República Bolivariana de VenezuelaMinisterio del Poder Popular Para la Educación SuperiorInstituto Universitario de Tecnología del Estado Trujillo

Valera, Estado Trujillo

PLANTA DE GENERACION ELECTRICA A VAPOR

Integrantes: Vanessa Quintero. C.I: 15.825.083 Leonardo Segnini. C.I: 10.401.999 Enrique Rodríguez. C.I: 10.311.804 Carlos Durán. C.I: 10.031.111 Maria Balza. C.I: 10.401.495 William Barrios. C.I: 11.315.366

Valera; 20 de Junio de 2011

INTRODUCCIÒN

El establecimiento de una necesidad genera el requerimiento de una solución. El

principal objetivo de la ingeniería es la creación de esta solución y para eso se

estructura el o los, proyectos necesarios y se requiere del conocimiento. A

continuación se desarrolla toda una praxis que permite dar solución a la necesidad

de energía eléctrica para las poblaciones de la zona baja del Edo. Trujillo que cubre

desde la población de Motatan hasta la población de Arapuey. La central

termoeléctrica se ubicara en el sector de Agua Viva considerando la afluente del rió

Motatán, que se encuentra represada a esta altura y será tomada como fuente de

suministro de agua para la planta y la mejor ubicación para la red de distribución

necesaria.

En una caldera que produce vapor, los gases secos del hogar arrastran consigo

una cantidad considerable de calor reduciendo de manera efectiva la conversión de

la energía calorífica del combustible en energía del vapor. Para mejorar el

rendimiento calorífico se coloca un economizador y un calentador y así el agua de

alimentación es previamente calentada al igual que el aire de alimentación del

quemador a través de los equipos anteriores respectivamente. Dichos equipos

generan le necesidad de aire forzado para permitir la evacuación y alimentación

adecuada al hogar manteniendo un flujo constante y armónico en el (ventilador de

tiro inducido).Se coloca para el tiro de la chimenea y el calentador de aire y el equipo

del hogar hacen necesario un segundo ventilador (ventilador de tiro forzado) para

impulsar el aire de combustión al hogar.

La alimentación de agua a la caldera debe ser de tal manera que la cantidad de

agua que penetra a la caldera sea igual a la cantidad de vapor producido, lo cual

exige un regulador de agua de alimentación. En la caldera también se necesitan

válvulas de seguridad para proteger a ésta contra un exceso de presión y se colocan

para que actúen a la presión de trabajo máxima admisible en el cuerpo de la caldera.

El objetivo de la central que estamos diseñando es la producción de energía con

el máximo rendimiento posible, tomando en cuenta condiciones existentes. La

central termoeléctrica cubrirá la demanda de 150 MW de energía eléctrica. Con un

alcance de mas 80 kilómetros en su radio de acción y dando respuesta a una zona

en evidente crecimiento urbanístico e industrial de alta capacidad de proyección.

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PLANTA DE GENERACION ELECTRICA A VAPOR

Central termoeléctrica

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Una central termoeléctrica es una instalación empleada para la generación de energía eléctrica a partir de la energía liberada en forma de calor, normalmente mediante la combustión de combustibles fósiles como petróleo, gas natural o carbón. Este calor es empleado por un ciclo termodinámico convencional para mover un alternador y producir energía eléctrica. Contribuye al efecto invernadero, pues libera dióxido de carbono.

Cuando el calor se obtiene mediante la fisión controlada de núcleos de uranio la central se llama central nuclear. Este tipo de central no da efecto invernadero, pero tiene el problema de los residuos radioactivos que han de ser guardados durante miles de años y la posibilidad de accidentes graves.

Centrales termoeléctricas de ciclo convencional

Se llaman centrales clásicas o de ciclo convencional a aquellas centrales térmicas que emplean la combustión del carbón, petróleo (aceite) o gas natural para generar la energía eléctrica. Son consideradas las centrales más económicas y rentables, por lo que su utilización está muy extendida en el mundo económicamente avanzado y en el mundo en vías de desarrollo, a pesar de que estén siendo criticadas debido a su elevado impacto medioambiental.

