sistema. Dependiendo de la temperatura ambiente mínima que se pueda alcanzar en el sistema, del tipo de turbina y el tipo de planta. Puede ser rentable introducir un sistema de bypass de vapor para arrancar el equipo en condiciones ambientales frías. Sería necesario un sistema de reducción de presión de y otro para el enfriamiento del vapor ya que este estaría en unas condiciones de presión y temperatura muy elevadas, las condiciones de entrada de vapor en turbina. Para nuestro caso de estudio, esto va a ser de vital importancia. 60

68 Capítulo III. Descripción de las tecnologías El sistema de extracción de incondensables dispone de un eyector que le permite expulsarlos. Durante el arranque el eyector saca el aire del interior de los tubos, de la turbina y de los conductos y colectores. Esto reduce la presión de aire con respecto a la atmosférica unos 10 mmhg. Normalmente se incluye un sistema de eyección en dos etapas para los condensadores, la capacidad de estos suele estar especificada por el comprador, de acuerdo con la normativa de vigente para condensadores. Se puede dar un margen de seguridad a estos eyectores doblando la capacidad de venteo recomendada en los estándares. La parte más costosa del sistema de eyectores son los condensadores intermedios y posteriores. Estos se pueden abaratar si se utiliza un sistema de agua refrigerante aparte en lugar del condensado caliente. También se pueden utilizar bombas de vacío motorizadas. Las especificaciones del comprador deben establecer los siguientes puntos para el sistema de extracción de aire: Sistema de extracción de aire, mediante bombas o mediante eyectores, mínimo tiempo de operación de los eyectores, capacidad de evacuación de los eyecotres comparada con los estándares y condiciones de standby de los condensadores. El tanque de almacenamiento de condensado está diseñado normalmente para un tiempo de almacenamiento de 5 a 10 minutos. El tamaño total del tanque esta capacidad de almacenamiento una cantidad que representa el total del condensado que está en el interior de los pozos y las tuberías de drenajes. 61

69 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Las bombas de condensado tienen que proporcionar capacidad de funcionamiento para situaciones de emergencia. El sistema tiene una capacidad de succión muy pequeña por ello las bombas se deben instalar cerca del tanque de condensado. El conducto de vapor conecta la tubería de entrada al condensador con la salida de la turbina. Incluye juntas de expansión, codos, paletas y soporte para los tubos. El comprador debe especificar la resistencia a la corrosión de las tuberías ya que esto afecta considerablemente en el precio. El diámetro de la tubería de vapor es establecido por factores económicos. Cuanto menor el tamaño, mayor será la caída de presión y mayor será también la superficie de transferencia necesaria en el condensador. Se llega a un equilibrio entre los costes de la superficie de transferencia de calor y de los conductos de vapor. Algunos estudios realizados consideran como velocidad óptima del vapor unos 200ft/s a 6 in HG de presión absoluta de vapor. El sistema de drenajes de condensado empieza en el fondo de los haces tubulares y termine en el tanque de condensado. Las tuberías y colectores de extracción de aire empiezan en la parte superior de los haces tubulares y acaban en los eyectores de aire. El sistema de instrumentación y control incluye indicadores de temperatura y presión, transductores, indicadores de nivel de líquido, 62

70 Capítulo III. Descripción de las tecnologías sistema de bypass para la bomba de condensado, control de potencia y paso de las aletas en de los ventiladores, control de válvulas de vapor. Estos controles han de ser programados de forma que se optimice el funcionamiento del equipo o se prevengan problemas de congelación. Si se diera el caso de un fallo eléctrico de modo que los ventiladores no estén en funcionamiento, debe haber un sistema de protección del vapor de turbina. Unas válvulas de escape colocadas cerca del tubo de escape de la turbina puede ser una solución aunque en ocasiones el propio fabricante de la turbina dispone de sistemas de seguridad al respecto Especificaciones térmicas. El fabricante de los aerocondensadores ha de tener en cuenta los siguientes datos especificados por el comprador para la fabricación y optimización del equipo. Flujo másico de vapor. Entalpía de salida de vapor. Presión de salida de vapor. Temperatura ambiente. 63

71 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Temperatura ambiente máxima. temperatura ambiente mínima. Contrapresión mínima de salida de turbina. Contrapresión máxima de salida de turbina. Optimización económica del uso de los ventiladores. Los tres primeros apartados flujo, presión y entalpía de vapor que entra al condensador definen las condiciones del fluido a plena carga. Si hay algún tipo de drenajes de condensado o alguna entrada de vapor al condensador que no sea únicamente la salida de la turbina, han de ser especificadas. La presión de salida de vapor de diseño se mide a la salida de la turbina si el fabricante proporciona las tuberías que van de la salida da la turbina a la entrada del condensador. Cuando no es el fabricante del condensador el que proporciona las tuberías de conexión salida turbina, condensador. La presión se mide en la conexión entre los tubos del constructor de la central y del fabricante del condensador. La presión de vapor de diseño es la que se produce con las condiciones ambientales de diseño, debidamente especificadas por el constructor. Como la capacidad de refrigeración de un aerocondensador disminuye con el aumento de la temperatura exterior, la presión y temperatura de diseño deberían ser especificadas para condiciones meteorológicas adversas, es decir días de mucho calor. Bajo estas condiciones se debería 64

72 Capítulo III. Descripción de las tecnologías especificar la presión máxima permisible a la salida de la turbina. Con una presión de salida alta y una temperatura ambiente baja tendremos un equipo más pequeño y menos costoso. El máximo de presión a la salida de la turbina está condicionado por factores económicos, ya que al incrementar la contrapresión en turbina se disminuye la potencia generada, o por factores especificados por el fabricante de la turbina. Con una contrapresión alta de salida de turbina se encuentran dificultades en la planta ya que la potencia generada no satisface los requisitos mínimos. Suele ser de unos 5 o 6 pulgadas de mercurio para una turbina de vacío. La temperatura de diseño más económica debe ser estimada seleccionando varios valores potenciales de temperaturas y dimensionando los condensadores. Se estima el coste capital de cada uno y se calcula su rendimiento a lo largo del año. Si se tienen temperaturas altas se estudia la viabilidad de poner un condensador de mayor tamaño lo que supone mayor inversión. En estos casos habrá que estudiar la remuneración económica de la central para ver si sale rentable la mayor inversión en equipos de condensación. Estos diferentes casos se evaluarán en la parte de evaluación económica del proyecto. La temperatura ambiente máxima establece la contrapresión máxima a plena carga para un condensador dado. La temperatura ambiente mínima impone el tipo y grado de protección que se debe instalar para evitar problemas con la congelación 65

73 Capítulo III. Descripción de las tecnologías El mínimo óptimo de contrapresión es una característica del diseño de la turbina por debajo de la cual el rendimiento de la turbina se puede ver deteriorado, la turbina se ahoga. Este parámetro dependerá exclusivamente del fabricante de la turbina. Ocurre algo parecido con la presión máxima permisible que está impuesta por el fabricante de la turbina. Esta presión no se puede superar durante los días más calurosos aunque sea necesario se disminuirá la carga de la turbina. El comprador del equipo no conoce las pérdidas de carga del aerocondensador. Estas pérdidas deberán ser optimizadas por el fabricante, teniendo en cuenta el funcionamiento del eyector de aire y las especificaciones de la presión mínima de la turbina. Cabe la posibilidad de que el comprador del equipo especifique las pérdidas de carga que quieren en el condensador, con lo cual el fabricante tendrá limitaciones en las dimensiones de las tuberías de condensado. El fabricante optimiza el diseño haciendo un balance entre el coste energético de los ventiladores y el coste de la superficie de transferencia de calor. 66

74 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Sistema de arranque y protección contra la congelación. Los factores de los que dependen los sistemas de arranque y protección contra la congelación son: Mínimo flujo de vapor disponible. Flujo de Bypass. Control de flujo de aire. Precalentador de aire En general, cuanto menor sea la temperatura ambiente mínima, más costoso será el sistema. También puede decirse que cuanto menor sea el mínimo flujo de vapor disponible de la turbina (para el calentado inmediato de la superficie del condensador) más costoso será el equipo. Una turbina de vapor tiene que ser arrancada con vapor sin exceder el máximo especificado por el fabricante de la turbina. Estas requieren un arranque cuidadoso para proteger el rotor y el estator de distorsiones térmicas, que pueden ocurrir como resultado de una carga rápida que puede producir gradientes térmicos muy elevados en los metales del generador. 67

