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UNIVERSIDAD NACIONAL DE INGENIERÍA FACULTAD DE INGENIERÍA QUÍMICA Y TEXTIL
“ANÁLISIS ENERGÉTICO Y EXERGÉTICO DEL SISTEMA DE CONDENSADO DE UNA CENTRAL TERMOELECTRICA DE CICLO COMBINADO EN VENTANILLA”
INFORME DE SUFICIENCIA PARA OPTAR EL TÍTULO PROFESIONAL DE:
INGENIERO QUÍMICO POR LA MODALIDAD DE ACTUALIZACIÓN DE CONOCIMIENTOS
PRESENTADO POR: JOSE SOTO EVANGELISTA
LIMA – PERÚ 2013
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RESUMEN
En el presente trabajo se realizará una evaluación Energética y Exergética del sistema de condensado de la turbina de vapor de 180 MW, de potencia efectiva de la Central Termoeléctrica de Ventanilla en la condición de operación actual y a la condición de diseño.
Para la evaluación Energética se utilizará las bases de la primera ley de la termodinámica, y adicional a esto, se aplicará la metodología basada en la Norma ASME PTC 12.2 Performance Test Code on steam surface condenser
[1]
para
evaluar el rendimiento del condensador, la cual requiere datos de ingreso como temperatura, áreas, especificaciones de material de tubería, carga térmica en las condiciones de diseño y en las condiciones de operación actual. Para la evaluación exergética se aplicará el concepto de Exergía
[2]
para obtener el flujo total de
exergía recuperada y suministrada en todo el proceso de condensación del vapor proveniente de la turbina de vapor de la sección de baja presión. Para ello, se considerará el condensador principal como Volumen de Control [3]. Y finalmente, se utilizará el resultado del análisis de exergía, para el cálculo del trabajo perdido para las tres condiciones de operación de la planta, con el fin de verificar o rechazar la hipótesis considerando aquélla con el menor trabajo perdido es la más económica [4]. Los resultados del análisis estarán orientados a obtener mejoras en el sistema del condensador, como es la detección de pérdidas del condensador y optimizar la eficiencia de la turbina a vapor. Además, se analizará los parámetros principales que afectan directamente la operación del condensador como son: el ensuciamiento de la superficie de transferencia de calor, la temperatura y flujo del medio de enfriamiento y la carga térmica. Con la finalidad de dar el mantenimiento adecuado al equipo que lo requiera y así mantener su máxima eficiencia, que se refleja en el incremento de la eficiencia de la turbina de vapor.
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INDICE
NOMENCLATURA .......................................................................................................5 LISTA DE FIGURAS .....................................................................................................6 LISTA DE TABLAS.......................................................................................................7 CAPITULO I
INTRODUCCION ................................................................................8
CAPITULO II
FUNDAMENTO TECNICO ............................................................... 10
2.1
Generalidades ................................................................................................ 10
2.2
Ciclo termodinámico de una central termoeléctrica con ciclo combinado ........ 11
2.3
Descripción funcional de los sistemas principales........................................... 12
2.3.1
Turbina de Gas ....................................................................................... 12
2.3.2
Caldera de Recuperación de Calor (Heat Recovery Steam Generator, HRSG) ................................................................................................... 13
2.3.3
Turbina de Vapor ................................................................................... 15
2.3.4
Generador eléctrico ................................................................................ 16
2.3.5
Sistema de Refrigeración Principal ......................................................... 16
2.3.6
Planta de Tratamiento de Agua ............................................................... 17
2.4
Condensador Principal de una Central Termoeléctrica de Ciclo Combinado ... 18
2.4.1
Tipos de condensadores .......................................................................... 19
2.4.2
Condición de operación .......................................................................... 22
CAPITULO III MARCO TEORICO DE LA EFICIENCIA ENERGETICA ................. 23 3.1
Primera Ley de la Termodinámica.................................................................. 23
3.2
Segunda Ley de la Termodinámica................................................................. 24
3.3
Procesos Reversibles e Irreversibles ............................................................... 27
3.4
Exergía .......................................................................................................... 28
3.5
Análisis Térmico del Volumen de Control...................................................... 31
3.6
Balance de energía en estado estacionario ...................................................... 32
3.7
Balance de Entropía en Estado Estacionario ................................................... 33
3.8
Balance de Exergía en Estado Estacionario .................................................... 34
3.9
Eficiencias de Primera y Segunda Ley de la Termodinámica .......................... 35
3.9.1
Eficiencia Energética.............................................................................. 35
3.9.2
Eficiencia Exergética.............................................................................. 35
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CAPITULO IV EVALUACION ENERGETICA Y EXERGETICA DEL CONDENSADOR DE LA CENTRAL TERMOELECTRICA EN VENTANILLA ....... 38 4.1
Metodología para la determinación de la eficiencia Energética y Exergética ... 38
4.2
Información general de la planta .................................................................... 39
4.2.1
Condiciones de operación de la central termoeléctrica ............................ 42
4.2.2
Datos de diseño del condensador ............................................................ 47
4.3
Balance de masa y energía ............................................................................. 49
4.3.1
Flujo de calor transmitido al agua de enfriamiento ................................... 52
4.3.2
Flujo de calor transmitido por el vapor de escape de la turbina de baja Presión ................................................................................................... 52
4.4
Balance Exergetico ........................................................................................ 53
4.4.1
Cambio de flujo de exergía en el lado del agua de Enfriamiento ............. 54
4.4.2
Cambio de flujo de exergía del vapor de escape de la turbina de baja presión ................................................................................................... 55 .................................. 55
4.5
Cálculo de la eficiencia energética del condensador,
4.6
Evaluación del performance del condensador ................................................. 56
4.7
Cálculo de la eficiencia exergética del condensador,
CAPITULO V
................................ 56
ANALISIS DE RESULTADOS.......................................................... 57
5.1
Condiciones de operación del condensador .................................................... 60
5.2
Análisis energético del condensador a condiciones de operación actual .......... 63
5.3
Análisis energético del condensador a condición de diseño............................. 66
5.4
Definición del estado muerto.......................................................................... 68
5.5
Análisis Exergético del condensador a condición de operación actual ............. 69
5.6
Análisis Exergético del condensador a condición de operación de diseño ....... 72
5.7
Influencia de la temperatura ambiental en la eficiencia exergética del condensador a diversas temperaturas de ingreso de agua de refrigeración ....... 74
CAPITULO VI CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES ................................... 75 BIBLIOGRAFIA .......................................................................................................... 78 APENDICE .................................................................................................................. 79
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NOMENCLATURA Símbolo
Nombre
Unidades
Q
Calor transferido
KJ/h
W
Trabajo realizado o recibido
KJ/h
T
Temperatura
°C
P
Presión
bar
m
Flujo de masa por unidad de tiempo
Kg/h
Ex
Flujo especifico de exergía
KJ/Kg
E
Flujo de energía
KJ/h
H
Entalpía especifica
KJ/kg
S
Entropía especifica
KJ/Kg °K
σ
Flujo de entropía generada
KJ/h
PE
Pérdidas totales de exergía
KJ/h
Irrev
Irreversibilidades
KJ/h
Cp
Capacidad calorífica a presión constante
KJ/h °Kg
∆Ex
Variación de exergía
KJ/h
Subíndices o
Condiciones ambientales
VC
Volumen de Control
gen
Generado
e
Entrada
s
Salida
1-2
Cambio del estado 1 al estado 2
dest
destruido
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LISTA DE FIGURAS Figura 2.1
Central termoeléctrica ciclo combinado de Ventanilla.
Figura 2.2
Esquema de un ciclo termodinámico típico con recalentamiento.
Figura 2.3
Ciclo Joule Brayton ideal (línea punteada) y ciclo real (línea continua) para una turbina de gas.
Figura 2.4
Corte isométrico de la turbina de gas Siemens V84.3A de la central termoeléctrica de Ventanilla.
Figura 2.5
Esquema general de la caldera de recuperación de calor (HRSG) de la CCTT Ventanilla. Fuente O&M Training Siemens.
Figura 2.6
Corte transversal de la turbina de vapor de la CCTT Ventanilla Siemens SST6-5000 (KN).
Figura 2.7
Torre de enfriamiento de tiro inducido cruzado.
Figura 2.8
Condensador de nivel bajo (Contacto directo).
Figura 2.9
Condensador de superficie de doble paso.
Figura 3.1
Volumen de control de un sistema abierto.
Figura 3.2
Esquema general de una central básica de generación de potencia.
Figura 4.1
Diagrama de proceso de la caldera recuperadora de calor.
Figura 4.2
Diagrama de proceso de la turbina de vapor y condensador.
Figura 4.3
Control del sistema de enfriamiento del condensador de vapor.
Figura 4.4
Control del sistema de condensado de la CCTT Ventanilla.
Figura 4.5
Control del sistema de vapor de sello de la Turbina de vapor.
Figura 4.8
Bombas de vacío para la extracción de los gases no condensables acumulados en el condensador de la CCTT Ventanilla.
Figura 4.9
Esquema del condensador principal.
Figura 5.1
Influencia de la temperatura ambiental a la Eficiencia Exergética del condensador a diferentes temperaturas de ingreso del agua de refrigeración.
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LISTA DE TABLAS Tabla 3.1
Formas de exergía
Tabla 4.1
Datos de diseño del condensador principal
Tabla 4.2
Identificación de las líneas de proceso en el condensador
Tabla 4.3
Identificación de los flujos de masa y energía
Tabla 4.4
Identificación de los flujos de exergía
Tabla 5.1
Propiedades termodinámicas a condiciones de operación 1x1
Tabla 5.2
Propiedades termodinámicas a condiciones de operación 2x1
Tabla 5.3
Requerimiento energético, entrópico y exergético a condiciones de operación 1x1
Tabla 5.4
Requerimiento energético, entrópico y exergético a condiciones de operación 2x1
Tabla 5.5
Balance de energía del condensador de vapor de la CCTT Ventanilla a la configuración de operación 1x1.
Tabla 5.6
Balance de energía del condensador de vapor de la CCTT Ventanilla a la configuración de operación 2x1.
Tabla 5.7
Análisis del Performance del condensador según la norma “ASME PTC 12.2 Performance Test Code on steam surface condenser”
Tabla 5.8
Balance de energía del condensador de vapor de la CCTT Ventanilla a la condición de diseño.
Tabla 5.9
Propiedades termodinámicas de los fluidos de trabajo a condiciones ambientales
Tabla 5.10
Balance de exergía del condensador de vapor de la CCTT Ventanilla a la condición de operación 1x1.
Tabla 5.11
Balance de exergía del condensador de vapor de la CCTT Ventanilla a la condición de operación 2x1
Tabla 5.12
Balance de exergía del condensador de vapor de la CCTT Ventanilla a las condiciones de diseño
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CAPITULO I INTRODUCCION La nueva era en la producción de energía eléctrica a gran escala en el Perú se inició en el año 2006 con el arranque de la primera central termoeléctrica con ciclo combinado de Edegel S.A.A. en el distrito de Ventanilla, empresa líder en la actividad
privada de generación de energía eléctrica con una potencia total
efectiva entre sus centrales hidráulicas y térmicas de 1284 MW, la cual representa el 21.9% del Sistema Eléctrico Interconectado Nacional (SEIN) [5], tal como se muestra en el Apéndice 1. Edegel actualmente tiene a su cargo la operación de la Central Termoeléctrica de Ventanilla con un aporte de 498 MW la cual utiliza como combustible el gas natural cuando trabaja en ciclo combinado y el diesel D2 cuando trabaja en ciclo abierto. La aprobación para la operación en ciclo combinado de Edegel, fue realizada por el Ministerio de Energía y Minas quien aprobó el Estudio de Impacto Ambiental (EIA) mediante Resolución Directoral Nº 007- 2004-MEM/AAE.
La Central Termoeléctrica para su operación en ciclo combinado requiere ser abastecida de manera constante de agua en los sistemas de generación de vapor y de refrigeración principalmente. Para ello, la captación realiza la extracción de agua subterránea a través de cinco pozos tubulares ubicados en zonas aledañas a la central.