A continuación se muestra el diagrama de funcionamiento de una central térmica de carbón de ciclo convencional:

Diagrama de una central térmica de carbón de ciclo convencional 1. Torre de refrigeración 10. Válvula de control de gases 19. Supercalentador2. Bomba hidráulica 11.Turbina de vapor de alta 20. Ventilador de tiro forzado

4

presión3. Línea de transmisión (trifásica) 12. Desgasificador 21. Recalentador4. Transformador (trifásico) 13. Calentador 22. Toma de aire de combustión

5. Generador eléctrico (trifásico)14. Cinta transportadora de carbón

23. Economizador

6. Turbina de vapor de baja presión

15. Tolva de carbón 24. Precalentador de aire

7. Bomba de condensación 16. Pulverizador de carbón 25. Precipitador electrostático8. Condensador de superficie 17. Tambor de vapor 26. Ventilador de tiro inducido9. Turbina de media presión 18. Tolva de cenizas 27. Chimenea de emisiones

Impacto ambiental

La emisión de residuos a la atmósfera y los propios procesos de combustión que se producen en las centrales térmicas tienen una incidencia importante sobre el medio ambiente. Para tratar de paliar, en la medida de lo posible, los daños que estas plantas provocan en el entorno natural, se incorporan a las instalaciones diversos elementos y sistemas.

El problema de la contaminación es máximo en el caso de las centrales termoeléctricas convencionales que utilizan como combustible carbón. Además, la combustión del carbón tiene como consecuencia la emisión de partículas y ácidos de azufre que contaminan en gran medida la atmósfera. En las de fuel oil los niveles de emisión de estos contaminantes son menores, aunque ha de tenerse en cuenta la emisión de óxidos de azufre y hollines ácidos, prácticamente nulos en las plantas de gas.

En todo caso, en mayor o menor medida todas ellas emiten a la atmósfera dióxido de carbono, CO2. Según el combustible, y suponiendo un rendimiento del 40% sobre la energía primaria consumida, una central térmica emite aproximadamente.

CombustibleEmisión de CO2

kg/kWh

Gas natural 0,44

Fuel óleo 0,71

Biomasa (leña, madera)

0,82

Carbón 1,45

Las centrales de gas natural pueden funcionar con el llamado ciclo combinado, que permite rendimientos mayores (de hasta un poco más del 50%), lo que todavía haría las centrales que funcionan con este combustible menos contaminantes.

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Ventajas

Son las centrales más baratas de construir (teniendo en cuenta el precio por megavatio instalado), especialmente las de carbón, debido a la simplicidad (comparativamente hablando) de construcción y la energía generada de forma masiva.

Las centrales de ciclo combinado de gas natural son mucho más baratas (alcanzan el 50%) que una termoeléctrica convencional, aumentando la energía térmica generada (y por tanto, las ganancias) con la misma cantidad de combustible, y rebajando las emisiones citadas más arriba en un 20%, quedando así en 0,35 Kg. de CO2, por kWh producido.

Inconvenientes

El uso de combustibles calientes genera emisiones de gases de efecto invernadero y de lluvia ácida a la atmósfera, junto a partículas volantes que pueden contener metales pesados.

Al ser los combustibles fósiles una fuente de energía finita, su uso está limitado a la duración de las reservas y/o su rentabilidad económica.

Sus emisiones térmicas y de vapor pueden alterar el microclima local.

Afectan negativamente a los ecosistemas fluviales debido a los vertidos de agua caliente en éstos.

Su rendimiento (en muchos casos) es nulo (comparado con el rendimiento ideal), a pesar de haberse realizado grandes mejoras en la eficiencia (un 90-91% de la energía liberada en la combustión se convierte en electricidad, de media).

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CAPÍTULO ICAPÍTULO IPROPIEDADESPROPIEDADES

TERMODINÁMICASTERMODINÁMICAS

Cálculos termodinámicos

Calculo de las presiones de Extracción

Turbina: Se ha seleccionado la siguiente turbina: Presión de admisión = 14 Mpa Temperatura de admisión = 540 °C Cinco tomas de extracción con una presión de hasta 6,5 Mpa. Presión de escape = 6,89 KPa.