75 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Un arranque lento de la turbina es lo más apropiado para la turbina mientras que para el condensador lo más deseable sería un incremento rápido de la temperatura de las paredes de este, hasta una temperatura mayor que la de congelación para evitar la que se congele el condensado en alguna parte de la instalación. Hay varias soluciones si el mínimo flujo de vapor disponible es demasiado bajo para un arranque seguro. Uno es separar el condensador en varias partes mediante válvulas de aislamiento, para producir un arranque secuencial. Otra es incrementar el vapor disponible para el condensador llevando vapor del calentador mediante un bypass al condensador directamente. También se puede precalentar el aire exterior con calentadores de gas u otro sistema de calentado. Una vez que el metal del aerocondensador es calentado, el siguiente paso es condensar el vapor de una manera segura y continuada. Dos condiciones que pueden distorsionar las condiciones de equilibrio son la temperatura ambiente o el viento. También una disminución del flujo de vapor cambia las condiciones de funcionamiento del condensador. La única manera de contrarrestar estos efectos es controlando el flujo de aire que pasa a través de la superficie aleteada, aumentándolo o disminuyéndolo según se necesite refrigerar más o menos. Hay muchos métodos para conseguir un control del flujo de aire. La elección depende del mínimo de temperatura que se va a registrar en la zona y el mínimo flujo de vapor disponible. Aquí se muestran algunos de los 68

76 Capítulo III. Descripción de las tecnologías sistemas de control de aire para la optimización del sistema de refrigeración. álabes Paso variable de Velocidad de motor Flujo de aire Fijo Una S% a 100% Fijo Dos S% o 50% o 100% Variable Una S% a 100% Fijo Una S% a 100% variable Una S% a 100% Figura 2.9 Flujos de aire en función de la configuración. La cantidad de aire S% se refiere a la mínima cantidad de aire inducida cuando los ventiladores están apagados y se produce una convección natural debida a efectos de viento, movimiento de las palas, etc. Esta pequeña cantidad de aire puede ser crítica en condiciones de frío extremo cuando la transferencia de calor debe ser mínima para no provocar una excesiva caída de presión. Incluso esta pequeña cantidad puede ser crítica para condiciones de frío extremo. 69

77 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Tecnología de los tubos aleteados Los sistemas de tubos aleteados ALEX son los empleados actualmente en la mayoría de aerocondensadores. Constan de una sola hilera de tubos, esto mejora sustancialmente el funcionamiento del equipo como se describe a continuación. El primer cambio sustancial es el cambio del material utilizado para las aletas. Las aletas son de aluminio y los tubos tienen sección ovalada, mejorando las configuraciones cilíndricas de acero usadas anteriormente. La geometría de las aletas de aluminio ha sido estudiada mediante sistemas de elementos finitos que mejoran la transferencia de calor y minimizan el consumo de energía de los ventiladores. La unión de las aletas de aluminio con los tubos de acero se realiza mediante soldaduras específicas para este uso que aseguran dureza y una gran resistencia a la corrosión. Los haces de tubos están unidos mediante una estructura de aluminio que da rigidez a la estructura además de reducir las vibraciones. 70

78 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Riesgo de Congelación en Sistemas multitubo VAPOR 0.1 BAR 45 C + 35 C FILA C FILA 2 T fila 1 = 27 C T fila 2 = 18 C 45 C -10 C AIRE FRIO ZONA CONGELACION Figura 2.10 Congelación en sistemas multitubo Como puede observarse en la figura anterior, con este sistema de una sola fila de tubos reducen el riesgo de congelación del condensado dentro de los tubos. También se reduce notablemente la perdida de carga tanto del aire como del condensado. Esta tecnología respeta el madio ambiente al no depositar residuos del acero galvanizado utilizado anteriormente en el suelo. Tiene un nivel de ruido muy bajo y el aluminio es un material reciclable. También se ha de mencionar la longevidad del producto, que supera con creces la vida útil de sus análogos. Los sitemas de limpieza también son más sencillos debido a la congfiguración de los tubos. 71

79 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Con respecto a la operación en planta, estos tubos requieren menor frecuencia de limpieza ya que no tiene huecos donde se acumule la suciedad. Las siguientes figuras muestran el proceso de unión entre las aletas y los tubos. Limpieza con Chorro a Presión Figura 2.11 Sistema de limpieza. 72

80 Capítulo III. Descripción de las tecnologías En multifila, hay poco rendimiento de la limpieza Muy Baja presión Baja presión Agua a alta presión Figura 2.12 Sistema de limpieza para tubos multifila. La limpieza de los tubos de condensado es un factor muy importante ya que debido a la acumulación de suciedad en estos se puede disminuir el coeficiente de transferencia hasta en un 5%. 73

81 Capítulo III. Descripción de las tecnologías 2.2 Constantes del proceso. Plano entrada aire Figura 2.13Esquema de funcionamiento 74

82 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Parámetros de salida del vapor. Los parámetros del vapor de salida de turbina se han determinado a la salida de la turbina o a una distancia máxima de 0.3m - Presión del vapor de salida p A en Pa Es la presión media del vapor medida en el plano de salida de turbina - Temperatura del vapor de salida A en ºC Es la temperatura de saturación relacionada con el vapor de salida de la turbina salida - Contenido de vapor del vapor de salida X A en kg/kg Es la parte proporcional de vapor con respecto a agua en el vapor de - Entalpía del vapor de salida h A en j/kg Es la entalpía del vapor a la salida de la turbina 75

83 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Parámetros de entrada al condensador. Los parámetros de entrada están determinados en el plano de entrada al condensador a 0.3m como máximo aguas arriba del primer elemento del condensador. - Presión de entrada al condensador p D en Pa Es la presión estática media medida en el plano de entrada al condensador. - Temperatura de entrada de vapor D en ºC Es la temperatura de saturación relacionada con la presión de entrada del condensador. - Entalpía del vapor de salida h D en j/kg Es la entalpía del vapor en la entrada del condensador Parámetros del condensado. - Temperatura de condensado K en ºC Es la temperatura media del condensado a la salida del tanque de condensado. - Entalpía de condensado h K en j/kg 76

84 Capítulo III. Descripción de las tecnologías condensado Es la entalpía de condensado medida a la salida del tanque de X O - Contenido de oxígeno 2 en kg/kg Es el contenido de la masa proporcional de oxígeno en la bomba de condensado o en otro lugar a especificar Parámetros de entrada de aire. El plano en que son medidos los parámetros de entrada de aire se sitúa paralelo al ventilador y a la altura del primer elemento del condensador que se encuentra el flujo de aire. - Presión atmosférica P L en mbar Es la presión media atmosférica medida - Temperatura de entrada de aire L 1 en ºC Es la temperatura media del aire refrigerante medida en el plano de entrada del condensador - Densidad del aire de entrada L1 en kg/m3 77

85 Capítulo III. Descripción de las tecnologías La densidad del aire a la entrada depende de la temperatura de este y de la presión atmosférica. - Calor específico C PL en J/Kg K El calor específico se determina con las condiciones ambientales del aire a la entrada. - Viscosidad dinámica L en Pa s La viscosidad dinámica también se determina con los parámetros de entrada del aire Parámetros de salida del aire. Las mediciones de los parámetros de salida se calculan en el plano de salida superior de los haces de tubos - Temperatura de salida del aire L2 en ºC La temperatura de salida del aire, es la temperatura de este tras atravesar los haces tubulares, medida en el plano superior de estos. - Densidad del aire exterior L2 en ºC La densidad el aire exterior depende de los parámetros del aire a la salida, presión y temperatura, La presión será la misma que la de entrada e igual a la medida en el ambiente. 78