El sistema de condensado constituye para la Central Termoeléctrica, un sistema relevante en el cual se llevan a cabo en forma general, los procesos combinados de transferencia de calor (conducción y convección). En principio, el fenómeno de condensación ocurre cuando el vapor de escape proveniente de la turbina entra en contacto con una superficie cuya temperatura se encuentra por debajo de la temperatura de saturación de dicho vapor, el cual es enfriado por el agua del sistema de refrigeración principal.
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La metodología aplicada en este trabajo puede ser de gran beneficio para las centrales de generación ya que el mismo personal evaluará, analizará y obtendrá resultados para mejorar el desempeño del equipo, además de tener elementos para ejercer recursos financieros direccionados de manera específica a una solución real del problema. Operando el condensador principal en valores cercanos a su diseño, se logra también una mejora al impacto ambiental, régimen térmico, eficiencia del ciclo y como consecuencia ahorros importantes por la disminución del consumo de combustible.
Finalmente, la experiencia en operación de condensadores principales permite tener las siguientes hipótesis de causas en su desempeño inadecuado como es: el diseño inadecuado, ensuciamiento por materia orgánica e inorgánica, influencia de la temperatura ambiente, bajo flujo de agua de enfriamiento, carga térmica adicional, entradas de aire al condensador, área de intercambio de calor insuficiente.
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CAPITULO II FUNDAMENTO TECNICO
2.1
Generalidades
El objetivo principal de la central termoeléctrica con ciclo combinado, es la generación de energía eléctrica, aprovechando el contenido calorífico de los gases de combustión residual provenientes de las turbinas de gas. El proceso general en esencia, es el siguiente: El combustible Gas Natural es quemado en la cámara de combustión de la Turbina de Gas, y la carga térmica de los gases de combustión resultante después de generar el trabajo en dicha turbina, se emplea para la generación de vapores sobrecalentados, con niveles de presión y temperatura elevadas. Este vapor es inyectado directamente a otra Turbina, donde se aprovecha su expansión para generar trabajo.
Figura 2.1 Central termoeléctrica ciclo combinado Ventanilla.
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De manera similar a la Turbina Gas, el eje de la Turbina Vapor también esta acoplada a un alternador, que es el elemento generador de la energía eléctrica. Finalmente, el vapor expandido de la Turbina, es enfriado hasta su condensación, realizándose de esta manera un ciclo termodinámico.
2.2
Ciclo termodinámico de una central termoeléctrica con ciclo combinado
El tipo de ciclo termodinámico empleado en la Central Termoeléctrica de ciclo combinado es el de Rankine, regenerativo y con recalentamiento como se muestra en la Figura 2.2, es decir, el vapor sufre una expansión parcial en la turbina, después de la cual es calentado de nuevo, a menor presión que la primera vez, y vuelve a la turbina para expandirse hasta la presión de condensación. El empleo de este ciclo, es debido a que se produce un aumento en el rendimiento del ciclo, aprovechándose mejor el contenido energético del vapor.
1→2 2→3 3→4 4→5 5→6 6→1
Bombeo del vapor condensado Calentamiento en la caldera Expansion en la Turbina de Alta Recalentamiento del vapor Expansion en la Turbina de baja Condensacion del vapor
Figura 2.2 Esquema de un ciclo termodinámico típico con recalentamiento
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2.3
Descripción funcional de los sistemas principales
2.3.1 Turbina de Gas La Figura 2.3 muestra el ciclo termodinámico de una central termoeléctrica de ciclo abierto con una turbina de gas. El proceso se inicia con la combustión del gas natural a presión constante, en presencia de aire comprimido a 15 bar procedente del compresor. Los gases que salen de la cámara de combustión pasan a gran velocidad expandiéndose a través de la turbina, generando energía mecánica de rotación en el eje de esta turbina. Dichos gases calientes a la salida de la turbina (alrededor de 570°C), son aprovechados en la caldera de recuperación de calor para una posterior generación de vapor. La Figura 2.4 muestra la sección interna del compresor y turbina de gas.
Figura 2.3 Ciclo Joule Brayton ideal (línea punteada) y Ciclo real (línea continua) para una turbina de gas.
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Figura 2.4 Corte Isométrico de la turbina de gas Siemens V84.3A de la central termoeléctrica de Ventanilla.
2.3.2 Caldera de Recuperación de Calor (Heat Recovery Steam Generator, HRSG) Es el lugar donde se aprovecha la energía térmica de los gases de escape de la turbina de gas para producir vapor sobrecalentado, este último es inyectado a las diferentes etapas de la turbina de vapor. El diseño de una caldera puede variar a diferentes niveles de presión con sus respectivos domos, por lo tanto, el vapor se clasifica de acuerdo a su presión en: Vapor de alta, con una presión de 120 bar y una temperatura de sobrecalentamiento que puede oscilar entre los 500 y 540°C. Vapor de media, con una presión alrededor de 30 Bar y con una temperatura de recalentamiento entre 550 y 570°C. Vapor de baja, con una presión de 5 bar y con temperaturas de sobrecalentamiento de 220°C.
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Figura 2.5 Esquema general de la caldera de recuperación de calor (HRSG) de la CCTT Ventanilla. Fuente O&M Training Siemens.
La Figura 2.5 muestra el proceso de generación de vapor en la caldera. El vapor sobrecalentado de Alta presión (HP Superheat Steam) es inyectado directamente en la zona de alta de la Turbina de Vapor y el vapor exhausto es llamado Recalentado Frio (Cold Reheat IP). El vapor sobrecalentado de media (IP Superheat Steam) es mezclado con el vapor Recalentado Frio e ingresan nuevamente a la caldera, el resultado es el vapor Recalentado Caliente de Media (Hot Reheat IP), el cual es inyectado a la zona de media de la turbina, todo el vapor exhausto del lado de media es mezclado con el vapor sobrecalentado de Baja presión (LP Superheat Steam) para ser inyectado finalmente a la zona de baja de la turbina. Finalmente, todo este vapor exhausto de baja es enfriado en el condensador.
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2.3.3 Turbina de Vapor La turbina de vapor, tal como se puede apreciar en la Figura 1.6, está dividida en tres secciones: Sección de Alta Presión (que corresponde a la expansión del vapor sobrecalentado de alta presión), Sección de Media (que corresponde a la expansión del vapor recalentado de media presión) y Sección de Baja (que corresponde a la expansión del vapor sobrecalentado de baja presión). En cada una de ellas se recibe vapor a las condiciones de presión y temperatura conseguidas en el HRSG. Con estos tres niveles de presión se obtiene un mayor aprovechamiento del vapor generado en la caldera y se evitan problemas derivados de la condensación en las últimas etapas de la turbina.
Figura 2.6 Corte transversal de la Turbina de vapor de la CCTT ventanilla Siemens SST6-5000 (KN). Fuente Manual de Turbina de Vapor Siemens KN.
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2.3.4 Generador eléctrico El generador es el encargado de transformar la energía mecánica de rotación transmitida al eje por las turbinas en energía eléctrica. La transmisión de energía mecánica, procedente de la turbina de gas y la de vapor, se puede realizar a través de uno o varios ejes de potencia. Esto quiere decir que ambas turbinas pueden estar unidas por el mismo eje a un solo generador, o que cada turbina tenga su propio generador, dando lugar a plantas de eje único o de eje múltiple.
2.3.5 Sistema de Refrigeración Principal Toda Central Termoeléctrica en ciclo combinado necesita ser refrigerada para cumplir con el ciclo termodinámico Rankine explicado en el Capitulo 1.2, pues la combustión genera más energía térmica que la que la planta es capaz de transformar en energía eléctrica. El vapor de escape de la turbina, llamado también exhausto; es enfriado hasta su condensación, a un fluido líquido de mayor densidad el cual recibe nuevamente la energía calórica en las calderas y así poder volver a generar vapor con las condiciones de ingreso a la turbina. Existen dos formas de refrigerar el vapor de escape de la turbina; Uno mediante el uso de Aerocondensadores, el cual utiliza ventiladores de grandes dimensiones, los cuales implican un alto consumo de energía, para enfriar el vapor por contacto indirecto con el aire tomado del ambiente. El otro, más eficiente y tema de análisis, utiliza un Condensador de tubos y carcasa, donde el agua fría atraviesa el condensador por el lado interior del banco de tubos, y el agua caliente es enfriada mediante el uso de Torres de Enfriamiento de tiro inducido para reutilizar el fluido de enfriamiento, ver la Figura 2.7.
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El rendimiento de una central de ciclo termoeléctrica en combinado es del 55 58%, por tanto, necesita evacuar al menos el 42 – 45% de su potencia térmica total. La central térmica de ventanilla utiliza para la evacuación de esta carga térmica, un circuito semi-abierto mediante dos torres de enfriamiento de tiro inducido que recircula alrededor de 25000 m3/hora de agua de enfriamiento.
Figura 2.7 Torre de enfriamiento de Tiro Inducido Cruzado.
2.3.6 Planta de Tratamiento de Agua Es el sistema de donde se obtiene agua desmineralizada con una calidad química adecuada para la alimentación a las calderas y el ciclo que realiza el agua en el sistema. La obtención de agua desmineralizada, se realiza en las siguientes etapas:
Operación de Filtración. Operación de Osmosis Inversa. Operación de Electrodiálisis.
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2.4
Condensador Principal de una Central Termoeléctrica de Ciclo Combinado
El sistema de condensado de una central termoeléctrica, está constituido por intercambiadores de calor en los cuales se condensa el vapor de escape (exhausto) procedente de máquinas y turbinas, además es donde el aire y otros gases no condensables son evacuados en forma continua.
Las ventajas que pueden conseguirse son los siguientes:
-
Disminución de la presión de escape con el consiguiente aumento de energía utilizable.
-
Recuperación del condensado (condensadores de superficie), para utilizarlo como agua de alimentación a las calderas generadoras de vapor.
La condensación del vapor de agua en un recipiente cerrado produce un vacío parcial, debido a la gran disminución de volumen especifico experimentado por el vapor de baja presión. Es decir: 1 Kg de vapor de agua seco a una presión absoluta de 1.01 bar a 100°C ocupa un volumen de 1.67 m3, teóricamente si esta cantidad de vapor de agua estuviese contenida en un recipiente cerrado de capacidad 1.67 m3 a la presión absoluta de 1.01 bar con una condensación parcial dentro del recinto hasta una temperatura de 61 °C el líquido ocuparía un volumen de 0.00102 m3, o sea 1/1392 del volumen interior del recipiente, quedando la presión absoluta a 0.21 bar.
Las turbinas de vapor son capaces de expandir el vapor hasta las mínimas presiones de escape alcanzables, debido a que son máquinas de flujo constante y puedan tener grandes apertura de escape (sin válvulas) a través de la cual se descarga el vapor ya utilizado.
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2.4.1 Tipos de condensadores 2.4.1.1 Condensadores de contacto o de mezcla
Proporcionan una baja presión de escape, pues el condensado se mezcla con el agua de enfriamiento. En las centrales equipadas con grandes turbinas de vapor, no pueden emplearse este tipo de condensador, porque aun prescindiendo de la pérdida del condensado, el consumo de energía de las bombas de extracción de condensado supera los beneficios conseguidos con el elevado vacío.
Los condensadores de contacto o mezcla pueden ser del tipo de nivel bajo o barométrico. Los dos tipos son similares por lo que se refiere a la forma en la cual el vapor de escape y el agua de enfriamiento se ponen en contacto; la diferencia es dada por la forma de evacuar el agua y el condensado, tal como se aprecia en la Figura 2.8.
Figura 2.8 Condensador de nivel bajo (Contacto directo)
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2.4.1.2 Condensadores de superficie
Proporcionan una baja presión de escape y al mismo tiempo permiten recuperar condensado porque éste no se mezcla con el agua de enfriamiento. Este condensador consiste generalmente de una caja o un cilindro de metalurgia acero al carbono, con una tapa porta tubo en cada extremo, las cuales unen entre sí con una cantidad de tubos que forman la superficie de enfriamiento. El vapor de escape ingresa al condensador por un orificio situado en la parte superior de la caja o cilindro y el agua de enfriamiento pasa por el interior de los tubos. Esto debido a que el vapor limpio no ensucia la superficie externa de los tubos, la cual es difícil de limpiar mientras que el agua de enfriamiento frecuentemente está sucia y deja sedimentos en el interior de los tubos.