Cálculos preliminares, presiones de extracción

Temperatura de la caldera P1 = 14 Mpa De la tabla Tcal= Tsat,1 = 336 °C Primer punto de extracción P2 = 6,5 Mpa . De la tabla Tsat,2= 280 °C Temperatura de saturación del condensador P7=Pcon = 6,89 KPa De la tabla Tsat,con= Tsat,7 = 38,7 °C Quinto punto de extracción Tsat,6= Tsat,con + 1/5*0,81*(336-40) = 40 + 50 = 80 °C De la tabla P6 = 47,39 KPa Cuarto punto de extracción Tsat,5= Tsat,6 + 1/5*0,81*(336-40) = 80 + 50 = 130 °C De la tabla P5 = 270 KPa Tercer punto de extracción Tsat,4= Tsat,5 + 1/5*0,81*(336-40) = 130 + 50 = 180 °C De la tabla P4 = 1 MPa Segundo punto de extracción Tsat,3= Tsat,4 + 1/5*0,81*(280-40) =180 + 50 = 230 °C De la tabla P5 = 2,8 MPa

Calculo de los estados termodinámicos

Estado 1: admisión de la turbinaDatosP1 = 14 MPa

T1 = 540ºC

De la tabla

Tsat,1=336 oC

h1 = 3432,4104 kJ/kg

s1 = 6.5307 kJ/kgºC

7

s1g = 5.5307 kJ/kgºC

s1 > s1g Vapor Sobrecalentado

Estado 2: 1º extracción de la turbinaDatosŊ = 0,75 y m1=1

s2i = s1 = 6.5307 kJ/kg-ºC

P2 =6,5 Mpa

Tsat,2=280 °C

De la tabla

h2i = 3192,4967 kJ/kg

s2g = 5.8527 kJ/kgºC

s2i > s2g Vapor Sobrecalentado

Calculo

Wt,r = 1xŋx (h1-h2i)=1x( h1-h2)

h2 = h1- 0,75x(h1-h2i)

h2 = 3252,4751 kJ/kg

De la tabla T2 = 432,19 °C y S2 = 6,6172 kJ/kg°C

s2 > s2g sobrecalentado

Estado 3: 2º extracción de la turbinaDatos

Ŋ = 0,75 y m1=1

s3i = s1 = 6.5307 kJ/kgºC

P3 = 2.80 MPa

Tsat,3=230 °C

De la tabla

h3i = 2971,9545 kJ/kg

s3g = 6.2104 kJ/kgºC

s3i > s3g ---> Vapor sobrecalentado

8

Cálculo

Wt,r = (1- m2) x ŋ x (h2i-h3i)=(1-m2) x ( h2-h3)

h3 = h2- 0,75x(h2i-h3i)

h3 = 3087,0685 kJ/kg°C

De la tabla T3 = 335 °C y S3 = 6,7277 kJ/kg°C

s3 > s3g ---> Vapor sobrecalentado

Estado 4: 3º extracción de la turbinaDatosŊ = 0,75 y m1=1

s4i = s1 = 6.5307 kJ/kgºC

P4 = 1 MPa

Tsat,4=180 oC

De la tabla

h4f = 762.6054 kJ/kg

h4g = 2776.1667 kJ/kg

s4f = 2.1382 kJ/kgºC

s4g = 6.5828 kJ/kgºC

s4i < s4g mezcla

Cálculo

S4i=s4g-ch(s4g-s4f)

Contenido de humedad : ch=(s4g- s4i)/(s4g-s4f)

Ch= 0,01172

h4i=h4g-ch(h4g-h4f)

h4i = 2752,5636 kJ/kg

Wt,r = (1- m2-m3) x ŋ x (h3i-h4i)=(1-m2-m3) x ( h3-h4)

h4 = h3 - 0,75x(h3i-h4i)

9

h4 = 2922,5253 kJ/kg

De la tabla T4 = 240,86 °C y S4 = 6,8863 kJ/kg°C

s4 > s4g sobrecalentado

Estado 5: 4º extracción de la turbinaDatosŊ = 0,75 y m1=1

s5i = s1 = 6.5307 kJ/kgºC

P5 = 270 KPa

Tsat,5=130 °C

De la tabla

h5f = 546.3056 kJ/kg

h5g = 2719.9048 kJ/kg

s5f = 1.6344 kJ/kgºC

s5g = 7.0261 kJ/kgºC

s5i < s5g mezcla

Calculo

S5i=s5g-ch(s5g-s5f)

Contenido de humedad : ch=(s5g- s5i)/(s5g-s5f)