86 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Flujos másicos. - Flujo másico de vapor m A en kg/s El flujo másico de vapor es el valor total de vapor de salida de la turbina mas las diferentes extracciones que se hayan realizado durante el proceso de expansión en la turbina. - F lujo másico de condensado mk en kg/s El flujo másico de condensado es la cantidad de condensado aguas abajo de las bombas de condensado. - Flujo másico de drenajes m LL en kg/s El flujo másico de drenajes es la suma de todos los gases incondensables (incluyendo los que se forman en la condensación) en la línea de aspiración conectada al equipo de extracción. - Flujo másico de aire m L en kg/s El flujo másico de aire es el flujo total de aire impulsado por los ventiladores. 79

87 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Otros parámetros del aire. W - Velocidad del viento W La velocidad del viento es la velocidad media del aire medida en m/s aproximadamente 1 m por encima del punto más alto de la instalación que no esté distorsionado por el aire de los ventiladores. - Incremento de presión estática p L en Pa El incremento de presión estática es la diferencia de presión estática entre la entrada y la salida del ventilador que crea el flujo másico de aire deseado. - Potencia del ventilador P L en W La potencia del ventilador es la potencia de entrada a los motores eléctricos de los ventiladores. - Rendimiento volumétrico del ventilador V El rendimiento volumétrico del ventilador es el ratio de la potencia de salida del aire del ventilador con la potencia de entrada a la entrada de este Otros parámetros de transferencia. - Superficie de transferencia A en m 2 80

88 Capítulo III. Descripción de las tecnologías La superficie de transferencia es la superficie total que está en contacto con el fluido refrigerante (aire). - Coeficiente de transferencia h en W/m 2 K Es el coeficiente de transferencia global que da la relación del calor intercambiado con la superficie de transferencia y la temperatura logarítmica media (se explicará más adelante). 2.3 Especificaciones. Las especificaciones técnicas imponen una serie de requisitos que se deben cumplir en el funcionamiento de la central. Se imponen flujos másicos, potencias, etc. Todos los requisitos que debe cumplir la instalación. Para nuestro caso de estudio, algunas de las especificaciones de funcionamiento para las condiciones de garantía son las siguientes: 1.Condiciones Condiciones de Unidades ambientales garantía Presión atmosférica bar(a) Temperatura del aire ºC 5.9 Humedad relatuva % 73 81

89 Capítulo III. Descripción de las tecnologías Velocidad del viento m/s Calor disipado 10 6 Kj/h Salida de la turbina Flujo Kg/h 291,492.0 Presión bara Temperatura ºC 36.2 Título % Entalpía Kj/Kg Drenajes del tanque de calentamiento Flujo Kg/h 45,792 Temperatura ºC 53 Entalpía Kj/Kg Otros Contenido en oxígeno máximo ppb 20 Figura 2.14 Tabla de especificaciones técnicas Estas son las condiciones que se le imponen al fabricante del aerocondensador y bajo estas restricciones el fabricante manda la oferta de su equipo. Información más detallada se encuentra en la documentación del proyecto, pero para este caso de estudio no es relevante. 82

90 Capítulo III. Conceptos teóricos sobre transferencia de calor Capítulo III Conceptos teóricos sobre transferencia de calor 83

91 Capítulo III. Conceptos teóricos sobre transferencia de calor En este apartado se explicará la base física en que se basa la transferencia de calor y las ecuaciones necesarias para el cálculo de esta. 3.1 Transferencia de calor por conducción. A la mención de la palabra conducción debemos evocar de inmediato conceptos de actividad atómica y molecular, pues hay procesos en estos niveles que sustentan este modo de transferencia de calor. La conducción se considera como la transferencia de energía de las partículas más energéticas a las menos energéticas de una sustancia debido a las interacciones entre las mismas. Las temperaturas más altas se asocian con las energías moleculares más altas y, cuando las moléculas vecinas chocan debe ocurrir una transferencia de energía de las moléculas más energéticas a las menos energéticas. En presencia de un gradiente de temperatura, la transferencia de energía por conducción debe ocurrir entonces en la dirección de la temperatura decreciente. Se habla de transferencia de energía debida al movimiento molecular aleatorio como una difusión de energía De igual manera, en un sólido, la conducción se atribuye a la actividad atómica en forma de vibraciones reticulares. 84

92 Capítulo III. Conceptos teóricos sobre transferencia de calor Para el caso de una pared plana unidimensional con una distribución de temperaturas líneal a lo largo del material la ecuación o modelo de transferencia se expresa de la siguiente manera: q x '' K dt dx q x El flujo de calor o transferencia de calor por unidad de área. ''( w/ m 2 ) Es la velocidad con que se transfiere el calor en la dirección X por área uinitaria perpendicular a la dirección de transferencia, y es proporcional al gradiente de temperatura, dt/dx en esta dirección. La constante de proporcionalidad K es una propiedad de transporte conocida como conductividad térmica (W/mK) y es una característica del material. El signo menos es una consecuencia del hecho de que el calor se transfiere en la dirección de la temperatura decreciente. Suponiendo condiciones de estado estable, donde el gradiente de temperaturas es lineal, el gradiente de temperatura se expresa de la siguiente forma: dt T 2 T1 dx L Siendo L la longitud del material y el flujo de calor es pues q x '' k t L 85

93 Capítulo III. Conceptos teóricos sobre transferencia de calor El calor transferido por conducción por unidad de tiempo. qx(w) a través de una pared plana de área A es el producto del flujo de calor por el área q x q '' A x 3.2 Transferencia de calor por convección. El modo de transferencia por convección se compone de dos mecanismos. Además de la transferencia de energía debida al movimiento molecular aleatorio (difusión), la energía también se transfiere mediante el movimiento global, o macroscópico del fluido. El movimiento del fluido se asocia con el hecho de que, en cualquier instante, grandes números de moléculas se mueven de forma colectiva o como agregados. Tal movimiento, en presencia de un gradiente de temperatura, contribuye a la transferencia de calor. Como las moléculas en el agregado mantienen su movimiento aleatorio, la transferencia total de calor se debe entonces a una superposición de transporte de energía por movimiento aleatorio de moléculas y por el movimiento global del fluido. Se utiliza el término convección cuando se hace referencia a este transporte acumulado y el término advección cuando se habla de transporte debido al movimiento volumétrico del fluido. Lo que nos interesa para nuestro caso de estudio es el caso de transferencia por convección que ocurre entre un fluido en movimiento y 86

94 Capítulo III. Conceptos teóricos sobre transferencia de calor una superficie limitante cuando éstos tienen diferentes temperaturas, esto será en nuestro objeto de estudio la superficie aleteada a elevada temperatura y el fluido refrigerante será el aire impulsado por los ventiladores que fluye a través de dicha superficie. Se habla de capas límite hidrodinámica y capa límite térmica como las regiones del espacio que se ven afectadas por los efectos de la velocidad y la temperatura, pero no vamos a profundizar en estos aspectos. La ecuación o modelo que rige este proceso es la siguiente: q' ' h ( t t s ) Siendo t la temperatura del aire, t s la temperatura de la superficie y h el coeficiente de película, este es fija la relación entre la cantidad de calor transferido y la diferencia de temperaturas entre el fluido y la superficie. La otra forma de transferencia de calor que se puede dar es la radiación pero esta no se va a describir ya que para el caso de estudio de un aerocondensador es despreciable en comparación con la transferencia por conducción y convección. De hecho la transferencia por conducción también va a poder despreciarse si la comparamos con la convección, pero estos resultados se estudiarán más adelante. 87

95 Capítulo III. Conceptos teóricos sobre transferencia de calor 3.3 Concepto de resistencia térmica. Para calcular la transferencia de calor se resuelven las ecuaciones con un concepto llamado resistencia térmica. Existe una analogía entre la difusión de calor y la carga eléctrica. De la misma manera que se asocia una resistencia eléctrica con la conducción de la electricidad, se asocia una resistencia térmica con la conducción de calor. Al definir la resistencia como la razón de un potencial de transmisión a la transferencia de calor correspondiente, se deduce de las ecuaciones de transferencia propuestas anteriormente que la resistencia térmica para la conducción es: R t,cond T q x L KA De la misma forma se asocia una resistencia térmica para la convección. R t, conv T q x 1 ha Como sabemos que qx es constante, se puede poner la transferencia de calor en función de una resistencia total y la diferencia de temperatura total entre el fluido interior y exterior. q x T,1 R tot T,2 88