Los condensadores de superficie pueden ser de paso único, en los cuales el agua de enfriamiento circula en un solo sentido a través de todos los tubos, o de dos pasos en los cuales el agua circula en un sentido a través de la mitad de los tubos y otro sentido a través de los restantes. La mayoría de los grandes condensadores están equipados con una bomba centrifuga para evacuar o extraer el condensado líquido (acumulado en el pozo caliente) y un eyector o bomba de vacío para evacuar el aire y los gases in condensables no deseados. La siguiente Figura 2.9, representa una instalación moderna típica de turbina y su condensador.
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Figura 2.9 Condensador de superficie de doble paso.
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2.4.2 Condición de operación Un condensador de superficie y su equipamiento auxiliar deben cumplir los requisitos siguientes:
a) El vapor debe ingresar al condensador con la menor resistencia posible y la caída de presión a través de los mismos deberá ser reducida a un mínimo.
b) El aire (el cual es una sustancia poco conductora del calor) debe evacuarse rápidamente de las superficies transmisoras de calor.
c) El aire debe recogerse en puntos apropiados, prácticamente libre de vapor de agua y enfriado a una temperatura baja.
d) La evacuación del aire debe realizarse con un gasto mínimo de energía.
e) Asimismo, debe evacuarse rápidamente el condensado de las superficies transmisoras de calor y devolverse libre de aire a la caldera a una temperatura de máxima eficiencia.
f) El agua de enfriamiento debe atravesar el condensador con un nivel de rozamiento reducido, dejando un mínimo de sedimentos y con una absorción térmica máxima.
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CAPITULO III MARCO TEORICO DE LA EFICIENCIA ENERGETICA
3.1
Primera Ley de la Termodinámica
La primera ley de la termodinámica se aplica tanto en un sistema cerrado y en un volumen de control (sistema abierto), este principio afirma que “La energía del universo es constante, la energía no puede ser creada ni destruida
[2]”.
Es decir, un
sistema que evoluciona de un estado inicial a otro estado final, el trabajo realizado no depende ni del tipo de trabajo ni del proceso seguido, por lo tanto el calor y el trabajo realizado son formas de transferir la energía de un lugar a otro. Los conceptos que se requieren para definir este principio se encuentran definidos en el Apéndice 3.
Un sistema cerrado tiene la característica de que no se efectúa la transferencia de masa, pero sí de energía en forma de calor y trabajo a través de las paredes entre el sistema y sus alrededores. Debido a ésta, la ecuación de la primera Ley de la termodinámica para un sistema cerrado se expresa de la siguiente manera [3]:
(1)
Esta ecuación expresa que para pasar el sistema de un estado inicial a un estado final, el sistema transfiere calor hacia o desde los alrededores, y también transfiere energía en forma de trabajo hacia o desde los alrededores.
Un Volumen de Control está asociado a la teoría de la mecánica del medio continuo mediante la ley de conservación de masas; por lo tanto, la ecuación de la conservación de la energía en un Volumen de Control [3] está dado por:
(2)
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3.2
Segunda Ley de la Termodinámica
Este principio permite analizar la pérdida de capacidad para producir trabajo en un sistema termodinámico. Esta pérdida de capacidad se manifiesta en forma de calor, y que, subsecuentemente una forma de medir ese trabajo no aprovechable es por medio de la entropía generada en el sistema [3]. La segunda ley de la termodinámica en un sistema cerrado indica que el cambio de entropía total del sistema es igual a la relación de la transferencia de calor del sistema con los alrededores por unidad de temperatura en la frontera del sistema más la entropía generada en el interior del sistema.
(3)
La generación de entropía
no se representa de forma directa a través de la
medición de algún parámetro termodinámico; por lo que la ecuación (3) se puede expresar por la ecuación (4), llamada desigualdad de Clausius, la cual establece que el cambio de entropía es mayor o igual a la relación entre calor transferido desde o al sistema y la temperatura en la pared del sistema:
(4)
La desigualdad de Clausius tiene dos opciones: Primero, la igualdad quiere decir que se trata de un proceso reversible, por tanto no existe generación de entropía y la suma de Irreversibilidades es igual a cero; Segundo, la desigualdad implica generación de entropía y por consecuente la suma de Irreversibilidades es diferente de cero, por tanto se trata de un proceso Irreversible. En el caso hipotético de que la desigualdad de generación de entropía es menor que cero, se trata de un proceso “Imposible” [3].
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Para un Volumen de Control, la ecuación de la segunda ley de la termodinámica se expresa también con una desigualdad, debido a la desigualdad de Clausius
[3].
Esto es porque es imposible cuantificar de manera analítica la cantidad de entropía generada en el Volumen de Control. De manera que la generación de entropía se obtiene por la siguiente ecuación:
(5)
La desigualdad de la ecuación (5) implica que la generación de la entropía será siempre una cantidad positiva cuando ocurra un proceso Irreversible, pero en el momento que suceda un proceso Reversible la entropía generada será cero. En los procesos reales siempre existe entropía generada, por lo que la optimización de los procesos implica la minimización de la entropía generada. La importancia de la minimización de la generación de la entropía en un proceso Irreversible, ha ocasionado que los ingenieros se interesen por los análisis exergéticos. Es necesario indicar que un proceso termodinámico no puede tener lugar a menos que satisfaga tanto la primera como la segunda ley de la termodinámica
[2].
Este
último afirma que los procesos ocurren en cierta dirección y que la energía asociada tiene calidad así como cantidad. Conservar la “calidad” de energía es cuestión importante, y la segunda ley provee los medios necesarios para determinarla, así como el grado de degradación que sufre la energía durante un proceso. Clausius, en 1865 definió el término “Entropía” para medir la degradación de la energía. El enunciado de Kelvin Planck
[2]
establece: Toda máquina térmica debe
intercambiar calor con un sumidero de baja temperatura así como una fuente de temperatura alta para seguir funcionando, es decir que ninguna máquina térmica que opera en un ciclo puede convertir todo el calor que recibe en trabajo útil. Por lo tanto, para que una Central Termoeléctrica funcione la eficiencia térmica no debe alcanzar el 100%, porque el fluido de trabajo debe intercambiar calor con el ambiente.
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El enunciado de Clausius
[2]
establece que es imposible construir un dispositivo
que opere en un ciclo sin que produzca ningún otro efecto que la transferencia de calor de un cuerpo de menor temperatura a otro de mayor temperatura. Es decir, todo refrigerador puede operar a menos que su compresor sea propulsado mediante una fuente de energía externa, como un motor eléctrico.
La definición formal de la segunda ley de la termodinámica establece que la cantidad de entropía del universo tiende a incrementarse en el tiempo
[6].
Es decir,
en un estado de equilibrio, los valores que toman los parámetros característicos de un Sistema Termodinámico Cerrado son tales que maximizan el valor de una cierta magnitud que está en función de dichos parámetros, llamada entropía. La entropía de un sistema es una magnitud física abstracta que la mecánica estadística identifica con el grado de desorden molecular interno de un sistema físico. La termodinámica clásica la define como la relación entre el calor transmitido y la temperatura a la que se transmite.
Entre las principales características de este principio se tiene:
a) La entropía describe la calidad de la energía. b) Impone limitaciones a las transformaciones. c) Predice que clase de transformaciones son posibles en el sistema. d) La entropía alta es igual a la baja calidad de energía. e) La segunda ley expresa que las conversiones son posibles sólo si: ΔStotal ≥ 0 f) La entropía es una medida de cómo están repartidas en un sistema las cantidades conservativas como la masa, el momento y la energía.
27
3.3
Procesos Reversibles e Irreversibles
Un Proceso Reversible se define como un proceso que se puede invertir sin dejar ningún rastro en los alrededores [3]. Es decir, tanto el sistema como los alrededores vuelven a sus estados iniciales una vez finalizado el proceso inverso. Esto es posible sólo si el intercambio de calor y trabajo neto entre el sistema y los alrededores es cero para el proceso combinado (original e inverso). Los procesos que no son reversibles se denominan Procesos Irreversibles.
Los procesos reversibles en realidad no ocurren en la naturaleza, sólo son idealizaciones de procesos reales, por lo tanto todos los procesos que ocurren en la naturaleza son Irreversibles. Los ingenieros están interesados en los procesos reversibles porque los dispositivos que producen trabajo, como motores y turbinas, entregan el máximo trabajo, y los dispositivos que consumen trabajo, como compresores, bombas y ventiladores, consumen el mínimo de trabajo cuando se usa procesos reversibles en lugar de irreversibles.
El concepto de proceso reversible conduce a la definición de Eficiencia según la segunda ley para procesos reales, que es el grado de aproximación al proceso reversible correspondiente. Esto permite comparar el desempeño de diferentes dispositivos diseñados para hacer la misma tarea con base en sus eficiencias. Mientras mejor sea el diseño, menores son las irreversibilidades y mayor es la eficiencia según la segunda ley.
28
3.4
Exergía
La exergía o disponibilidad de la energía, es una propiedad termodinámica que define el trabajo máximo que puede obtenerse del sistema como resultado de sus condiciones de temperatura, presión, composición, velocidad, y otras variables, con respecto a un estado de referencia específico (medio ambiente) [3]. Todo sistema cuyas condiciones sean diferentes de las condiciones del estado de referencia, tiene el potencial para producir un trabajo mecánico. Cuando el sistema alcanza las condiciones del estado de referencia, su potencial energético desaparece, por lo que, tales condiciones se conocen como “estado muerto” en el cual el valor de la exergía es cero.
Los fundamentos del concepto de exergía fueron establecidos hace más de cien años por Carnot y Gibbs. Carnot, determinó la cantidad máxima de trabajo que puede obtenerse de una fuente de calor (o energía de calor), mientras que Gibbs determinó la cantidad de trabajo disponible en un cuerpo colocado en un medio ambiente determinado (o exergía sustancial). Basado en los trabajos de Carnot y Gibbs, George Gouy (en 1989) formalizo la definición del concepto de exergía en 1889, utilizando el término “Entropía” para medir la degradación de la energía.
En la actualidad el término exergía es aceptado mundialmente, como una propiedad termodinámica necesaria para evaluar el comportamiento energético de los sistemas termodinámicos.
La aportación fundamental del análisis exergético, es su capacidad para considerar la calidad de energía y no solo cantidad en cualquier estudio energético, lo cual evita cometer lo que se conoce como “errores de segunda ley”, que pueden ser sumamente importantes dado que las diferentes formas en que se manifiesta la energía tienen también diferentes utilidades o valores para efectuar funciones
29
determinadas; por lo tanto, la calidad de la energía utilizada debe corresponder con la función que se pretende efectuar.
En resumen, la aplicación de análisis exergeticos complementados con consideraciones de mercado y de toxicidad de las descargas de los procesos energéticos, propician la optimización integral de procesos industriales (energía, calidad, economía, ecología).
La exergía, de la misma manera que la energía, tiene dos formas fundamentales de manifestarse: la primera asociada a la trasferencia de exergía que no está acompañada por un flujo de materia, y la segunda asociada al contexto de exergía transportada por los flujos de masa. En el primer caso, la exergía es una función de transferencia (resultante de una energía en tránsito) y la manera para efectuar esa transferencia son las asociadas al trabajo caso, la exergía es una propiedad de la materia las diferentes formas de exergía.
y al calor
. En el segundo
. En la Tabla 2.1 se muestra
30
Tabla 3.1. Formas de Exergía
FUNCION DE TRANSFERENCIA
ECUACION
Exergía del Trabajo
(6)
Exergía del Calor
(7)
FUNCION DE ESTADO
ECUACION
Exergía de la Materia,
(8)
Exergía Inercial,
(9)
Exergía Potencial,
(10)
Exergía Cinética,
(11)
Exergía Sustancial,
(12)
Exergía Física,
(13)
Exergía Química,
(14)
31
3.5
Análisis Térmico del Volumen de Control
El análisis térmico de volumen de control incluye el estudio de intercambios de masa, energía, entropía y exergía entre el volumen de control y el medio que lo rodea. Una imagen típica del volumen de control se muestra en la Figura 3.1 siguiente:
Figura 3.1 Volumen de Control de un sistema abierto.