Ch=0,09190

h5i=h5g-ch(h5g-h5f)

h5i = 2520,1344 kJ/kg

Wt,r = (1- m2-m3-m4) x ŋ x (h4i-h5i)=(1-m2-m3-m4) x ( h4-h5) h5 = h4- 0,75x(h4i-h5i)

h5 = 2748,2034 kJ/kg

De la tabla T5 = 130°C y S5 = 6,6037 kJ/kg°C

s5 < s5g mezcla

10

Estado 6: 5º extracción de la turbinaDatosŊ = 0,75 y m1=1

s6i = s1 = 6.5307 kJ/kgºC

P6 = 47,39 KPa

Tsat,6=80 °C

De la tabla

h6f = 334.9823 kJ/kg

h6g = 2643.7805 kJ/kg

s6g=1,0754 kJ/kg°C

s6f = 7,613 kJ/kgºC

s6i < s6g mezcla

Calculo

S6i=s6g-ch(s6g-s6f)

Contenido de humedad : ch=(s6g- s6i)/(s6g-s6f)

h6i=h6g-ch(h6g-h6f)

h6i = 2261,5588 kJ/kg

Wt,r = (1- m2-m3-m4-m5) x ŋ x (h5i-h6i)=(1-m2-m3-m4-m5) x ( h5-h6)h6 = h5- 0,75x(h5i-h6i)h6 = 2554,2717 kJ/kg

De la tabla T6 = 80 °C y S6 = 7,3595 kJ/kg°Cs6 < s6g mezcla

Estado 7: Salida de la turbinaDatosŊ = 0,75 y m1=1

s7i = s1 = 6.5307 kJ/kgºC

P7 = 6,89 KPa

Tsat,7=38,7 °C

11

De la tablah7f = 162.1442 kJ/kg

h7g = 2572.0881 kJ/kg

s7f = 0.5551 kJ/kgºC

s7g = 8.2823 kJ/kgºC

s7i < s7g mezcla

Calculo

S7i=s7g-ch(s7g-s7f)

Contenido de humedad : ch=(s7g- s7i)/(s7g-s7f)

Ch=0,2267

h7i=h7g-ch(h7g-h7f)

h7i = 2025,8025 kJ/kg

Wt,r = (1- m2-m3-m4-m5-m6) x ŋ x (h6i-h7i)=(1-m2-m3-m4-m5-m6) x ( h6-h7)h7 = h6- 0,75x(h6i-h7i)s7 = 6.5307 kJ/kgºC

De la tabla T7 = 38,73 °C y S7 = 7,6582 kJ/kg°C

s7 < s7g mezcla

8: Salida del condensadorDatosP8 = 6.89 KPa

T8 = 38.73 ºC

Fluido saturado

De la tabla

v8 = vf = 0,001 m3/kg

h8 = hf = 162.1442 kJ/kg

s8 = sf = 0.5551 kJ/kgºC

Estado 9: Salida de la bomba de condensadoDatos

12

Ŋ = 0,65

s9i = s8 = 0.5551 kJ/kgºC

P9 = 270 KPa

Tsat,9i = 130 °C

Fluido comprimido

De la tabla

h9i = 162,3972 kJ/kg

Calculo

Wbc : (1-m2-m3-m4-m5) x (h9i-h8) = (1-m2-m3-m4-m5)(h8-h9) x ŋ

h9=h8 + (h9i-h8)/ŋ

h9 = 162,5334 kJ/kg

De la tabla T9 = 38,77 °C y S9 = 0,5555 kJ/kg°C

Estado 10: Salida del agua del 1º intercambiador de calor cerradoDatosP10 = 270 KPa

T10 =Tsat,6 -9 = 80 – 9 = 71 ºC

T10i = Tsat,5 – 15 = 115 °C

Líquido comprimido

De la tabla

Estado ideal ( 270 KPa,115 °C)

h10i = 482,5688 kJ/kg

s10i = 1.4733 kJ/kgºK

Estado real (270 KPa,71°C)

h10 = 297.3572 kJ/kg

s10 = 0.9669 kJ/kgºC

Estado 11: Salida del desaireadorDatosP11 = 270 KPa

T11 = Tsat,11 = 130 °C

Fluido saturado

De la tabla

13

v11 = vf = 0,0011 m3/kg

h11 = hf = 546.2357 kJ/kg

s11 = sf =1.6342 kJ/kgºC

Estado 12: Salida de la bomba de alimentaciónDatosŊ = 0,65s12i = 1,6342 kJ/kgºC

P12 = 14 MPa

Fluido comprimido

De la tabla

h12i = 560,8818 kJ/kg

Calculo

Wbc: 1 x (h12i-h11)=1 x (h11-h12) x ŋ

h12=h11+ (h12i-h11)/ŋ

h12 = 568,7682 kJ/Kg

T12= 133,1 °C

s12 = 1,6537 kJ/kgºC

Estado 13: Salida del agua del 2º intercambiador de calor cerradoDatosP13 = 14 MPa