96 Capítulo III. Conceptos teóricos sobre transferencia de calor Con: R tot 1 h A 1 L KA 1... h A n (para un caso genérico) Siendo h los coeficientes de transferencia por convección y k la conductividad térmica del material. Una vez se calcula la resistencia térmica total, se obtiene el coeficiente global de transferencia U que proporciona el flujo de calor en la superficie con la siguiente fórmula: q x U A T El coeficiente global de transferencia se determina a partir de la suma de todas las resistencias térmicas Coeficiente global de transferencia U: U 1 R A tot Siendo A la superficie total de intercambio que incluye el área de las aletas y la de los tubos. Y T la diferencia de temperatura entre el aire exterior y el vapor que circula por el interior de los tubos, aunque este T 89

97 Capítulo III. Conceptos teóricos sobre transferencia de calor no es exactamente así sino que hay que calcular el incremento de temperatura logarítmica media, LMTD que es el utilizado para intercambiadores de calor. Para intercambiadores de calor esta LMTD se calcula de la siguiente forma: LMTD ( T sal. vap T sal. aire ( T LN ( T ) sal. vap ent. vap ( T ent. vap T T sal. aire ent. aire ) ) T ent. aire ) Estos conceptos sobre transferencia de calor son los que se aplican en siguiente capítulo para calcular todos los coeficientes de transferencia entre las distintas superficies de contacto. 90

98 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado Capítulo IV Descripción del modelo desarrollado 91

99 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado A partir de la información que tenemos sobre los aerocondensadores, que se mostrará a continuación, como son las dimensiones de la superficie de transferencia o la potencia y rendimientos de los ventiladores, se tendrá que calcular la transferencia de calor entre la superficie aleteada y el fluido refrigerante mediante la aplicación los conceptos y ecuaciones obtenidos de transferencia de calor. El objetivo principal de este estudio es el cálculo del coeficiente global de transferencia de calor. Este coeficiente U nos dará la relación entre el calor transferido en el proceso, las diferentes temperaturas del refrigerante y fluido a refrigerar y la superficie de transferencia de la siguiente forma: Q U A LMTD Siendo A la superficie de transferencia y LMTD la temperatura logarítmica media. Una vez obtenida esta relación se podrá estudiar el funcionamiento de los aerocondensadores las diversas condiciones de funcionamiento posibles. Para la comprensión del método de cálculo se ha realizado el proceso entero de cálculo con los datos de la oferta 1. 92

100 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado 4.1 Obtención de los parámetros necesarios para el cálculo. En primer lugar necesitamos saber la cantidad de aire que va a atravesar la superficie aleteada. Este dato podemos obtenerlo directamente de la oferta del aerocondensador, pero en el caso de no tener esta información se puede calcular el flujo másico de aire de la siguiente manera, conociendo la potencia eléctrica, el rendimiento del motor y el rendimiento del ventilador: Datos del ventilador: P. elec 110Kw Potencia eléctrica del motor 0.9 mot Rendimiento del motor 0.58 vent Rendimiento del ventilador La potencia en el eje se puede calcular como el producto del rendimiento del motor y la potencia eléctrica consumida. P. eje mot P. elec 99Kw 93

101 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado La potencia hidráulica es directamente equivalente a la potencia por el flujo de aire y se puede calcular como el producto del rendimiento del ventilador por la potencia en el eje. P. hidr vent P. eje Kw Conociendo la perdida de carga del aire en el ventilador se puede calcular el flujo de aire con la siguiente ecuación. Este valor es el flujo de aire por ventilador, que equivale al flujo de aire por módulo, ya que cada módulo consta de su ventilador y los haces tubulares incorporados a este. Incremento de presión en el ventilador p 94. 1Pa Datos del aire. El caudal de aire se calcula como la potencia hidráulica entre el incremento de presión que se produce en este: Pot. hidr 1000 p m s Q axm 3 94

102 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado El flujo másico de aire por módulo se puede calcular a partir del caudal de aire por módulo multiplicándolo por la densidad del aire (calculada con el programa propgas): m. axm Q am aire Kg s El flujo másico de aire por tubo es el flujo de aire que le corresponde a cada tubo del intercambiador, este se obtiene dividiendo el flujo de aire total en un módulo por el número de tubos que hay en un módulo. maxm maxt N t ubosxmod ulo Kg s Con los datos de temperatura y presión exterior que son conocidos podemos calcular los demás parámetros del aire como la densidad, viscosidad o entalpía, que serán necesarios para los cálculos posteriores: T aire 5.9º C P aire 0.983bar Estos parámetros se calculan con una aplicación informática de Empresarios (propgas) que introduciendo dos parámetros cualesquiera del gas, en este caso aire, proporciona el valor de los demás parámetros: 95

103 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado Densidad, viscosidad y entalpía del aire a 5.9ºC h aire aire aire Kg m 5 Kg 1.82E ms Kj Kg Características del condensador. A continuación vamos se va a estudiar la geometría del aerocondensador. Con todas las medidas de que disponemos se calcularán áreas de transferencia, secciones de paso del vapor o del aire y otros parámetros que serán de utilidad para calcular la transferencia de calor que se va a producir en esta superficie. Se dispone de la siguiente información: Tubos 96

104 Tubo Longitud Estudio del balance térmico y análisis de rentabilidad de un aerocondensador Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado Acerca de los tubos, se conocen todas las dimensiones, esta es una vista en sección de los haces de tubos en la que se distingue la anchura de las aletas y del tubo así como la longitud total del tubo aleteado. Flujo de vapor aletas D longitudinal A aleta tubo A - Longitud total del tubo: Longitud. tubo 9m - Ancho de la aleta: A. aleta m 97

105 Aleta Espesor Estudio del balance térmico y análisis de rentabilidad de un aerocondensador Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado - Ancho del tubo: A. tubo m Esta vista representa el haz de tubos visto desde un lateral, la longitud del tubo L.tubo representa la profundidad del tubo en la dirección paralela al flujo de aire, es decir la distancia que recorre el aire en contacto con la superficie aleteada. Flujo de aire L aleta L tubo - Espesor de la aleta: 98

106 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado Esp. aleta m - Longitud de la aleta: L. aleta 0. 2m - Longitud del tubo: L. tubo m - Espesor de la aleta: Esp. aleta m Número de aletas por metro (este dato nos lo da el fabricante, o se puede calcular a partir del espesor de la aleta y el paso de las aletas): N.axm 433 Esta vista sería la vista de la sección del tubo aleteado dando un corte perpendicular a la dirección del vapor Flujo de aire 99

107 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado Espesor tubo Esta vista da una idea de la forma del tubo, también sirve para acotar el espesor del tubo. - Espesor tubo: Esp. tubo m Esta vista muestra la disposición general del haz de tubos, como se puede observar, configuración en A. Las distancias a y b son la proyección horizontal del módulo pero estas medidas no han sido facilitadas por los fabricantes. lfa a Longitud del tubo 9 m a b 100

108 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado Todas las medidas mostradas son datos proporcionados por el fabricante, con esta información se calcula las secciones de paso, áreas y demás dimensiones necesarias para el cálculo: Dimensiones de los tubos: - Perímetro interior del tubo: Pit 2 L. tubo Atub. ) Atubo. 2 Esp. tubo m - Sección de paso de vapor: Spv Atubo. 2 4 Esp. tubo 2 L. tubo Atubo. ( Atubo. 2 Esp. tubo) m 2 - Diámetro hidráulico interior (esta formula la encontramos en cualquier libro de transferencia de calor): Spv Dhi m Pit Dimensiones de las aletas. 101

109 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado - Superficie de una aleta: Sa 2 L. aleta A. aleta Esp. aleta 2 A. aleta L. aleta m 2 - Número de aletas en un tubo: Nat 2 N. axm Ltt Superficie de aletas en un tubo: Sat Nat Sa 59.79m 2 - Superficie de tubo entre Stea Esp. aleta Atubo. Ltt 2 ( Ltt ( Nat )) ( L. tubo Atubo. ) 3.669m Superficie total del tubo aleteado: Stta Sat Stea 63.46m 2 Para realizar los cálculos de transferencia de calor globales se necesita saber el número de módulos así como la cantidad de tubos que hay en cada módulo. Con esta información se calculará la superficie total de transferencia para poder calcular la cantidad total de calor disipado en el condensador. 102