En la Figura 3.1 se muestran las entradas y salidas de los flujos de masa que circulan por el volumen de control y los intercambios de energía en forma de calor y trabajo entre el volumen de control y el medio que lo rodea.
Figura 3.2 Esquema general de una central básica de generación de potencia.
32
La Figura 3.2 muestra el esquema general del proceso de una central termoeléctrica con ciclo combinado. Esto se realiza para simplificar el análisis térmico, que se puede aplicar a cada uno de los equipos que integran la central termoeléctrica, los cuales en conjunto conforman una maquina térmica, que recibe Calor y desarrolla Trabajo mientras se realiza un ciclo termodinámico.
3.6
Balance de energía en estado estacionario
Según la primera ley de la termodinámica, cuando el volumen de control asignado trabaja a condiciones de Flujo Estacionario, el balance de energía se describe como:
(15)
Dónde:
Qvc = Flujo neto de calor intercambiado por el sistema y sus alrededores. Wvc = Potencia neta inter cambiado por el sistema y sus alrededores. Ee, Es = Energía total por unidad de tiempo que entra y sale al sistema, respectivamente.
Considerando la ausencia de reacciones químicas en las corrientes de entrada y salida, y despreciando sus componentes cinético y potencial, la energía total en un punto se puede expresar de la siguiente manera:
(16)
33
Dónde: he = Entalpía por unidad de masa de la corriente de entrada. me = Masa por unidad de tiempo de la corriente de entrada. Sustituyendo la ecuación (16) en la ecuación (15) se tiene:
(17)
El principio de la Ley de conservación de la masa se expresa como:
(18)
3.7
Balance de Entropía en Estado Estacionario
La segunda ley de la termodinámica impone severas restricciones a la primera ley de la termodinámica, y adicional a lo explicado en el capítulo anterior, existe otra información adicional acerca de las irreversibilidades que se presentan en los procesos y que se evalúan a través de la generación de entropía. Precisamente una forma de expresar la segunda ley es a través de un balance de entropías como se muestra en la ecuación (19) siguiente a condiciones de Flujo Estacionario:
(19)
Dónde:
Q/T: Entropía por transferencia de Calor al volumen de control. σvc:
Flujo de Entropía generada dentro del volumen de control.
me, ms : Flujo de masa de entrada y salida, respectivamente Se, Ss: Entropía másica de entrada y salida, respectivamente
34
En la ecuación (19) aparecen los términos de transferencia de entropía por transferencia de calor y de masa, así como el de generación de entropía en el volumen de control, dicha generación se debe a las Irreversibilidades.
3.8
Balance de Exergía en Estado Estacionario
La mayoría de los volúmenes de control en la práctica, como turbinas, compresores, toberas, difusores, intercambiadores de calor, tuberías y ductos operan en forma estacionaria, por lo tanto “no” experimentan cambio en sus contenidos de masa, energía, entropía y exergía, así como en sus volúmenes. Por consiguiente, para tales sistemas, la cantidad de exergía que entra en un sistema de flujo estacionario en todas las formas: trabajo por la ecuación (6), calor por la ecuación (7), y transferencia de masa por la ecuación (13), debe ser igual a la cantidad de exergía que sale más la exergía destruida a causa de las Irreversibilidades.
Considerando la ausencia de reacciones químicas dentro de nuestro sistema, la ecuación (20) muestra la combinación de la primera y segunda ley de la termodinámica la cual plantea el balance de exergía para un volumen de control a condiciones de Flujo Estacionario.
(20) Dónde: = Tasa de transferencia de Exergía en forma de calor. Ex =
= Tasa de transferencia exergía por unidad de masa.
h, s = Entalpía especifica del fluido a las condiciones de trabajo. h0, s0 = Entalpía del fluido a las condiciones del estado muerto (medio ambiente).
35
3.9
Eficiencias de Primera y Segunda Ley de la Termodinámica
El análisis y evaluación de los sistemas energéticos para un determinado volumen de control se complementa con la evaluación de las eficiencias energéticas y Exergética, tal como se describen a continuación:
3.9.1 Eficiencia Energética La eficiencia o desempeño es un término que indica que tan bien se realiza el proceso de conversión o transferencia de energía. Según la primera ley de la termodinámica, es una medida del funcionamiento de una maquina térmica; y es la fracción entre la energía que sale para ser aprovechada como trabajo neto, entre la energía suministrada en forma de calor. Por tanto, la eficiencia energética se expresa de la siguiente manera:
(21)
3.9.2 Eficiencia Exergética Para dispositivos productores de trabajo (como turbinas), la eficiencia según la segunda ley puede expresarse como la relación entre las salidas de trabajo útil y la de trabajo máximo posible (reversible).
(22)
36
Para dispositivos no cíclicos (como compresores), la eficiencia está dada por la relación entre la entrada de trabajo mínimo (reversible) y la entrada de trabajo útil.
(23)
Para dispositivos cíclicos como refrigeradores y bombas de calor, también es posible expresarla en términos de los coeficientes de desempeño, como:
(24)
En las relaciones anteriores, el trabajo reversible W reversible debe determinarse mediante el uso de los mismos estados inicial y final que en el caso del proceso real. Sin embargo la eficiencia según la segunda ley está ideada para servir como una medida de aproximación a la operación reversible, en consecuencia su valor debe cambiar de cero en el peor caso (destrucción completa de exergía) a 1 en el mejor (sin destrucción de exergía). Con esta perspectiva se define a la Eficiencia Exergética como el parámetro que relaciona la Exergía que sale del sistema con la Exergía que entra al sistema de un sistema durante un determinado proceso
[3].
(25)
Dónde:
37
Entonces la ecuación (25) puede expresarse en términos de Pérdidas de Exergía y Exergía de entrada, como:
(26)
Por lo tanto, la eficiencia exergética mide la fracción de la exergía total que entra al sistema y que no se pierde por los efectos de las pérdidas de los procesos que se efectúan en el sistema. Estas pérdidas de exergía pueden dividirse en dos: aquellas que resultan de la irreversibilidad de los procesos y que es la exergía destruida (Irrev) que se efectúan al interior del sistema; y aquellas que resultan de una descarga de exergía al medio ambiente. Estas irreversibilidades pueden calcularse también utilizando el teorema de Gouy – Stodolar [2].
(27)
Las pérdidas totales de exergía, en cualquier sistema son iguales a la suma de la destrucción de exergía por irreversibilidades internas y por las pérdidas de exergía por los efluentes hacia el medio ambiente.
(28) Dónde: (29)
Si las pérdidas efluentes de exergía, mostradas en la ecuación (29) se restan de la exergía total que sale del sistema, se obtienen la exergía útil que sale del sistema. Por lo tanto, el balance general de exergía puede escribirse de la siguiente manera:
(30)
38
CAPITULO IV EVALUACION ENERGETICA Y EXERGETICA DEL CONDENSADOR DE LA CENTRAL TERMOELECTRICA EN VENTANILLA
4.1
Metodología para la determinación de la eficiencia Energética y Exergética
En este capítulo se desarrolla la metodología de análisis, cuya aplicación a la central termoeléctrica de ventanilla y el análisis de los resultados se llevan a cabo en el Capítulo V del presente informe.
La metodología de análisis se describe brevemente a continuación:
a) Realizar una descripción tanto del sistema como del proceso que va a estudiarse. b) Dividir convenientemente el sistema en volúmenes de control por medio de fronteras claramente especificadas. c) Definir el ambiente del sistema, así como la condición del estado de referencia. d) Realizar las idealizaciones necesarias para desarrollar un modelo manejable. e) Calcular o estimar los flujos de masa y energía por medio de un análisis de la Primera Ley de la Termodinámica. f) Calcular los flujos de Exergía y la destrucción de exergía en cada componente. g) Definir y calcular las eficiencias exergéticas y otros parámetros de evaluación de cada componente. h) Identificar la ubicación y magnitud de los principales sumideros de exergía.
39
4.2
Información general de la planta
El proceso de generación de energía eléctrica en la CCTT de Ciclo Combinado de Ventanilla, viene como resultado de una serie de transformaciones de la energía, por un lado la energía química almacenada en el combustible de gas natural, es liberada producto de la combustión, transformándose en energía calorífica. Esta forma de energía es transformada a energía mecánica al pasar por los alabes de la turbina de gas. Luego de pasar por la turbina de gas, se utiliza los gases calientes en las calderas de recuperación de calor (HRSG), para calentar el agua contenido en ellas, y así producir vapor a tres niveles de presión (alta, media y baja presión) lográndose la transformación de energía calorífica a energía térmica.
Figura 4.1 Diagrama de proceso de la caldera recuperadora de calor
40
De la Figura 4.1, el vapor producido impulsa los alabes de la turbina de vapor logrando la transformación nuevamente de energía térmica a energía mecánica, finalmente como el rotor de la turbina esta acoplada al generador eléctrico, se realiza la última transformación de energía mecánica a energía eléctrica. Todo el vapor exhausto a la salida de la Turbina de Baja, ingresa totalmente al condensador cambiando de estado de vapor a líquido, mediante el uso del agua de refrigeración proveniente de las torres de enfriamiento. El vapor condensado es extraído y bombeado a 26 bar, desde el condensador hacia los precalentadores ubicados en los HRSG. El condensado se precalienta hasta 100°C para luego alimentar una fracción directamente al domo de Baja Presión a 5 Bar y la otra, a la succión de las bombas de agua alimentación.
El objetivo de las bombas de agua de alimentación es seguir aumentando la presión del agua de condensado precalentado, a las presiones requeridas en los domos de alta a 110 Bar, y media presión a 30 Bar, de los HRSG.
Figura 4.2 Diagrama de proceso de la turbina de vapor y condensador
41
En la Figura 4.2, el vapor sobrecalentado generado en los sistemas de alta presión, se inyecta directamente a la sección de alta de la turbina de vapor. El vapor de escape de la Turbina de Alta (llamado también, Recalentado Frio) retorna al HRSG para mezclarse con el vapor sobrecalentado de media presión, para luego ser recalentado, el vapor a la salida del recalentador se le conoce como “vapor recalentado caliente de media presión” y este es inyectado a la sección de media de la turbina de vapor. Todo el vapor de escape de la turbina de media, se mezcla con el vapor sobrecalentado de baja presión para finalmente ser inyectado a la sección de baja de la turbina de vapor.
El condensador de la CCTT Ventanilla es uno de los componentes no menos importante en el ciclo de vapor, es un recinto cerrado a 0.035 bar de presión absoluta de vacío, en el cual la sección de baja de la turbina de vapor se encuentra dentro de él y el vapor de escape cede su calor latente de vaporización. Es un componente necesario por dos razones. La primera, convierte el vapor nuevamente en líquido para regresarlo a la caldera de vapor (HRSG) como agua de proceso a 70 Kg/s, esto reduce el costo operacional de la planta permitiendo reutilizar el agua de proceso. La segunda razón, aumenta la eficiencia del ciclo permitiendo que trabaje con los gradientes más grandes posible de temperatura y presión entre la fuente de calor (Generador de Vapor) y el sumidero de calor (Condensador).
La presión del vapor exhausto de la Turbina de Baja es reducida hasta debajo de la presión atmosférica a 0.035 bar debido a la condensación del vapor.
42
4.2.1 Condiciones de operación de la central termoeléctrica Para cumplir con las condiciones de operación del condensador principal de la central termoeléctrica de Ventanilla, es necesario el uso de varios sistemas auxiliares los cuales se describen a continuación:
a) Sistema de agua de enfriamiento. Como ya se explicó anteriormente se encarga de enfriar el vapor de escape de la turbina de baja presión, hasta la condensación. El agua de enfriamiento ingresa en ambos condensadores con un caudal de 25000 m3/h a 2 bar y 31 °C y salen de los mismos a 1.6 bar y 42°C.