T13 =Tsat,4 -9 = 180 – 9 = 171 ºC

T13i = Tsat,3 – 15 = 215 °C

Líquido comprimido

De la tabla

Punto ideal ( 14 MPa,215 °C)

h13i = 924.6573 kJ/kg

s13i = 2.4510 kJ/kgºC

Estado real: (14 MPa,171°C)

h13 = 730.8374 kJ/kg

s13 = 2.035 kJ/kgºC

14

Estado 14: Salida del agua del 3º intercambiador de calor cerradoDatosP14 = 14 MPa

T14 =Tsat,3 - 9 = 230 – 12 = 218 ºC

T14i = Tsat,2 - 15 = 265 °C

Líquido comprimido

De la tabla

Estado ideal ( 14 MPa,265 °C)

h14i = 1158,3320 kJ/kg

s14i = 2.9064 kJ/kgºC

Estado real: (14 MPa,218 °C)

h14 = 938.186 kJ/kg

s14 = 2.4786 kJ/kgºC

Estado 15: Entrada a la calderaDatosP15 = 14 MPa

T15 =Tsat,1 - 9 = 280 – 12 = 268 ºC

T15i = Tsat,1 - 15 = 321 °C

Líquido comprimido

De la tabla

Estado ideal ( 14 MPa, 321 °C)

h15i = 1462,6815 kJ/kg

s15i = 3.4433 kJ/kgºC

Estado real: (14 MPa,268 °C)

h15 = 1173,0841 kJ/kg

s15 = 2.9337 kJ/kgºC

Estado 16: Salida del vapor del 4º intercambiador de calor cerradoDatosP16 = 6,5 MPa

Tsat,16 = 280 ºC

15

Fluido saturado

De la tabla

h16 = hf= 1241,1374 kJ/kg

s16i = sf= 3.0790 kJ/kgºC

Estado 17: Salida de la válvulaDatosP17 = 2.80 MPa

h17 = h16 = 1241,1374 kJ/kg

Tsat,17 =230 °C

Zona de mezcla

De la tabla

hf = 990,485 kJ/kg

hg = 2801,9798 kJ/kg

sf = 2,6106 kJ/kg°C

sg = 6,2104 kJ/kgºC

Calculos

h17=hg-ch(hg-hf)

Contenido de humedad : ch=(hg- h17)/(hg-hf)

Ch=0,8616

S17=sg-ch(sg-sf)

S17 = 3,1087 kJ/kg°C

Estado 18: Salida del vapor del 3º intercambiador de calor cerrado

DatosP18 = 2,8 MPa

Tsat,16 = 230 ºC

Fluido saturado

De la tabla

h18 = hf= 990,485 kJ/kg

s18 = sf= 2.6106 kJ/kgºC

16

Estado 19: Salida de la válvula

DatosP19 = 1 MPa

h19 = 990,485 kJ/kg

Tsat,19 =180 °C

Zona de mezcla

De la tabla

hf = 762,6054 kJ/kg

hg = 2776,1667 kJ/kg

sf = 2,1382 kJ/kg°C

sg = 6,5828 kJ/kgºC

Calculos

h19=hg-ch(hg-hf)

Contenido de humedad : ch=(hg- h19)/(hg-hf)

Ch=0,8868

s19=sg-ch(sg-sf)

s19= 2,6412 kJ/kg°C

Estado 20: Salida del vapor del 2º intercambiador de calor cerrado

DatosP20 = 1 MPa

Tsat,20 = 180 ºC

Fluido saturado

De la tabla

h20 = hf= 762,6054 kJ/kg

s20 = sf= 2.1382 kJ/kgºK

Estado 21: Salida de la válvula

DatosP21 = 270 KPa

h21 = h20 = 762,6054 kJ/kg

Tsat,21 =130 °C

17

Zona de mezcla

De la tabla

hf = 546,2357 kJ/kg

hg = 2719,8826 kJ/kg

sf = 1,6342 kJ/kg°C

sg = 7,0262 kJ/kgºC

Calculos

h21=hg-ch(hg-hf)

Contenido de humedad : ch=(hg- h21)/(hg-hf)