110 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado - Número de módulos: N. mod ulos 15 - Número de tubos por módulo (este dato lo proporciona el fabricante directamente o facilitando el paso de los tubos) : N. tx mod ulo Número de tubos: N. tubos N. tx mod ulo N. nodulos 5670 El área total de transferencia se calculará como al área total del tubo aleteado por la cantidad total de tubos en la instalación. - Área total de intercambio: Atot Stta N. tubos m Propiedades del vapor. Para la temperatura de diseño se conocen las propiedades de entrada del vapor en el condensador, este dato solo es conocido para unas condiciones determinadas de temperatura exterior y carga de la turbina. Condiciones del vapor para el punto de diseño (5.9º C) 103

111 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado - Título del vapor: X Temperatura del vapor: T 33 º C - Flujo másico de vapor a la salida de la turbina: m. vapor Kg s - Flujo másico de vapor por tubo (este se conoce a partir del flujo total del vapor dividiéndolo por el número de tubos): m. vapor m. vxt Nt Kg s Las propiedades del vapor en el condensador se calculan mediante una aplicación informática que se muestra a continuación. Introduciendo dos propiedades del vapor como por ejemplo la temperatura y el título se pueden obtener los valores de las demás propiedades, entalpía, presión, etc. - Entalpía del vapor a la entrada: 104

112 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado h. vap. ent Kj Kg - Presión de vapor a la entrada: P. vapent bar - Volumen específico de vapor a la entrada: V vap. ent m Kg - Densidad del vapor:. vap Kg. ent m - Viscosidad dinámica del vapor a la entrada (T.vap, X). vap E en t 5 - Entalpía de vapor saturado (T.vap, X=1) KJ h. vap. sat Kg Las propiedades del condensado se pueden calcular a partir de la temperatura de entrada de vapor pero con el título correspondiente al condensado que sería X=0 Ya que suponemos que hemos condensado todo el vapor. 105

113 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado - Entalpía del agua líquida saturada: h. ag. liq Kj Kg - Calor latente de condensación: Clcond ( h. vap. sat h. ag. liq) Conductividad térmica del agua líquida: J Kg K. ag. liq W mº C - Volumen específico del agua líquida: v. ag. liq m Kg - Densidad del agua líquida:. ag. liq Kg m - Viscosidad dinámica del líquido:. liq Kg ms 106

114 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado - Número de Prandtl del líquido, este número adimensional nos da una idea de la razón entre la difusividad de momento y la difusividad térmica. Proporciona una medida de la efectividad relativa del transporte de momento y energía por difusión de las cpas límite hidrodinámica y térmica, respectivamente. Va a ser necesario para calcular los coeficientes de transferencia: Prl Cp. liq K. ag. liq Otros parámetros necesarios. Para calcular la transferencia de calor en el intercambiador se necesita conocer algunos parámetros más que intervienen en el proceso y son necesarios para el cálculo de los coeficientes de transferencia. La sección de paso de aire por tubo (es la sección por la que ha de pasar el aire a través de la superficie aleteada) se calcula como restando el área que ocupa el tubo más las aletas (superficie roja y azul) al área encerrada por todo el contorno formado por el tubo más las aletas (superficie de color cian). 107

115 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado Sección de paso de aire - Sección de paso de aire por tubo: S. axt Lt (2 Aa Atubo. ) ( Atubo. Ltubo Esp. aleta Aa N. aletas) 0.513m 2 - La sección de paso de aire por módulo se calcula como la sección de paso de aire por tubo por el número de tubos en un módulo: S. axm S. axt N. txm m 2 - La velocidad del aire se obtiene de dividir el caudal de aire por módulo entre la sección de paso de aire por módulo: Q. axm V. a S. axm m s 108

116 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado - Sección de paso de vapor. Spv Aext 2 4 esp. tubo 2 ( Lext Aext) ( Aext 2 esptubo) La velocidad del vapor análogamente se calcula a partir del caudal de vapor, que se obtiene dividiendo el flujo másico de este entre su densidad, y la sección de paso de vapor. - Velocidad de vapor: m. vxt V. v v s. pv m s Coeficientes de transferencia: Coeficiente de película interior. El primer coeficiente de transferencia que calculamos va a ser el coeficiente de película interior, este coeficiente indica el ratio de 109

117 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado transferencia entre el vapor y la superficie interior del tubo. Para su cálculo son necesarios varios parámetros. - Rugosidad interior del tubo: R. int m - Rugosidad relativa del tubo: R.int R. rel m D. hi - Reynolds del vapor, el número adimensional de Reynolds nos da una idea de la razón de las fuerzas de inercia a las fuerzas viscosas en la capa límite hidrodinámica Re. v v Dhin. v V. v Con estos parámetros se puede calcular el coeficiente de película interior encontrado en el libro de transferencia de calor para una superficie e las mismas características que la que tenemos en nuestros tubos del condensador. 110

118 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado - Coeficiente de película interior: m. vxt m. vxt l 1 X X S. pv S. pv v 0.33 K. ag w h. int Dhi Prl l Dhi m º C 0.8 (basado en chapman pag. 342) Coeficiente de película exterior. El coeficiente de película exterior es una medida de la cantidad de calor transferida desde la superficie exterior de los tubos aleteados al aire que circula a través de estos. Este coeficiente va a ser el de mayor importancia ya que la superficie de intercambio a la que afecta este coeficiente es mucho mayor que la superficie de intercambio de los demás coeficientes. Además como se observa en el resultado obtenido tiene un valor mucho menor que los demás coeficientes, y como para el cálculo del coeficiente global se suman los inversos, este será el coeficiente con mayor peso en el coeficiente global. 111

119 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado Para el cálculo del coeficiente de película exterior nos basamos en las ecuaciones dadas para flujo turbulento sobre superficie plana en el libro de transferencia de calor. Incropera. Que para valores de Prandtl entre 0.6 y 60 (el nuestro es 3.62) propone la siguiente correlación para el número de Nusselt. Primero es necesario calcular el número de Reynolds del aire. - Reynolds del aire Re. air air L ongalet v V aire Número de Nusselt Nu h L K Nu Re 4 / 5 Pr 1/ Una vez conocido el Nusselt, que representa el gradiente de temperatura adimensional en la superficie, el coeficiente de película exterior es el siguiente: - Coeficiente de película exterior h ext Nu K L. w m º C

120 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado Resistencia térmica del tubo. La transferencia de calor por conducción se producirá en las paredes del tubo y en las aletas. La resistencia térmica del tubo no corresponde a la formulación planteada anteriormente ya que la temperatura tiene una variación radial. dt q r KA k(2 rl) dr dt dr Resolviendo la ecuación diferencial se obtiene la siguiente formulación para la resistencia térmica: R t, cond 2 ln/( r2 / r1 )) LK Para nuestro caso de estudio, los tubos no son circulares con lo cual ha de hacerse una equivalencia entre el radio interior y el exterior de la siguiente forma. 113

121 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado - Diámetro exterior equivalente: 2 4 Atubo D. ext. eq Ltubo Atubo Atubo m 4 - Diámetro interior equivalente 4 D. i. eq Spv m - Conductividad del material del tubo es: K. tubo w 51.8 m º C Y la nueva ecuación para la resistencia térmica de un tubo no circular es la siguiente: R. tubo D. i. eq Ln D. e. eq D. i. eq 2 K. tubo E 6 2 m º C w 114

122 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado Resistencia térmica de las aletas. Para calcular la resistencia térmica de las aletas se han de realizar los cálculos pertinentes a superficies aleteadas. Las superficies aleteadas transfieren el calor por convección en la superficie extendida, esta se encuentra a la temperatura del tubo en la zona de unión entre la aleta y el tubo, mientras que en la zona más alejada del tubo, la temperatura será menor, tanto menor cuanto menor sea la conductividad del material de la aleta. %. La conductividad el material de la aleta deberá ser por tanto lo mayor posible para que la temperatura en el extremo sea lo más parecida a la de la base. Si ambas temperaturas son iguales, se tendría un rendimiento de la superficie aleteada del 100%. El cálculo del rendimiento corresponde a la siguiente formulación después de resolver varias ecuaciones diferenciales: - Término para el cálculo de la eficiencia: m k aleta hext Esp.aleta 29.6 Siendo K la conductividad térmica del material de la aleta aleta 115