Figura 4.3 Control del sistema de enfriamiento del condensador de la CCTT Ventanilla
43
b) Sistema de agua de reposición al condensador. El agua de reposición del circuito de enfriamiento, llamado también “Make Up”, representa el agua que se suministra al sistema para reponer las pérdidas normales que sufre el proceso por las purgas necesarias en los domos de la caldera con el fin de mantener los ciclos de concentración en el agua. Esta línea aporta agua desmineralizada desde la planta de tratamiento de agua hacia el condensador con la calidad química requerida. La reposición se efectúa a razón de 3 Kg/s y 2.5 bar a temperatura ambiente, y se realiza mediante una válvula de control, la cual tiene orden de apertura cuando el nivel del líquido en el condensador es bajo 55 cm, y de cierre cuando se alcanza el nivel alto 65 cm.
Figura 4.4 Control del sistema de condensado de la CCTT Ventanilla
44
c) Sistema de vapor de sello de la turbina a vapor. Evita que el vapor que atraviesa la turbina escape ó el aire ingrese al interior de la turbina de vapor, esto se logra mediante la inyección de 1.5 Kg/s de vapor sobrecalentado de baja presión a través de una serie de sellos ubicados en los extremos del eje de la turbina. La condensación de este vapor a la salida de los sellos, se realiza en el “Condenser Gland” el cual tiene una presión ligeramente inferior a la atmosférica en la tubería principal de vapor de sello a -4 "H2O (-10 mbar), esta presión de vacío se mantiene mediante la operación del extractor, por lo tanto, finalmente este vapor condensado es inyectado directamente al condensador principal a 0.090 Bar absoluto y 40°C.
Figura 4.5 Control del sistema de vapor de sello de la Turbina de la CCTT Ventanilla
45
Figura 4.6 Condensador de vapor de sello (Gland Condenser) de la CCTT Ventanilla
d) Sistema de líneas de drenajes de condensado. Los drenajes provienen principalmente de las líneas de vapor sobrecalentado de alta, media, baja presión, y de las secciones de alta, media y baja presión de la carcasa de la turbina de vapor. Este condensado, es producto de la perdida de energía del vapor por la caída de presión y enfriamiento de la tubería, y es finalmente descargado hacia el condensador. El objetivo de este sistema es evitar el daño de los alabes e integridad de la turbina, que se pueda dar, por el ingreso de dicho condensado al interior de la turbina que gira a 3600 rpm. El sistema está conformado por un conjunto de válvulas de control ubicado en cada línea de vapor que se quiere drenar el condensado acumulado y el diseño del control está basado en comparar las temperaturas: del vapor en la línea, la temperatura de saturación del vapor a la presión de la línea con respecto a la temperatura medida aguas arriba de la válvula de drenaje.
46
Las válvulas de drenaje de las líneas de vapor y turbina se pueden visualizar en la figura 4.7 las cuales están representadas de color verde.
Figura 4.7 Control del sistema de drenaje de las líneas de vapor de la CCTT Ventanilla
e) Sistema de extracción de gases no condensables. Los gases no condensables están compuesto principalmente por aire y CO2 presente en el ambiente que ingresan al condensador por medio del agua de reposición o por las fallas en los sellos en válvulas, manómetros y otros equipos. La función principal del sistema es remover el aire y los gases no condensables y esta compuesto de dos unidades de bombas de vacío con disponibilidad de 1x100 con capacidad de extracción 5000 m3/h, un intercambiador de calor de placas y marcos, y de un separador. La figura 4.8 muestra la unidad de vacío del condensador la cual extrae del mismo aire y gases incondensables con un gasto volumétrico de 5 SCFM (estándar cubic feet per minute) a -26.6 inHg (-900mbar) y 40°C.
47
Figura 4.8 Bombas de Vacio para la extracción de los gases no condensables acumulados en el condensador de la CCTT Ventanilla
4.2.2 Datos de diseño del condensador Las características principales de diseño del condensador principal del ciclo combinado de la central termoeléctrica Ventanilla, servirá de base para los cálculos energéticos y exergeticos en las condiciones de diseño. En la Tabla 4.1 se presenta las características principales de operación así como los datos técnicos del fabricante.
48
Tabla 4.1 Datos de diseño del condensador principal
Descripción Marca Tipo
Valores ALSTOM Power doble presión
N° Pasos
2
N° Tubos
11,828
Material del tubo k (Btu/hr.ft2.°F) Tube OD (in) Tube gage (BWG)
B 338/2 (titanium) 114 1 25
Tube wall (in)
0.02
Longitud efectiva (foot)
33.5
Área de condensación efectiva (ft2) Área de flujo de circulación de agua (ft2)
103,735 59.45
Condiciones de diseño Temperatura de agua de ingreso al condensador (ºF)
67.1
Temperatura agua a la salida del condensador (ºF)
92.0
Flujo de circulación de agua (gpm)
114,000
Flujo de circulación de agua (lb/hr)
62,007,238
Factor de limpieza (%)
90
Presión del condensador (in Hga)
1.61
Presión del condensador (psia)
0.79
Carga térmica (Btu/hr) ΔP en los tubos del condensador (ft water) Flujo de condensado (lb/hr)
1,051,000,000 23.4 1,091,821
49
4.3
Balance de masa y energía
La Figura 4.9 muestra el esquema del condensador principal del ciclo combinado de la Central Termoeléctrica de Ventanilla, con el volumen de control definido por línea discontinua de color rojo y las líneas de proceso involucradas en este equipo. En la Tabla 4.2 se identifica las diferentes corrientes de fluidos que interactúan con el condensador.
Figura 4.9 Esquema del Condensador Principal
50
Tabla 4.2 Identificación de las líneas de proceso en el condensador
Línea
Descripción
Estado Físico
6
Vapor exhausto de la turbina de baja presión
Vapor saturado
7
Ingreso Agua de Enfriamiento Condensador Sur
Líquido
8
Salida Agua de Enfriamiento Condensador Sur
Líquido
9
Ingreso Agua de Enfriamiento Condensador Norte
Líquido
10
Salida Agua de Enfriamiento Condensador Norte
Líquido
11
Vapor condensado
Líquido saturado
12
Salida de Gases In condensables.
Gas
13
Ingreso de Make Up de agua desmineralizada
Líquido
14
Ingreso de drenajes de turbina y líneas de vapor
Líquido
15
Retorno de condensado de vapor de sello
Líquido saturado
Los flujos de masa y energía para cada corriente se definen y se identifican en el Tabla 4.3, los flujos de energía son calculados en función de la entalpía específica del fluido a la presión y temperatura de trabajo.
51
Tabla 4.3 Identificación de los flujos de masa y energía
Flujo de Línea
masa
Flujo de Energía
[Kg/h] Vapor de escape de turbina de Vapor
m6
Ingreso Agua de Enfriamiento Condensador Sur
m7
Salida Agua de Enfriamiento Condensador Sur
m8 = m7
Ingreso Agua de Enfriamiento Condensador Norte Salida Agua de Enfriamiento Condensador Norte
[KJ/h]
m9 m10 = m9
Vapor condensado
m11
Salida de Gases In condensables
m12
Ingreso de Make Up de agua desmineralizada
m13
Ingreso de drenajes de turbina y líneas de vapor
m14
Retorno de condensado de vapor de sello
m15
Dónde: Hi, es la entalpía de la corriente “i” a condiciones de trabajo (Temperatura Ti y Presión Pi) Para conocer el flujo de agua de enfriamiento que se suministra al condensador aplicaremos la ecuación (18) del Capítulo II, de la cual se obtiene:
Flujo de masa de agua de refrigeración del Condensador Sur, Flujo de masa de agua de refrigeración del Condensador Norte, Flujo de masa Total de agua de refrigeración,
=
+
52
4.3.1 Flujo de calor transmitido al agua de enfriamiento Este flujo de calor que absorbe el agua de enfriamiento se divide en dos partes; uno es el que corresponde al condensador lado sur y el otro el que corresponde al condensador lado norte, como se indica a continuación:
Para el condensador sur:
=
Para el condensador norte: a
Por tanto el flujo total de calor transmitido al agua es:
(31)
4.3.2 Flujo de calor transmitido por el vapor de escape de la turbina de baja Presión Para el cálculo se considera que todo el vapor exhausto de escape de la turbina de baja es un vapor saturado, por lo tanto necesita ceder una cantidad de energía equivalente a su calor latente para poder lograr su condensación a líquido saturado.
Dónde:
= Entalpía de vapor saturado a la presión P6, KJ/Kg = Entalpía de líquido saturado a la presión P6, KJ/Kg
53
4.4
Balance Exergetico
La Tabla 4.4 muestra el flujo exergético para cada línea que interactúa con el condensador principal de la central térmica de Ventanilla en condiciones de flujo estacionario, y en la cual consideramos que no existen reacciones químicas y despreciamos los cambios en la energía cinética y potencial dentro de nuestro volumen de control. Esto implica el análisis de la entalpia y entropía para cada línea de proceso calculado por la ecuación (13) del Capítulo II.
Tabla 4.4 Identificación de los flujos de exergía
Línea de proceso Vapor de escape de la Turbina de Vapor Ingreso Agua Enfriamiento al Condensador Sur Salida Agua Enfriamiento del Condensador Sur Ingreso Agua Enfriamiento al Condensador Norte Salida Agua Enfriamiento del Condensador Norte Vapor condensado Salida de Gases In condensables Ingreso de Make Up de agua desmineralizada Ingreso de drenajes de turbina y líneas de vapor Retorno de condensado de vapor de sello
Flujo de Exergía [KJ/Kg]
54
Dónde: Hi, Si, representan la entalpía y entropía respectivamente de la corriente “i” a condiciones de trabajo (temperatura, T i y presión, Pi). H0, S0, T0, representan la entalpía, entropía y temperatura del fluido de trabajo a condiciones ambientales respectivamente.
La ecuación (20) es utilizada para el balance de exergía, considerando que el volumen de control no realiza ni recibe trabajo.
De este balance exergético se puede identificar los cambios en los flujos de exergía de las corrientes principales de nuestro volumen de control, tal como se describen a continuación:
4.4.1 Cambio de flujo de exergía en el lado del agua de Enfriamiento Se divide en dos partes; uno es el que corresponde al condensador sur y el otro al condensador norte.
Para el circuito del Condensador Lado Sur,
Para el circuito del Condensador Lado Norte,
55
4.4.2 Cambio de flujo de exergía del vapor de escape de la turbina de baja presión Este es el flujo de exergía que transmite el vapor que sale de la turbina de Baja presión al agua de enfriamiento para lograr la condensación, quedando expresado de la siguiente manera:
4.5
Cálculo de la eficiencia energética del condensador,
De la Ecuación (16), se define la eficiencia energética como la relación del flujo de calor intercambiado entre las corrientes de los fluidos (flujo de calor transmitido por el fluido caliente al fluido frío), entre el flujo de calor máximo que podría transmitirse en el mismo. Para nuestro volumen de control, el flujo de calor realmente transmitido es el que se transmite hacia el agua de enfriamiento, ecuación (31).
El flujo de calor máximo que se podría transmitir es el obtenido del producto entre el fluido de gasto térmico mínimo y la diferencia máxima de temperaturas que ese fluido podría lograr. En el caso del condensador de superficie, el vapor de escape cambia de fase, pero no de temperatura (T_v) y es el agua de enfriamiento, el fluido que cambia de temperatura, así que para este caso, el flujo de calor máximo se calcula en función del agua de enfriamiento como:
56
Por lo anterior, la eficiencia energética de ambos intercambiadores de calor (condensadores de superficie) queda expresada por la siguiente ecuación, que representa la eficiencia de primera ley de la termodinámica:
4.6
Evaluación del performance del condensador
La metodología para evaluar el performance del condensador mediante la Norma ASME PTC 12.2 Performance Test Code on steam surface condenser se muestra y describe en el Apéndice 3. Los datos necesarios para la evaluación y los resultados se muestran en el siguiente capítulo mediante las Tablas 4.9 y 4.10, respectivamente.