Ch = 0,90046

s21=sg-ch(sg-sf)

s21 = 2,1709 kJ/kgºC

Estado 22: Salida del vapor del 1º intercambiador de calor cerrado

DatosP22 = 47,39 KPa

Tsat,22 = 80 ºC

Fluido saturado

De la tabla

h22 = hf= 334,9823 kJ/kg

s22 = sf= 1.0754 kJ/kgºC

Estado 23: Salida de la válvula

DatosP23 = 6,89 KPa

h23 = h22 = 334,9823 kJ/kg

Tsat,23 =38,7 °C

Zona de mezcla

PDe la tabla

hf = 162,1442 kJ/kg

hg = 2572,0881 kJ/kg

sf = 0,5551 kJ/kg°C

sg = 8,2823 kJ/kgºC

18

Calculos

h23=hg-ch(hg-hf)

Contenido de humedad: ch=(hg- h23)/(hg-hf)

Ch= 0,9283

S23=sg-ch(sg-sf)

s23 = 1,1093 kJ/kgºC

19

CAPÍTULO IICAPÍTULO IIBALANCES DE MASA YBALANCES DE MASA Y

ENERGÍAENERGÍA

20

Intercambiadores de calor

La primera ley de termodinámica dice:

Q = Ʃmhsal -Ʃmhent

Para los intercambiadores de calor, Q = 0

Por lo tanto:Ʃmhsal = Ʃmhent

Para realizar este balance, primero se tomará una masa de entrada a la turbina

de m1 = 1 kg

IDDC1 (14 – 15 – 2 – 16)

Ʃmhsal = Ʃmhent

m2 = 0.1168 Kg

IDCC2 (13 –14 – 3 – 17 – 18)

2

16

15 14

m2h2

m1h15 m1h14

m2h16

21

Ʃmhsal = Ʃmhent

m3 = 0.0849 kg

IDCC3 (12 – 13 – 4 – 19 – 20)

Ʃmhsal = Ʃmhent

m3h3

m1h14 m1h13

m2h17 (m2 + m3)h18

3

14 13

17

18

m4h4

m1h13 m1h12

(m2 + m3) h19 (m2 + m3 + m4)h20

4

13 12

19

20

22

m4 = 0.05375 kg

Desaireador (5 – 10 – 21 – 11)

Ʃmhsal = Ʃmhent

m5 = 0.05305 kg

IDDC4 (9 – 10 – 6 – 22)

m5h5

(1- m2 – m3 – m4 - m5)h10

(m2 + m3 + m4)h21

m1h11

5

10

21

11

23

m6 = 0.042 kg

Entrada del condensador

m7 = 0.64947 kg

Trabajo en la Turbina

6

22

10 9

m6h6

(m1-m2 – m3 – m4 – m5)h9

m6h22

(m1-m2 – m3 – m4 – m5)h10

1

24

Wturbina = 1x(h1-h2)+(1-m2)(h2-h3)+(1-m2-m3)(h3-h4)+(1-m2-m3-m4)(h4-h5)

+(1-m2-m3-m4-m5)(h5-h6)+(1-m2-m3-m4-m5-m6)(h6-h7)

Wturbina=(3432,4104-3252,4751)+(1-0,1168)(3254,4751-3087,0685)

+(1-0,1168-0,0849)(3087,0685-2922,5253)

+(1-0,1168-0,0849-0,0538)(2922,5253-2748,2034)

+(1-0,1168-0,0849-0,538-0,0531)(2748,2034-2554,2717)

+(1-0,1168-0,0849-0,538-0,531-0,042)(2554,2717-2377,4545)

wturb = 836,10 kJ/kg

Trabajo de las bombasLa primera ley de termodinámica para la bombas es:

Wb = Ʃmhsal - Ʃmhent

Bomba de condensado

2 3

4 5

6

7

wturb

m1h1

m2h2

m3h3

m4h4

m5h5

m6h6

m7h7

25

Wbc = (1-m2-m3-m4-m5)x(h8-h9)

Wbc = (1-0,1168-0,0849-0,538-0,0531)(162,1442-162,5334)

Wbc = -0.2691 kJ/kg

Bomba de alimentación

Wba = 1.(h11-h12)

Wba = 546,2357 – 568,7682

Wba = -22,5325 kJ/kg

El trabajo neto de las bombas es:

Wneto de las bombas = Wbomba de condensado + Wbomba de alimentación

89

wbomb1

(m1 – m2 – m3 – m4 – m5)h9 (m1 – m2 – m3 – m4 – m5)h8

1112

wbomb2

m1h12 m1h11

26

Wneto de las bombas = -0,2691 – 22,5325 = - 22,80 kJ/kg

El trabajo total del ciclo será entonces:

wNETO = wturbina + wneto de las bombas

wNETO = 836,10 kJ/kg – 22.80 kJ/kg

wNETO = 813,3 kJ/kg

La energía de calor de la caldera

De la primera ley de la termodinámica:

Q = Ʃmhsal - Ʃmhent

Qcal = 1.(h1-h15)

Qcal = 3432,4104 – 1173,0841

Qcal = 2259,3263 kJ/kg

La eficiencia del ciclo

Ŋ eff

Ŋeff = 0,35997

Ŋ = 35,99 % La energia de calor del condensador

Qcon = Ʃmhsal - Ʃmhent

Qcon = (1-m2-m3-m4-m5)h8 - (1-m2-m3-m4-m5-m6)h7 - m6h23

Qcon = (1-m2-m3-m4-m5)(h8-h7) + m6(h7-h23)

27

Qcon = (1-0,1168-0,0849-0,0538-0,0531)(162,1442 – 2377,4545)

+0,042x(2377,4545 - 334,9823)

Qcon = -1446,03 kJ/kg

Cálculo del flujo másico de vapor

NwmW =

Nw

Wm

=

kgkJ

kWm

/3,813

33000=

h

sskgm

1

3600/57,40 ×=

hkgm /20,146072=

Porcentaje Kg/hrm1' 1,0000 146.072,20

28

m2' 0,1168 17.059,33m3' 0,0849 12.406,81m4' 0,0538 7.851,72

m5' 0,0531 7.749,23

m6' 0,0420 6.136,15m7' 0,6495 94.868,97m8' 0,6915 101.005,12m9' 0,6915 101.005,12

m10' 0,6915 101.005,12m11' 1,0000 146.072,20m12' 1,0000 146.072,20m13' 1,0000 146.072,20m14' 1,0000 146.072,20m15' 1,0000 146.072,20m16' 0,1168 17.059,33m17' 0,1168 17.059,33m18' 0,2017 29.466,14m19' 0,2017 29.466,14m20' 0,2555 37.317,86

m21' 0,2555 37.317,86m22' 0,0420 6.136,15m23' 0,0420 6.136,15

29

PARTE TEORICACaldera (máquina)

CAPÍTULO IIICAPÍTULO IIIDISEÑO Y SELECCIÓN DEDISEÑO Y SELECCIÓN DE

LA CALDERALA CALDERA

30

Una caldera es una máquina o dispositivo de ingeniería que está diseñado para generar vapor saturado. Éste vapor se genera a través de una transferencia de calor a presión constante, en la cual el fluido, originalmente en estado líquido, se calienta y cambia de estado.Según la ITC-MIE-AP01, caldera es todo aparato a presión en donde el calor procedente de cualquier fuente de energía se transforma en energía utilizable, a través de un medio de transporte en fase líquida o vapor.Las calderas son un caso particular en el que se eleva a altas temperaturas de intercambiadores de calor, en las cuales se produce un cambio de fase. Además son recipientes a presión, por lo cual son construidas en parte con acero laminado a semejanza de muchos contenedores de gas.Debido a las amplias aplicaciones que tiene el vapor, principalmente de agua, las calderas son muy utilizadas en la industria para generarlo para aplicaciones como:

• Esterilización (tindarización): es común encontrar calderas en los hospitales, las cuales generan vapor para esterilizar los instrumentos médicos, también en los comedores con capacidad industrial se genera vapor para esterilizar los cubiertos, así como para la elaboración de alimentos en marmitas.

• Calentar otros fluidos, por ejemplo, en la industria petrolera se calienta a los petroles pesados para mejorar su fluidez y el vapor es muy utilizado.

• Generar electricidad a través de un ciclo Rankine. Las calderas son parte fundamental de las centrales termoeléctricas. Es común la confusión entre caldera y generador de vapor, pero su diferencia es que el segundo genera vapor sobrecalentado.HistoriaCuando James Watt observó que se podría utilizar el vapor como una fuerza económica que remplazaría la fuerza animal y manual, se empezó a desarrollar la fabricación de calderas, hasta llegar a las que actualmente tienen mayor uso en las distintas industrias.Las primeras calderas tenían el inconveniente de que los gases calientes estaban en contacto solamente con su base, y en consecuencia se aprovechaba mal el calor del combustible. Debido a esto, posteriormente se le introdujeron tubos para aumentar la superficie de calefacción. Si por el interior de los tubos circulan gases o fuego, se les clasifican en calderas piro tubulares (tubos de humo) y calderas acuotubulares (tubos de agua). Tipos de caldera

• Acuotubulares: son aquellas calderas en las que el fluido de trabajo se desplaza a través de tubos durante su calentamiento. Son las más utilizadas en las centrales termoeléctricas, ya que permiten altas presiones a su salida y tienen gran capacidad de generación.