123 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado w K aleta 204 m º C La eficiencia de la aleta se calcula con el término para el cálculo de la eficiencia y el espesor de la aleta. - Eficiencia de la aleta: fin Tanh( m A. aleta) ( m A. aleta) 0.9 Con estos parámetros y la superficie de tubo entre aletas, la superficie de aletas en un tubo y la superficie total del tubo aleteado de se puede calcular ya la efectividad total de la superficie aleteada: - Efectividad total de la superficie aleteada: sup. alet fin S. at S. tta S. tea Con todos estos parámetros estamos ya en disposición de calcular la resistencia e las aletas. 1 sup. alet R. aleta h sup. alet ext

124 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado Cálculo del coeficiente global de transferencia: U Ya tenemos todas las resistencias térmicas de nuestro proceso de transferencia, para calcular el coeficiente global de transferencia habrá que sumar cada una de las resistencias y multiplicarlas por la parte proporcional de superficie que afectan ya que para calcular la transferencia total de calor se multiplica por el área total, y las resistencias térmicas no afectan todas a la misma superficie. La resistencia térmica de convección exterior afectará al área de la superficie aleteada por lo tanto se multiplicará por la parte proporcional que ocupa la superficie aleteada respecto a la superficie total. A. aletas/ A. total La resistencia térmica de convección interior se multiplicará por la parte proporcional de superficie que será el resultado de dividir la superficie interior del tubo entre la superficie total, la superficie interior del tubo se calcula como el perímetro interior por la longitud total del tubo. pit Ltubo Atotal

125 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado La resistencia térmica del tubo se verá afectada también por el coeficiente de reducción de área. La superficie de tubo entre aletas entre la superficie total. Stea Atotal Coeficiente global de transferencia U: R aire 1 h ect R vapoe 1 hint pit Ltubo Atotal R tubo Rtubo Stea Atotal U R aire R tubo R vapor R aleta U W m º C Notamos la poca relevancia que tienen los coeficientes de transferencia por conducción y convección interior con respecto a al coeficiente de convección exterior. Prácticamente podría considerarse solo este coeficiente 118

126 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado Programas utilizados para los cálculos de las propiedades de los fluidos Para el cálculo de las propiedades termofísicas de los fluidos que intervienen en el proceso, agua y aire, se han utilizado los siguientes programas. Propgas para el aire y ASMEST97 para el agua. Estas aplicaciones permiten calcular las propiedades termodinámicas y de transporte de gases resolviendo las ecuaciones que resultan de parametrizar las tablas de propiedades de gases. Con ello se facilita el uso de las tablas de valores en los cálculos y por su modo de programación permite combinarse interactivamente o integrarse con otros programas. 4.2 Proceso de cálculo Conocido el coeficiente de transferencia explicamos a continuación la metodología del cálculo del funcionamiento de la instalación para las diferentes temperaturas. Como dato de partida tenemos el flujo másico de vapor y el título, que permanece constante en todo el ciclo de funcionamiento. Pero no 119

127 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado conocemos la temperatura de salida de vapor de la turbina ya que esta depende de la capacidad de condensación. Se propone una temperatura de salida del vapor Tsal. A esta temperatura para un título fijado, que supondremos constante para nuestros cálculo y fijado en las especificaciones le corresponde una presión de vapor concreta y para una presión determinada conocemos la potencia suministrada por la turbina según el siguiente gráfico. Figura

128 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado Nota: Este gráfico se ha parametrizado mediante el programa Excel, agregando Para obtener una ecuación que permita obtener numéricamente el resultado de la potencia de la turbina con la presión como parámetro de entrada, se han introducido valores de esta gráfica en un hoja de Excel y se ha obtenido la función mediante la opción. Agregar línea de tendencia. La ecuación obtenida es la siguiente: Pot. Turbina = * P * P * P * P * P 2-107,67 * P+ 120,88 P es la presión de salida de la turbina. Una vez se conoce la potencia suministrada por la turbina conocemos el calor que debe disipar el condensador según se explico en el capítulo primero. En las especificaciones técnicas se especifica que para la temperatura de diseño, 5.9º C la potencia de la turbina es de 119 MW y la potencia disipada en el condensador es de 168 MW. Sabiendo que la suma de ambas es 287 MW que suponen la potencia entregada total por el combustible, esta se ha de mantener constante para cada régimen de carga. Con lo cual se mantendrá constante para nuestros cálculos ya que esta central funciona con régimen de carga constante del 100%. 121

129 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado Con estos datos estamos en disposición de saber el calor a disipar por el condensador, para cada condición de funcionamiento será la resta de 287 MW y la potencia suministrada por la turbina. - Calor a disipar por el condensador: - Q. teórico condensador = Pot.Turbina = 168 MW Con la estimación de la temperatura de salida de la turbina sabemos ya el calor que se debería disipar en el condensador. Ahora debemos verificar que para esas condiciones el calor que se disipa Q. teórico condensador es el que realmente se disipa mediante las ecuaciones de transferencia. Con la T. sal calculamos el calor a disipado en el condensador de la siguiente forma: Q disipado m vap X Cl cond Este calor se ha de disipar con la corriente de aire que fluye a través de la superficie aleteada. Es decir que el calor disipado en el condensador Q. disipado es calor que gana el aire. La cantidad de calor absorbida por el aire se expresa con la siguiente ecuación, a partir del calor específico del aire y el incremento de temperatura. 122

130 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado Q. aire maire Cp T El flujo másico de aire es conocido, entonces calculamos el incremento de temperatura sufrido por el aire y con este la temperatura de salida, ya que la temperatura de entrada es la ambiente. Qdidipado Tsal Tent 24º C maire Cp Conocida la temperatura de entrada y salida del aire, y la temperatura de entrada y salida de vapor, que se supondrá la misma, podemos calcular la temperatura logarítmica media LMTD. El calor que disipa el condensador se calcula también mediante el coeficiente de transferencia U, la temperatura logarítmica media y la superficie de intercambio. Q cond U A LMTD Q. cond serla el calor real que se disipa en el condensador. Este ha de coincidir con el Q. teórico condensador calculado anteriormente. Si ambos coinciden, la temperatura escogida de temperatura de salida de la turbina T. sal será la correcta. En caso de que no sean iguales habrá que modificar 123

131 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado esta para que coincidan ambos calores disipados en el condensador, teórico y real. Este proceso iterativo que proporciona la temperatura del vapor de salida se realizará mediante una aplicación informática programada a este efecto que se encuentra especificada en los anexos del documento. El siguiente diagrama de procesos muestra el proceso iterativo programado. 124

132 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado Diagrama de bloques del proceso: T. vap Q teorico = Potencia en la turbina Q disipado Q cond Q m. X Cl cond Q. teórico - Q. disipado 0.probar con otra T. vap = 0 T.vap O.K. aire T. salida LMTD Q. disipado Q U A LMTD 125

133 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado 4.3 Aplicación informática Lo que nos interesa es el modo de funcionamiento para todo el rango de temperaturas. Por esto se ha creado una aplicación informática que realizará este proceso iterativo para cada temperatura exterior y obtendrá las condiciones del vapor de salida de turbina. Con estas condiciones se obtiene la potencia obtenida en la turbina. Esta aplicación ha sido programada con Visual Basic El parámetro de entrada para esta aplicación es la temperatura y presión del aire exterior. La salida que proporciona la aplicación para cada valor de temperatura es la contrapresión en el condensador. Para cada equipo de condensador o modo de operación se ha de configurar nuevamente el programa cambiando los parámetros necesarios teles como dimensiones de los tubos aleteados o características de los ventiladores. El código fuente de esta aplicación se encuentra en el Anexo IV. Con esta aplicación se ha calculado la contrapresión obtenida para cada temperatura y se han elaborado unas tablas con los resultados obtenidos para cada oferta. Estas tablas se encuentran en el anexo V. Nota: Solo se incluyen las tablas de funcionamiento de la instalación con todos los ventiladores funcionando a régimen nominal. Las tablas para otros modos de funcionamiento como con los ventiladores funcionando a 126