4.7
Cálculo de la eficiencia exergética del condensador,
De la ecuación (20), es el parámetro que relaciona la exergía que recupera el sistema con la exergía que se suministra al sistema. Para nuestro volumen de control, la exergía recuperada es el valor absoluto del cambio de la exergía del agua de enfriamiento y la exergía suministrada es la variación de la exergía del vapor durante la condensación, por tanto, la Eficiencia Exergética se puede expresar como:
57
CAPITULO V ANALISIS DE RESULTADOS En este capítulo se presentan los resultados de los cálculos energéticos y exergeticos aplicados al condensador de vapor de la central termoeléctrica ciclo combinado en Ventanilla. Estos resultados fueron obtenidos mediante la herramienta de computo “Análisis Energético y Exergético del Condensador de la CCTT Termoeléctrica Ventanilla.XLS” realizado para el desarrollo de este informe. Adicional a esto, se comparan los resultados antes mencionados, a las dos configuraciones de operación de la central térmica con respecto a las condiciones de diseño.
Las tablas 5.1 y 5.2, muestran las propiedades termodinámicas de entropía y entalpía del agua como fluido de trabajo a las condiciones de temperatura y presión correspondientes, para ello se utilizó el software de ingeniería TPX “Thermodynamic Properties for Excel Version 1.0b2” y para conocer las propiedades termodinámicas del aire se utilizó la tabla adjunta en el Apéndice 4.
El cálculo del cambio de unidades para conocer el gasto volumétrico de los gases incondensables a 40°C y 0.001 Bar, de 10 SCFM (Standard Cubic Feet per Minute) a 3900 ACFM (Actual Cubic Feet per Minute) se muestra en el Apéndice 5.
La estimación del caudal total de 25000 m3/h del agua de refrigeración, se obtuvo mediante la curva característica de cada bomba de refrigeración, tal como se muestra en el Apéndice 6; para ello, se entró a la curva con la potencia requerida de 950 KW para cada motor, los cuales consumen 121 Amperios a una tensión de 6.83 KV con un factor de potencia de 0.85.
58
Tabla 5.1
Propiedades termodinámicas a condiciones de operación 1x1 Presión
Temperatura
Entalpía Especifica
Entropía Especifica
(Bar)
(°C)
(KJ/Kg)
(KJ/Kg-°K)
Vapor
78.1
506.7
3418.1
6.8
Vapor recalentado frio
Vapor
18.9
347.8
3135.0
7.0
3
Vapor recalentado caliente
Vapor
16.5
533.4
3545.4
7.6
4
Vapor sobrecalentado de baja
Vapor
4.7
216.2
2891.7
7.2
5
Vapor de ingreso a la turbina de baja
Vapor
1.6
278.2
3029.0
7.9
6
Vapor de escape de la turbina de baja
Vapor
0.0362
32.3
2560.3
8.5
7
Ingreso agua enfriamiento condensador sur
Líquido
1.9
21.1
88.7
0.3
8
Salida agua enfriamiento condensador sur
Líquido
1.6
27.5
115.6
0.4
9
Ingreso agua enfriamiento condensador norte
Líquido
1.9
20.4
85.6
0.3
10
Salida agua enfriamiento condensador norte
Líquido
1.6
28.5
119.8
0.4
11
Descarga de condensado a las calderas
Líquido
0.0362
32.3
114.2
0.4
12
Salida de Gases In condensables
Gas
0.010
40
310.2
1.7
13
Reposición de agua desmineralizada
Líquido
5.5
25
105.3
0.4
14
Drenajes de turbina y líneas de vapor
Líquido
25
40
169.7
0.6
15
Retorno de condensado de vapor sello
Líquido
0.99
45
188.4
0.6
Línea de proceso
Estado
1
Vapor sobrecalentado de alta
2
59
Tabla 5.2
Propiedades termodinámicas a condiciones de operación 2x1 Presión
Temperatura
Entalpía Especifica
Entropía Especifica
(Bar)
(°C)
(KJ/Kg)
(KJ/Kg-°K)
Vapor
103.8
522.1
3427.5
6.7
Vapor recalentado frio
Vapor
29.0
340.6
3096.3
6.7
3
Vapor recalentado caliente
Vapor
27.3
533.8
3535.7
7.4
4
Vapor sobrecalentado de baja
Vapor
5.2
230.0
2918.6
7.2
5
Vapor de ingreso a la turbina de baja
Vapor
3.8
282.0
3030.6
7.5
6
Vapor de escape de la turbina de baja
Vapor
0.0783
44.4
2582.0
8.3
7
Ingreso agua enfriamiento condensador sur
Líquido
1.9
26.3
110.4
0.4
8
Salida agua enfriamiento condensador sur
Líquido
1.6
38.8
162.5
0.6
9
Ingreso agua enfriamiento condensador norte
Líquido
1.9
25.7
107.9
0.4
10
Salida agua enfriamiento condensador norte
Líquido
1.6
39.2
164.4
0.6
11
Descarga de condensado a las calderas
Líquido
0.0783
0.1
172.1
0.6
12
Salida de Gases In condensables
Gas
0.010
40
310.2
1.7
13
Reposición de agua desmineralizada
Líquido
5.5
25
105.3
0.4
14
Drenajes de turbina y líneas de vapor
Líquido
25
40
169.7
0.6
15
Retorno de condensado de vapor de sello
Líquido
0.99
45
188.4
0.6
Línea de proceso
Estado
1
Vapor sobrecalentado de alta
2
60
5.1
Condiciones de operación del condensador
La tabla 5.1 muestra las condiciones de operación que requiere la central para generar energía eléctrica con una configuración 1x1; es decir una turbina de gas se encuentra en servicio a plena carga con una potencia de generación de 155 MW con una turbina de vapor que entrega 88 MW; por tanto, el flujo de ingreso de vapor al condensador de 86.5 Kg/s está limitado por la energía térmica de una sola turbina de gas.
La otra condición de operación de la central termoeléctrica es de 2x1, tal como se muestra en la tabla 5.2; en la cual las calderas recuperadoras de calor producen un flujo de vapor de ingreso total a la turbina de 156.2 Kg/s a presiones y temperaturas más altas con respecto a la configuración 1x1, debido a que las dos turbinas de gas se encuentran en servicio con una potencia de generación total de 310 MW, y la turbina de vapor aumenta su potencia hasta 170 MW.
El aporte individual de cada flujo de masa, energía y exergía en el proceso de condensación del vapor, para ambas condiciones de operación se muestran en las tablas 5.3 y 5.4. Todos los datos de entrada para dichos cálculos, son obtenidos a través de los transmisores y equipos de medición local en cada línea de proceso, y descargados a través del servidor de comunicación de las señales de campo para el monitoreo y control de los parámetros de operación desde la sala de mando con una data histórica de Enero 2012 a Junio 2013.
61
Tabla 5.3
Requerimiento energético, entrópico y exergético a condiciones de operación 1x1
Línea de proceso Vapor sobrecalentado de alta
Masa [Kg/s] 54.5
Energía [MW] 186
Entropía [KW/°K] 369
Exergía [MW] 78.5
Vapor recalentado frio
54.5
171
381
59.6
Vapor recalentado caliente
82.0
291
625
107.8
Vapor sobrecalentado de baja
4.4
13
32
3.5
Vapor de ingreso a la turbina de baja
86.5
262
684
61.5
Vapor de escape de la turbina de baja
86.5
221
739
5.1
Ingreso agua enfriamiento condensador sur
3458
307
1080
0.3
Salida agua enfriamiento condensador sur
3458
400
1392
1.6
Ingreso agua enfriamiento condensador norte
3459
296
1043
0.3
Salida agua enfriamiento condensador norte
3459
414
1441
2.0
Descarga de condensado a las calderas
90.5
10
36
0.0246
Salida de Gases In condensables
1.0
0
2
0.0011
Reposición de agua desmineralizada
3.0
0.32
1
0.0019
Drenajes de turbina y líneas de vapor
0.3
0.04
0
0.0013
Retorno de condensado de vapor de sello
0.7
0.14
0
0.0030
62
Tabla 5.4
Requerimiento energético, entrópico y exergético a condiciones de configuración 2x1
Vapor sobrecalentado de alta
Masa [Kg/s] 101.7
Energía [MW] 349
Entropía [KW/°K] 676
Exergía [MW] 150.6
Vapor recalentado frio
101.7
315
684
114.6
Vapor recalentado caliente
143.9
509
1061
198.1
Vapor sobrecalentado de baja
12.3
36
88
10.1
Vapor de ingreso a la turbina de baja
156.2
473
1175
129.4
Vapor de escape de la turbina de baja
156.2
403
1289
25.7
Ingreso agua enfriamiento condensador sur
3454
381
1331
1.3
Salida agua enfriamiento condensador sur
3454
561
1920
8.5
Ingreso agua enfriamiento condensador norte
3454
373
1301
1.1
Salida agua enfriamiento condensador norte
3454
568
1941
8.9
Descarga de condensado a las calderas
163.2
28
96
0.5
Salida de Gases incondensables
2.6
1
5
0.0026
Reposición de agua desmineralizada
5.3
0.55
2
0.0033
Drenajes de turbina y líneas de vapor
0.7
0.11
0
0.0034
Retorno de condensado de vapor de sello
1.1
0.22
1
0.0047
Línea de proceso
63
5.2
Análisis energético del condensador a condiciones de operación actual
La tabla 5.5 muestra las variaciones de energía en el volumen de control a condiciones de operación de la central 1x1. El agua de enfriamiento del condensador absorbe en total 211.1 MW, y se puede apreciar una diferencia de 25.5 MW entre la energía absorbida por el agua que ingresa al condensador norte respecto al condensador sur. La energía total entregada por el vapor de escape de la turbina es de 211 MW. Las variaciones de energía de otros flujos de entrada y salida en el condensador es alrededor de 0.1 MW. Las variaciones de energía para la configuración 2x1 en el condensador se describe en la tabla 5.6, donde se puede apreciar una diferencia de 15.5 MW entre el total de calor absorbido del agua de enfriamiento que ingresa al condensador norte con respecto al condensador sur, esto debido a que el condensador norte tiene un salto térmico mayor que el condensador sur, tal como se muestra en la temperatura de ingreso para ambos condensadores. Además, la energía total entregada por el vapor de escape de la turbina de baja es de 315 MW, y la energía total ganada por el agua de enfriamiento para la condensación del vapor es de 375.1 MW.
Dentro del marco energético, se puede observar que cuando el condensador principal de la central termoeléctrica, trabaja a la configuración de operación en ciclo 1x1 mantiene una eficiencia energética alrededor del 63.0%. Mientras que cuando el ciclo de operación se completa a 2x1, el condensador alcanza una eficiencia energética alrededor del 70.4%. Es importante mencionar que en ambos casos, el procedimiento operacional de la planta indica que las dos bombas de refrigeración principal se tienen que mantener en servicio para garantizar la generación, por lo que el caudal de agua de refrigeración de 25000 m3/h se mantiene constante. Con respecto a las condiciones referenciales de diseño, tomados del comisionado de puesta en servicio de la CCTT, el sistema alcanza una eficiencia del 87.3% con un caudal de 25890 m3/h de agua de refrigeración.
64
Tabla 5.5 Balance de energía del condensador de vapor de la CCTT Ventanilla a la configuración de operación 1x1
Línea
Flujo Energía [MW]
Agua de Enfriamiento (Fluido frio): ΔE7-8
Variación de energía en el condensador sur
ΔE9-10 Variación de energía en el condensador norte
-92.8 -118.3 -211.1
Vapor de escape de la turbina (Fluido caliente): ΔE6-11 Variación de energía del vapor condensado
211.0
Otros flujos de entrada al condensador: E13
Agua de reposición
0.320
E14
Drenajes y retorno de bombas
0.043
E15
Vapor de sello de la turbina
0.139 0.503
Otros flujos de salida al condensador: E12
Gases incondesables
0.322
EQ
Calor perdido por convección
0.089 0.411
Q max
ɳI
Calor máximo a transmitir al condensador sur
162.1
Calor máximo a transmitir al condensador norte
173.0
Calor máximo total transmitido
335.1
Eficiencia Energética
63.0%
65
Tabla 5.6 Balance de energía del condensador de vapor de la CCTT Ventanilla a la configuración de operación 2x1
Línea
Flujo Energía [MW]
Agua de Enfriamiento (Fluido frio): ΔE7-8
Variación de energía en el condensador sur
ΔE9-10 Variación de Energía en el Condensador Norte
-179.8 -195.3 -375.1
Vapor de escape de la turbina (Fluido caliente): ΔE6-11 Variación de Energía del vapor condensado
375.2
Otros flujos de entrada al condensador: E13
Agua de reposición
0.553
E14
Drenajes y retorno de bombas
0.111
E15
Vapor de sello de la turbina
0.216 0.880
Otros flujos de salida al condensador: E12
Gases incondesables
0.811
EQ
Calor perdido por convección
0.153 0.965
Q max
ɳI
Calor máximo a transmitir al condensador Sur
261.8
Calor máximo a transmitir al condensador Norte
270.8
Calor máximo total transmitido
532.6
Eficiencia Energética
70.4%
66
5.3
Análisis energético del condensador a condición de diseño
Los datos operativos con las características de diseño del condensador, se muestra en la Tabla 4.1, estos datos se utiliza para evaluar el performance del condensador de superficie según la Norma ASME PTC 12.2, y los resultados se presentan en la tabla 5.7; donde se puede apreciar que a condiciones actuales de operación con plena carga 2x1, el sistema actual posee un coeficiente global de transferencia de calor,
986 BTU/h-ft2°F, menor que al de diseño, 1064 BTU/h-ft2°F. La
descripción del procedimiento de cálculo se muestra en el Apéndice 3.
Tabla 5.7
Resultado del análisis del Performance del condensador según la norma “ASME PTC 12.2 Performance Test Code on steam surface condenser”
Descripción de variables
Unidades
Diseño
Real
Condenser Head Load
BTU/h
1.051E+09
1.236E+09
BTU/h ft2 °F
1064
986
Tubewall Resistance
h ft2 °F/BTU
1.492E-05
1.492E-05
Tubeside Resistance
h ft2 °F/BTU
9.440E-04
9.874E-04
Fouling Resistance
h ft2 °F/BTU
9.397E-05
35.013E-05
Shellside Resistence
h ft2 °F/BTU
35.969E-05
37.945E-05
1.154
1.041
Overall Heat Transfer Coefficent
NTU
67
Tabla 5.8 Balance de energía del condensador de vapor de la CCTT Ventanilla a la condición de diseño
Línea
Flujo Energía [MW]
Agua de enfriamiento: ΔE7-8
Variación de energía en el condensador sur
ΔE9-10 Variación de energía en el condensador norte
-194.7 -194.7 -389.4
Vapor de escape de la turbina: ΔE6-11 Variación de energía del vapor condensado
316.5
Otros flujos de entrada al condensador: E13
Agua de reposición
0.553
E14
Drenajes y retorno de bombas
0.111
E15
Vapor de sello de la turbina
0.168 0.833
Otros flujos de salida al condensador: E12
Gases incondesables
0.431
EQ
Calor perdido por convección
0.040 0.471
Q max
ɳI
Calor máximo a transmitir en el condensador Sur
223.1
Calor máximo a Transmitir en el condensador Norte
223.1
Calor máximo a Transmitir Total
446.2
Eficiencia Energética
87.3%
68
5.4
Definición del estado muerto
Las condiciones ambientales de los alrededores de nuestro volumen de control, y las variables termodinámicas que se consideran para los cálculos exergeticos se muestra en la tabla 5.9. Esta indica los valores de temperatura del ambiente y presión del medio ambiente; el calor específico del agua, las cantidades entalpías y entropías específicas, para el agua y el aire son obtenidos con los valores de temperatura y presión antes mencionadas. También es importante indicar la temperatura de 40°C de la pared externa del condensador (t pared) que se obtiene por medición termo gráfica.
Tabla 5.9 Propiedades termodinámicas de los fluidos de trabajo a condiciones ambientales
Condición termodinámica Unidad
Agua
Aire
Presión
Bar
1.00
1.00
Temperatura
°C
20.00
20.00
Entalpia
KJ/Kg
84.01
293.32
Entropía
KJ/Kg-°K
0.30
1.68
69
5.5
Análisis Exergético del condensador a condición de operación actual
Los resultados finales de la evaluación exergética se muestran en la tabla 5.10 para la condición de operación en ciclo 1x1, la tabla 5.11 para la condición de operación de 2x1 y finalmente la tabla 5.12 para la condición de diseño con ciclo 2x1. En el primer caso, la exergía suministrada al volumen de control es de 5.1 MW y la exergía destruida es de 2.2 MW como trabajo no aprovechado, alcanzando una eficiencia exergética del orden de 56.8%. Por otro lado, para el caso de la configuración 2x1, la exergía suministrada al volumen de control es de 25.3 MW y la exergía destruida es de 10.2 MW, lográndose alcanzar una eficiencia exergética del orden de 59.7%. Las pérdidas de exergía se deben principalmente a la disminución de la capacidad de enfriamiento del condensador.
70
Tabla 5.10 Balance de exergía del condensador de vapor de la CCTT Ventanilla a la condición de operación 1x1
Línea de proceso
Flujo Exergía [MW]
Agua de enfriamiento: ΔEx7-8
Variación de exergía en el condensador sur
-1.2
ΔEx9-10
Variación de exergía en el condensador norte
-1.7 -2.9
Vapor de escape de la turbina: ΔEx6-11
Variación de exergía del vapor condensado
5.1
Otros flujos de entrada al condensador: Ex13
Agua de reposición
0.002
Ex14
Drenajes y retorno de bombas
0.001
Ex15
Vapor de sello de la turbina
0.003 0.006
Otros flujos de salida al condensador: Ex12
Gases incondesables
0.001
ExQ
Calor perdido por convección
0.003 0.004
Ex sum
Exergía recuperada
2.9
Ex rec
Exergía suministrada
5.1
Ex dest
Exergía destruida
2.2
ɳII
Eficiencia Exergética
56.8%
71
Tabla 5.11 Balance de exergía del condensador de vapor de la CCTT Ventanilla a la condición de Operación 2x1
Línea de proceso
Flujo Exergía [MW]
Agua de enfriamiento: ΔEx7-8
Variación de exergía en el condensador sur
ΔEx9-10 Variación de exergía en el Condensador norte
-7.2 -7.8 -15.1
Vapor de escape de la turbina: ΔEx6-11 Variación de exergía del vapor condensado
25.3
Otros flujos de entrada al condensador: Ex13
Agua de reposición
0.003
Ex14
Drenajes y retorno de bombas
0.003
Ex15
Vapor de sello de la turbina
0.005 0.011
Otros flujos de salida: Ex12
Gases incondesables
0.003
ExQ
Calor perdido por convección
0.005 0.008
Ex sum
Exergía recuperada
15.1
Ex rec
Exergía suministrada
25.3
Ex dest
Exergía destruida
10.2
ɳII
Eficiencia Exergetico
59.7%
72
5.6
Análisis Exergético del condensador a condición de operación de diseño
Del análisis exergético, se puede observar que el condensador principal de la central termoeléctrica, cuando trabaja a condiciones de operación en 1x1 mantiene una eficiencia Exergética de 73%. Cuando la central opera a 2x1, el condensador alcanza una eficiencia Exergética de 71%. Con respecto a las condiciones referenciales de diseño, el sistema alcanza una eficiencia Exergética del 51%.
La configuración de operación de 2x1 de la CCTT de ventanilla tiene 6.1 MW de Exergía destruida, debido a que el flujo exergético entregado por el vapor condensado es mayor al flujo exergético recuperado en el agua de refrigeración. Mientras que en la condición de operación 1x1 se tiene 1.1 MW de exergía destruida.
73
Tabla 5.12 Balance de exergía del condensador de vapor de la CCTT Ventanilla a las condiciones de diseño
Línea de proceso
Flujo Exergía [MW]
Agua de enfriamiento: ΔEx7-8
Variación de exergía en el condensador sur
-3.8
ΔEx9-10
Variación de exergía en el condensador norte
-3.8 -7.5
Vapor de escape de la turbina: ΔEx6-11
Variación de exergía del vapor condensado
14.7
Otros flujos de entrada al condensador: Ex13
Agua de reposición
0.003
Ex14
Drenajes y retorno de bombas
0.003
Ex15
Vapor de sello de la turbina
0.002 0.008
Otros flujos de salida al condensador: Ex12
Gases incondesables
0.001
ExQ
Calor perdido por convección
0.001 0.003
Ex sum
Exergía recuperada
7.5
Ex rec
Exergía suministrada
14.7
Ex dest
Exergía destruida
7.2
ɳII
Eficiencia Exergetico
51.2%
74
5.7
Influencia de la temperatura ambiental en la eficiencia exergética del condensador a diversas temperaturas de ingreso de agua de refrigeración
Con los datos obtenidos de las eficiencias Exergéticas obtenidas a las condiciones de operación 2x1, se trazó la figura 5.1, en donde se muestra la dependencia de la eficiencia Exergética del condensador principal del ciclo combinado en función de la temperatura del medio ambiente a diferentes temperaturas de ingreso de agua de refrigeración.
Vapor: 131.2 Kg/s @ 6920.5 Kg/s de agua de refrigeracion & ΔT = 12.8°C 100.0% 90.0%
Eficiencia Exergetica
80.0%
19°C
70.0%
20°C
60.0%
21°C
50.0%
22°C
40.0%
23°C
30.0%
24°C
20.0%
25°C
10.0%
26°C
0.0% 0
5
10
15
20
25
30
Temperatura ambiental, °C
Figura 5.1 Influencia de la temperatura ambiental a la Eficiencia Exergética del condensador a diferentes temperaturas de ingreso del agua de refrigeración
75
CAPITULO VI CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES
El análisis exergético del condensador principal de la CCTT es por lo general para identificar y cuantificar los sitios o puntos del proceso donde ocurre la destrucción de exergía, de manera que las direcciones para cualquier intento de mejorar el rendimiento del proceso pueden ser identificados. Esta metodología se puede utilizar en la etapa de diseño, análisis, y mejora del rendimiento de cualquier proceso.
El análisis exergético no sustituye al análisis energético más bien lo complementa, con el análisis energético no es posible detectar las causas que provocan la degradación de la energía en el condensador. Por otro lado, con el análisis exergético, si es posible detectar la degradación de la energía en cualquier escenario de operación que se pueda dar en la central termoeléctrica. Para lograr esto, se compara la eficiencia energética y exergética del condensador cuando opera a condiciones de carga de 175 MW (Ciclo 2x1) y 86 MW (Ciclo 1x1), mediante un programa de computo que permite analizar y simular el uso de las energía de los flujos de proceso implicados; el programa fue desarrollado bajos las consideraciones hechas en el capítulo III y usando las ecuaciones provenientes de las referencias usadas.
La hipótesis planteada de que la configuración con el menor trabajo perdido será la más económica, se cumple en la mayor parte de los casos, vía el trabajo perdido. Por lo tanto, generar energía eléctrica en la Central termoeléctrica de Ventanilla con una configuración de operación de 2x1 implica que el proceso de condensación funciona con una eficiencia energética de 70% y 59.7% de eficiencia exergética.
76
La eficiencia energética del 70% está dada principalmente porque el vapor exhausto de la turbina de baja sale con 3.5°C de sobrecalentamiento a la presión de 0.078 Bar del condensador, si reducimos la temperatura de sobrecalentamiento a solo 1 °C, obtendremos una eficiencia energética en el orden del 84%, lo cual es bastante aceptable para un intercambiador de calor.
Una eficiencia exergética de 59.7%, donde el punto con mayor degradación exergética (10.2 MW) se direcciona por el sistema de refrigeración del condensador, implica que el caudal volumétrico de agua de refrigeración principal es menor a la cantidad requerida por el sistema; por lo tanto, un aumento de 2000 m3/h adicional a la capacidad actual de bombeo del sistema de refrigeración, logra aumentar la eficiencia exergética del condensador hasta niveles del orden del 80%, y reducir la exergía destruida a valores cercanos a 4.0 MW.