134 Capítulo IV. Descripción del modelo desarrollado velocidad reducida, no han sido incluidas pero se han utilizado para los cálculos del análisis económico. 127

135 Capítulo V Análisis de resultados Capítulo V Análisis de resultados 128

136 Capítulo V Análisis de resultados El objetivo final es averiguar cuál de los equipos ofertados será el más rentable económicamente, y para ello se utilizará la aplicación informática que nos facilitara los datos de operación de los equipos. La primera parte del estudio económico y la más importante consiste en realizar el balance energético entre la potencia consumida por los equipos de ventilación y la potencia suministrada por la turbina. Este factor será el más importante ya que por cada kilowatio generado por la turbina habrá una cantidad considerable de energía consumida por los equipos de ventilación. Aparte existen otros consumos inherentes a la generación de energía pero estos permanecerán más o menos constantes durante las diferentes condiciones de operación de la planta. Estos consumos de auxiliares no dependen tanto de las condiciones ambientales o modos de operación de la central. Sin embargo el consumo debido a los equipos de ventilación, aparte de ser muy superior a los otros, varía enormemente con las condiciones ambientales. Si la temperatura ambiente es baja, la temperatura del fluido refrigerante, que es precisamente el aire exterior, es baja y por consiguiente tiene mayor capacidad de refrigeración. Esto implica menor cantidad de aire necesario para conseguir la contrapresión deseada y por consiguiente menor potencia de ventilación. Pero si la temperatura ambiente es muy alta, se demandará mucha energía en los ventiladores ya que será necesaria una mayor cantidad de aire para refrigerar el vapor de la salida de la turbina. 129

137 Capítulo V Análisis de resultados Esta relación se demuestra fácilmente con la ecuación de transferencia por convección vista en el proceso de cálculo Q U A t. Es decir que la temperatura exterior es proporcional al calor disipado en el condensador, el término T no es directamente el incremente de temperatura del aire al pasar por el condensador si no que depende de las temperaturas de entrada y salida del vapor, como se explico en el proceso de cálculo. Debido a esta influencia tan directa de la temperatura ambiente con el calor disipado en el condensador, es necesario adecuar los equipos a las variaciones ambientales. Y más aún cuanto más radicales sean estas variaciones de temperatura a lo largo del ciclo de funcionamiento de la central, es decir a lo largo de las diferentes estaciones del año. Estas variaciones en los equipos consisten simplemente en el sobredimensionado de la instalación para las condiciones más extremas de temperatura, es decir añadiendo más área de intercambio a la instalación con su correspondiente flujo de aire equivalente al número de ventiladores. Los aerocondensadores están formados por módulos, cada módulo consta de un ventilador y unos haces de tubos dispuestos como se ha indicado en ilustraciones anteriores. Gracias a esta construcción modular de los condensadores es posible cambiar tanto el área de transferencia como la cantidad de aire según lo requieran las condiciones ambientales. Así para días muy calurosos será necesario tener todos los módulos funcionando al máximo rendimiento. Mientras que los días más fríos se podrá disminuir el número de módulos en funcionamiento (desconectar tantos ventiladores 130

138 Capítulo V Análisis de resultados como sea necesario) o reducir la velocidad de giro de los ventiladores, que dará un menor flujo másico de aire y un menor consumo de electricidad. Teniendo en cuenta estos parámetros, vamos a analizar los rendimientos de los diferentes equipos para el caso de estudio. 5.1 Metodología para el análisis económico. Basándonos en la información proporcionada por la aplicación informática se sabe para cada temperatura, cada configuración del equipo, es decir el número de ventiladores en marcha y el régimen de carga, obtenemos la presión a la salida de la turbina. Esta contrapresión proporciona directamente la potencia neta de salida de la turbina. La energía producida por la turbina se empleará una parte en el consumo de auxiliares, dato que no tendremos en cuenta para el estudio de la rentabilidad, y la otra parte irá destinada al consumo de ventiladores. Restando a la potencia de salida la parte destinada a estos tendremos la energía neta proporcionada a la red. Para cada temperatura existen diferentes configuraciones posibles pero se elegirá la que más se adecúe a las especificaciones de funcionamiento y por supuesto la más eficiente. Según la información obtenida de funcionamiento de la turbina, la contrapresión no deberá ser inferior a mbar. Con esta restricción se 131

139 Capítulo V Análisis de resultados elige la configuración con mayor potencia neta suministrada, es decir mayor potencia para el mínimo consumo. Las configuraciones posibles solo dependen del número de ventiladores en marcha y de la velocidad de estos, que solo podrá ser la nominal o la mitad de esta. Los siguientes gráficos ilustran a modo de ejemplo el método utilizado para la elección de la configuración. 132

140 Capítulo V Análisis de resultados ºC Temperatura mbar Contrapresión MW P. turbina P. neta MW Figura ventiladores encendidos a velocidad nominal Consumo por ventilador 90 Kw Consumo total 900 Kw 133

141 Capítulo V Análisis de resultados ºC Temperatura mbar Contrapresión Mw P. turbina P. neta Mw Figura ventiladores encendidos a velocidad nominal Consumo por ventilador 90 Kw Consumo total 990 K 134

142 Capítulo V Análisis de resultados Temperatura ºC mbar Contrapresión MW P. turbina MW P. neta Figura ventiladores encendidos a velocidad nominal Consumo por ventilador 90 Kw Consumo total 1080 Kw 135

143 Capítulo V Análisis de resultados Temperatura(º Contrapresión P. turbina P. neta C mbar MW MW Figura ventiladores encendidos a velocidad nominal Consumo por ventilador 90 Kw Consumo total 1170 Kw 136

144 Capítulo V Análisis de resultados Los datos en negrita corresponden a las configuraciones seleccionadas. Por ejemplo: Para una temperatura de 2ºC, siempre se utilizará la configuración de 12 ventiladores funcionando a velocidad nominal. La contrapresión es de mbar, no es inferior a la mínima permitida y la potencia neta la máxima posible (117.75). La siguiente configuración posible sería con 11 ventiladores pero la potencia neta sería menor (117.50). Ya sabemos para cada temperatura la configuración óptima. Se configuran unas tablas de funcionamiento para cada aerocondensador que muestran para cada temperatura ambiente la potencia neta entregada, estas tablas se encuentran en el Anexo I. Una vez conocido este dato solo nos falta saber la frecuencia con que se da cada temperatura. Con los datos históricos de temperaturas registrados en la región se elabora una tabla estadística de frecuencias y con la frecuencia relativa de cada temperatura y las horas de funcionamiento de la central (anualmente), obtenemos la el número de horas que la central ha estado trabajando con una temperatura ambiente determinada. Haciendo pues este cálculo para todas las temperaturas, es decir multiplicamos la frecuencia de la temperatura por la potencia neta a esa temperatura y por las horas de funcionamiento. Obtenemos la potencia total entregada por la central al año. Por ejemplo, para saber cuántas horas ha estado funcionando la central a la temperatura de 10ºC se hace lo siguiente: 137

145 Capítulo V Análisis de resultados Número de horas totales al al año: 8700 horas Frecuencia relativa de la temperatura 10ºC (intervalo 9.5ºC 10.5ºC): 3.21% Potencia neta a 10 ºC (equipo 1): MW Potencia total suministrada a 10ºC: 8700 x x = MW 5.2 Aplicación a la C.T de Rio Turbio Los parámetros necesarios son los siguientes: La frecuencia de las temperaturas. Anexo VII. Las tablas de temperatura- Potencia neta. Anexos IV-VI Para los otros parámetros necesarios hacemos la siguiente estimación: La C.T. de Rio Turbio se encuentra en base del sistema eléctrico argentino, esto supone que funcionará a potencia nominal las 24 horas del día. Estimamos un total de 8700 horas de funcionamiento anual. 138

146 Capítulo V Análisis de resultados La remuneración económica del sistema argentino es constante a lo largo del año. Tomamos como referencia el dato del precio de la energía en el año 2006, 78 & MWh y lo utilizamos para nuestro cálculo. Figura 5.5 Distribución de temperaturas en la zona de Rio Turbio. Con estos datos obtenemos el siguiente resultado: La siguiente tabla muestra el beneficio anual según el equipo utilizado. 139

147 Capítulo V Análisis de resultados El beneficio es un beneficio real ya que no tiene en cuenta ningún gasto, solo la remuneración económica, pero para nuestro caso de estudio representa la diferencia de beneficios entre una oferta y otra. Los cálculos se realizan con Excel y se encuentran en el Anexo III. Ingresos EQUIPO $ EQUIPO $ EQUIPO $ Figura 5.6 Beneficios los equipos Se observa la diferencia de ingresos realizando el cálculo para cada equipo. Por ejemplo, si instalamos el aerocondensador equipo 1 obtendremos anualmente $ más que si se utiliza el equipo de equipo 2. Y comparándolo con la opción de Equipo 3, $ más en el beneficio total. 140

148 Capítulo V Análisis de resultados Valoración económica del resultado. Para el análisis económico de la instalación se aplica el concepto económico del valor actual neto VAN. Es decir, valorar el valor del dinero siempre para el momento actual. K el diferencial de beneficio actual comparando dos ofertas T es la tasa de interés, se supondrá del 5 % VAN t n B K n 1 (1 ) Si comparamos la oferta 1 con la oferta 2 con una diferencia de beneficio de $ y aplicamos la ecuación anterior para el VAN para 25 años obtenemos un beneficio total de $ lo que implica que será rentable la compra de la oferta 1 siempre que la diferencia de precio no sea superior al beneficio total obtenido, es decir $ Haciendo lo mismo para la oferta 1 y la 3, con una diferencia anual de beneficio de será necesaria una diferencia de precios mayor de $ Si comparamos las ofertas 2 y 3 Cuya diferencia de beneficio anual es de $ el diferencial de precio mínimo necesario será de $ Tabla de diferencia de precios de compra máximos a pagar por el equipo más barato. 141

149 Capítulo V Análisis de resultados Debido a la eficiencia de los equipos hemos supuesto el siguiente orden de precios: - Equipo 1 el más caro - Equipo 2 el segundo más caro - Equipo 3 el más barato Si se diera el caso por ejemplo que el equipo 1 es más barato que equipo 2 siempre sería más rentable comprar el equipo1 que el equipo 2 ya que tiene mejor rendimiento. Lo mismo ocurre para el caso de Equipo 3, que como hemos visto es el que menor rendimiento tiene. EQUIPO 1 EQUIPO 2 EQUIPO 3 EQUIPO $ $ EQUIPO $ $ EQUIPO $ $ - Figura 5.7 Tabla de diferencia de precios 142

150 Capítulo V Análisis de resultados 5.3 Análisis de sensibilidad Veamos los parámetros que afectan al estudio económico Factor temperatura: La temperatura es un factor clave en el estudio de la rentabilidad del equipo. Como se observa en las tablas del Anexo II para cada temperatura le corresponde una potencia, como es lógico ya que en días fríos el consumo por ventilación se reduce enormemente y se obtiene una mayor potencia neta. Vamos a comparar dos curvas de distribución de temperaturas diferentes, una corresponde a la central de Rio Turbio en la Patagonia argentina (Figura 4.5). Se observa que el rango de mayor frecuencia de temperaturas se encuentra entre -10ºC y 13ºC. Esto implica que la central funcionará la mayoría del tiempo entre estas temperaturas. Esta la compararemos con los datos de temperaturas de Vandellos en Tarragona. 143

151 Capítulo V Análisis de resultados Figura 5.7 Distribución de tremperaturas La plana del Vent Comparando esta distribución de temperaturas con la anterior se observa en primer lugar menor variabilidad estacional, ya que el rango de datos de temperaturas es considerablemente menor, va de 0ºC a 25ºC. Realizamos el cálculo del beneficio anual análogo al caso de Rio Turbio y obtenemos el siguiente resultado: Para el equipo 1 el beneficio es: $ 144

152 Capítulo V Análisis de resultados Este beneficio es considerablemente menor que para Rio Turbio. Analizando la gráfica de distribución de temperaturas notamos que para el caso de la Plana del Vent hay un mayor número de días con temperaturas más elevadas que en Rio Turbio. Y es por esto que la potencia neta y en consecuencia el beneficio se reduce considerablemente Factor precio de la energía: El precio recibido por KW generado es el otro factor que determina el análisis económico. Cuanto mejor rendimiento tenga el aerocondensador, es decir menor consumo de potencia por ventilación y menor contrapresión, mayor potencia neta se podrá extraer de la turbina. Esto será rentable siempre que la diferencia de precio entre los diferentes equipos se amortice con la mayor energía producida. Por esto cuanto mayor sea el precio de la energía, más rentable será la inversión en equipos con mejor rendimiento. El precio de la energía es muy variable según la zona y las circunstancias sociopolíticas. Para analizar el precio de la energía sería necesario un estudio exhaustivo a tal efecto. 145

153 Capítulo V Análisis de resultados 5.4 Conclusiones Conclusiones generales Como podemos observar las condiciones climatológicas afectan severamente al funcionamiento de la instalación. Por ello es necesario un estudio exhaustivo estas en la zona de implantación de la central. Si la región sufre cambios drásticos de temperaturas en las diferentes estaciones, será necesario un equipo más grande con capacidad para refrigerar los días más calurosos. Por tanto el coste de la instalación será mayor que para regiones de climas más fríos donde la instalación puede ser de menor tamaño. Si observamos los valores de las tablas de funcionamiento en los anexos, Vemos que a partir de 20ºC aproximadamente, la potencia neta de la turbina disminuye considerablemente, a unos 110MW o incluso a menos 105 MW para temperaturas mayores. Este se puede corregir instalando un mayor número de módulos de ventilación que no permitan que la potencia se reduzca tanto para los días más calurosos. Esto será más rentable cuanto mayor sea el número de días con temperaturas elevadas. 146

154 Capítulo V Análisis de resultados Para el caso de Rio Turbio, observando la frecuencia acumulada, el diagrama de temperaturas notamos que el número de días con la central funcionando a temperaturas superiores a 20ºC es menor del 3% con lo cual no sería rentable incrementar el número de módulos. Todo esto está condicionado al precio de la energía. Este marcará hasta qué punto es rentable la inversión en equipos con mejor funcionamiento Se concluye que para caso particular de implantación de aerocondensadores será necesario realizar un estudio similar a este determinando las condiciones particulares climatológicas o de remuneración energética Conclusiones sobre la metodología Para realizar un estudio sobre estas instalaciones de una manera más rigurosa sería necesaria mayor información acerca de los equipos (como la cantidad de subenfriamiento o el coeficiente de transferencia exacto). En este caso se han tenido que hacer ciertas suposiciones que implican una menor precisión en el cálculo. Aunque como las suposiciones han sido similares para los tres equipos podemos decir que el error será muy parecido para los tres casos y por tanto afectará poco al análisis económico. 147

155 Capítulo V Análisis de resultados A pesar de estas consideraciones, la metodología empleada ha proporcionado resultados muy satisfactorios ya que se ajustan bastante con la realidad de la instalación. 148

156 Capítulo V Análisis de resultados Beca en empresarios Agrupados: La actividad principal de esta empresa consiste en la creación de proyectos para centrales de generación, ya sean térmicas de carbón Nucleares o ciclos combinados. Durante mi estancia en esta empresa he tenido la oportunidad de colaborar en diversos proyectos del área mecánica. A parte de haber podido realizar el proyecto fin de carrera. Durante la elaboración de este proyecto he tenido la oportunidad de aprender no solo el método de trabajo de una empresa de estas características sino también a elaborar estudios rigurosos con aplicación práctica. He de destacarla ayuda que se me ha ofrecido para la elaboración de este estudio. Facilitándome información y conocimientos relacionados con esta área. 149

157 Anexos Bibliografía Fundamentos de transferencia de calor. (Incropera, 2003) Heat transfer (Chapman, 1997) Fundamentos de aerocondensadores (M.W.Larinoff. 1984) Diversa documentación de EEAA PROPGAS ASMEST97 150

158 Anexos Anexo I. Especificación equipo 1 Anexo II. Especificación equipo 2 151

159 Anexos Anexo III. Especificación equipo 3 152

160 Anexos 153