Cuando la central termoeléctrica funciona con un ciclo de 1x1, con una potencia entregada de la turbina de vapor de 86 MW, se tiene una eficiencia energética de 63% y una eficiencia exergética de 57%. El bajo nivel de eficiencia energética está determinado porque el vapor exhausto de la turbina de baja sale a 5.1°C de sobrecalentamiento con respecto a la temperatura de saturación @ 0.036 Bar del condensador, por lo tanto si reducimos la temperatura del vapor de escape de la turbina, podemos llegar a obtener 96% de eficiencia energética. Con respecto a la eficiencia exergética, el mayor punto de destrucción de la exergía se lleva a cabo por la línea de refrigeración principal con un aporte de 2.2 MW, modificando la capacidad de bombeo de la bomba de refrigeración principal a 27000 m3/h, se logra aumentar la eficiencia exergética a 84%, y con una destrucción de exergía de 0.8 MW.
77
De la Tabla 5.8 la eficiencia energética del condensador principal de la central termoeléctrica de Ventanilla a condiciones de diseño y con una configuración de 2x1, tiene un valor de 87.3%, con un coeficiente global de transferencia de calor de 1064 BTU/h-ft2-°F según los resultados en la Tabla 5.7; sin embargo, a condiciones actuales de operación en el mismo escenario, se tiene un coeficiente global de transferencia de calor de 689 BTU/h-ft2-°F, se puede concluir que en el lado del sistema de enfriamiento se ha perdido 35% de recuperación de energía térmica ya sea por ensuciamiento de los tubos lado interior o por un desbalanceo del vapor que ingresa en ambos condensadores.
78
BIBLIOGRAFIA [1] Norma ASME PTC 12.2 Performance test code on steam surface condenser. [2] M. J. Morán, H. N. Shapiro, “Fundamentos de Termodinámica Técnica”, 5th Edición, Copyright 2004. [3] Yunus A. Cengel & Michael A. Boles. “Termodinámica”, 6th Edición 2008. [4] José Fernando Bosch Moreno. “Modelo Termo económico de una central térmica de ciclo combinado”, 2007. [5] Resumen estadístico Anual del COES SINAC “Comité de Operación Económica del Sistema Interconectado Nacional”. Web: www.coes.org.pe [6] Santiago García Garrido. “Operación y mantenimiento de centrales de ciclo combinado”, 2008
[5] Manual de Operación y Mantenimiento del Condensador O&M - ALSTON
[6] Noam Lior, Na Zhang. Energy, exergy, and Second Law performance criteria.
[7] Meherwan P. Boyce. Handbook for cogeneration and Combined Cycle Power Plants. [8] Heat Exchange Institute Incorporated. “Standards for Steam Surface Condenser” 9th Edition, 1995.
79
APENDICE
80
APÉNDICE 1
PRODUCCIÓN DE ENERGÍA ELÉCTRICA EN EL PERÚ 2013
Fuente: Resumen estadístico anual del COES SINAC año 2013.
81
APÉNDICE 2
CONCEPTOS TERMODINAMICOS BASICOS
SISTEMA Un sistema es definido como una representación de la naturaleza, el cual contiene una cantidad de masa definida, la cual tiene ciertas propiedades que en todas sus partes del sistema son homogéneas, tales propiedades son: Temperatura, presión, Energía Interna, etc.
SISTEMA CERRADO Un sistema cerrado contiene las mismas propiedades mencionadas para un sistema, con la consideración adicional de que no hay transferencia de masa entre el sistema y sus alrededores, sin embargo el que no haya transferencia de masa no implica de modo alguno que no haya transferencia de calor y energía representada como trabajo. Esto obedece a que no debe de haber violación a la primera y segunda ley de la termodinámica.
SISTEMA ABIERTO Un sistema abierto tiene una característica distintiva con respecto a un sistema cerrado, la cual es que existe la transferencia de masa entre el sistema y sus alrededores, esta transferencia de masa implica que la masa entra por una o varias entradas al sistema, también en la transferencia de masa hay salida de masa a través de una o varias salidas, al igual que en el sistema cerrado en el sistema abierto hay transferencia de calor y transferencia de energía representada como trabajo, y está relacionado con la cantidad de masa que cruza el sistema y las propiedades que esta masa contiene.
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VOLUMEN DE CONTROL Por definición un volumen de control es una pequeña porción de un sistema, en este volumen de control las fronteras que lo aíslan de sus alrededores pueden ser fijas o móviles, además a través de estas paredes hay transferencia de masa, por lo tanto las paredes son permeables. Así mismo en el volumen de control se puede efectuar transferencia de calor entre el volumen de control y sus alrededores al igual que se puede efectuar la transferencia de energía representada como trabajo.
CICLO CARNOUT El ciclo de Carnot se produce cuando un equipo que trabaja absorbiendo una cantidad de calor Q1 de la fuente de alta temperatura y cede un calor Q2 a la de baja temperatura produciendo un trabajo sobre el exterior. El rendimiento viene definido por
Como todos los procesos que tienen lugar en el ciclo ideal son reversibles, el ciclo puede invertirse. Entonces la máquina absorbe calor de la fuente fría y cede calor a la fuente caliente, teniendo que suministrar trabajo a la máquina. Si el objetivo de esta máquina es extraer calor de la fuente fría se denomina máquina frigorífica, y si es ceder calor a la fuente caliente, bomba de calor.
83
APENDICE 3
NORMA PTC 12.2 PERFORMANCE TEST CODE ON STEAM SURFACE CONDENSER 1.1) CARGA TERMICA DEL CONDENSADOR .(
Q= w= Cp = Ts = Te = w+ = w+ =
Carga térmica que gana el agua de refrigeración (BTU/hr) Flujo másico de circulación de agua de refrigeración en el condensador (Kg/hr) Calor específico del agua de refrigeración a presión constante (KJ/(Kg.K)) Temp. Promedio salida de agua de refrigeración del condensador (ºF) Temp. Promedio de ingreso de agua de refrigeración del condensador (ºF) 2.4967.E+07 5.5043.E+07
Q+ = Q+ =
Kg/hr lb/hr
1.3042.E+09 KJ/hr 1.2360.E+09 BTU/hr
1.2) COEFICIENTE GLOBAL DE TRANSFERENCIA DE CALOR
LMTD+ =
U+ =
12.1 ºF
986 BTU/hr ft2 ºF
Donde: Tsat, es la temperatura de saturación del vapor exhausto a la presión del condensador. 1.3) RESISTENCIA TERMICA: Tubewall Rm +=
2 0.00001492 hr ft °F / Btu
1.4) RESISTENCIA TERMICA: Tubeside
V+ =
4.14 ft/sg
Rt+ =
2 0.00098740 hr ft °F/Btu
1.5) FOULING RESISTANCE
Rf+ =
0.000350 hr-ft2-°F/Btu(Ver resultado de la Tabla N° 4)
1.6) SHELLSIDE RESISTANCE 2 Rs+ = 0.000379448 hr ft °F/Btu
84
CONDENSER PRESSURE DEVIATION RESULTS CALCULATION 2.1) Tubewall Resistance Rm o =
0.00001492 hr ft2 °F/Btu
Rt* =
0.000944 hr ft2 °F/Btu
U* =
1,064 hr ft2 °F/Btu
2.2) Tubeside Resistance
V+ =
4.65 ft/sg
2.3) Fouling Resistance
LMTD* =
9.52 ºF
Rf* = 0.00009397 hr ft2 °F/Btu
2.4) Shellside Resistance 2.4.1) Calculate the condensate film temperature at design condition as Tf* =
Tf * = Ts * - 0.2 * LMTD*
92.06 ºF
2.4.2) Calculate the condensate film temperature at measurement condition as Tf* =
Tf + = Ts + - 0.2 * LMTD+
103.56 ºF
2.4.3) Solve for the adjusted shellside resistance, where µ, k, and ρ Rs 0 = Rs +* W s + 1/3 W s*
*
µ1+ µ1*
* *
k 1* k 1+
* *
ρ1* ρ1+
2/3
Rs* =
0.000360 hr-ft2-°F/Btu
Rto = Rt* =
0.000944 hr-ft2-°F/Btu
Rfo = Rf* =
0.000094 hr-ft2-°F/Btu
2.5) Overall Heat Transfer Coefficient U0 =
1 Rm o + Rt o * d0 +Rf 0 + Rs 0 di
Uo =
688.7 BTU/hr-ft2-ºF
2.5) Effectiveness -- NTU Method of evaluation NTU0 = Uo* * A0 CP* * w*
PS0 = f(Ts0) = 1.05 psia
Ts 0 = T2* - T1* * e-NTUo (1 - e-NTUo)
Tso =
103 ºF
NTUo = 1.154 2.6) Evaluation of Results DPs = Ps* - Ps0
DPs =
-0.26 psia
3.0) TUBESIDE PRESSURE DROP DEVIATION RESULTS CALCULATION ΔPt 0 = ΔPt + * W * W+
1.8
DPt = DPt* - DPt0
DPt0 =
17.4 foot water
= 7.56 psi
DPt =
6.0 foot water
= 2.59 psi
85
APENDICE 4
PROPIEDADES TERMODINAMICAS DEL AIRE
Fuente: Termodinámica, Y. Cengel, 5° Edición 2006 Mc Graw Hill. Tabla A.17
86
APENDICE 5
CAMBIO DE UNIDADES VOLUMETRICAS DEL AIRE
La fórmula siguiente es estrictamente para el aire ambiente, si se requiere otro gas, se requieren consideraciones adicionales.
Donde: Ps = Presión estándar (PSIA) Pb = Presión atmosférica absoluta (PSIA) Pa = Presión actual (PSIA) RHs = Humedad relativa estándar RHa = Humedad relativa actual PVs = Presión de vapor saturado del agua a la temperatura estándar (PSI) PVa = Presión de vapor saturado del agua a la temperatura actual (PSI) Ts = Temperatura estándar (°R) , °R =°F+460 Ta = Temperatura actual (°R).
87
APENDICE 6
CURVA DE LA BOMBA DE REFRIGERACIÓN PRINCIPAL
88
APENDICE 7 PERDIDA DE CALOR POR PARED EXTERIOR DEL CONDENSADOR
89
APENDICE 8
BALANCE DE ENTROPÍA A CONDICIONES DE OPERACIÓN 1X1 Línea de Proceso
Flujo Entropía [KW/°K]
Agua de enfriamiento: ΔS7-8
Variación de entropía condensador sur
-312.5
ΔS9-10
Variación de entropía condensador norte
-397.9 -710.4
Vapor de turbina: ΔS6-11
Variación de entropía del vapor de escape
702.5
Otros flujos de entrada: S13
Agua de reposición
1.116
S14
Drenajes y retorno de bombas
0.145
S15
Vapor de sello de la turbina
0.472 1.733
Otros flujos de salida: S12
Gases Incondesables
1.803
SQ
Calor perdido por convección
0.293 2.096
S sum
Entropía recuperada
710.4
S rec
Entropía suministrada
702.5
S gen
Entropía generada
ɳII
Eficiencia entrópica
8.3 98.9%
90
APENDICE 9
BALANCE DE ENTROPÍA A CONDICIONES DE OPERACIÓN 2X1 Línea de Proceso
Flujo Entropía [KW/°K]
Agua de enfriamiento: ΔS7-8
Variación de entropía condensador sur
-588.6
ΔS9-10
Variación de entropía condensador norte
-639.5 -1228.1
Vapor de turbina: ΔS6-11
Variación de Entropía del Vapor de escape
1193.6
Otros flujos de entrada: S13
Agua de reposición
1.928
S14
Drenajes y retorno de bombas
0.375
S15
Vapor de sello de la turbina
0.731 3.034
Otros flujos de salida: S12
Gases Incondesables
4.538
SQ
Calor perdido por convección
0.505 5.043
S sum
Entropía recuperada
1228.1
S rec
Entropía suministrada
1193.6
S gen
Entropía generada
ɳII
Eficiencia entrópica
36.5 97.2%