• Piro tubulares: en este tipo el fluido en estado líquido se encuentra en un recipiente y es atravesado por tubos, por los cuales circulan gases a alta temperatura, producto de un proceso de combustión. El agua se evapora al contacto con los tubos calientes productos a la circulación de los gases de escape.

31

Elementos, términos y componentes de una caldera• Agua de alimentación : Es el agua de entrada que alimenta el sistema,

generalmente agua de pozo o agua de red con algún tratamiento químico como la desmineralización.

• Agua de condensado : Es el agua que proviene del estanque condensador y que representa la calidad del vapor.

• Vapor seco o sobresaturado : Vapor de óptimas condiciones. • Vapor húmedo o saturado : Vapor con arrastre de espuma proveniente de una

agua de alcalinidad elevada. • Condensador: Sistema que permite condensar el vapor. • Estanque de acumulación: Es el estanque de acumulación y distribución de vapor. • Desaireador: es el sistema que expulsa los gases a la atmósfera. • Purga de fondo: Evacuación de lodos y concentrado del fondo de la caldera. • Purga de superficie: Evacuación de sólidos disueltos desde el nivel de agua de la

caldera. • Fogón u hogar: Alma de combustión del sistema. • Combustible: Material que produce energía calórica al quemarse. • Agua de calderas: Agua de circuito interior de la caldera cuyas características

dependen de los ciclos y del agua de entrada. • Ciclos de concentración: Número de veces que se concentra el agua de caldera

respecto del agua de alimentación. • Alcalinidad: Nivel de salinidad expresada en ppm de CaCO3 que confiere una

concentración de iones carbonatos e hidroxilos que determina el valor de pH de funcionamiento de una caldera, generalmente desde 10,5 a 11.5.

• Desoxigenación: Tratamiento químico que elimina el oxígeno del agua de calderas.

• Incrustación: Sedimentación de sólidos con formación de núcleos cristalinos o amorfos de sulfatos, carbonatos o silicatos de magnesio que merman la eficiencia de funcionamiento de la caldera.

• Dispersante: Sistema químico que mantiene los sólidos descohesionados ante un evento de incrustación.

• Antiincrustante: Sistema químico que permite permanecer a los sólidos incrustantes en solución.

• Anticorrosivo: Sistema químico que brinda protección por formación de films protectivos ante iones corrosivos presentes en el agua.

• Corrosión: Véase Corrosión • Índice de vapor/combustible: Índice de eficiencia de producción de vapor de la

caldera.

DISEÑO DE CALDERAS

ESQUEMA

32

PRINCIPIOS BASICOS DEL DISEÑO DE CALDERAS

La ingeniería de combustión es la “ciencia de quemas combustible para liberar calor y capacitarlo para desarrollar trabajo útil o proporcionar calefacción”.La operación de una unidad generadora de vapor, comprende: 1. La conversión del potencial energético del combustible en energía térmica. 2. La transmisión de esta energía a un medio (generalmente vapor de agua), que pueda emplearse en un trabajo útil.CONSIDERACIONES PARA EL DISEÑO

El problema básico del diseño de una caldera, consiste en disponer la superficie total de absorción de calor de una manera tal, que extraiga el calor máximo obtenible del combustible y de los productos de la combustión. Al mismo tiempo aparece el problema económico de obtener la máxima eficiencia al costo mínimo posible. 1.Caldera2.Fogón3.Equipo par quemar el combustible

33

4.Recolección y transporte de cenizas5.Separadores de vapor6.Agua de alimentación7.Sistema de purga8.Suministro de aire para la combustión9.Remoción de los productos de la combustión10.Cimentaciones y soportes11.Refractarios y mamparas12.Precalentamiento de aire y del agua13.Accesorios de la calderaNECESIDADES DE SERVICIO

Para servicios de calefacción y procesos industriales, las consideraciones principales son, generalmente, en el orden de importancia que se enumeran:1. Seguridad en el servicio2. Costo de adquisición3. Entrega inmediata4. Eficiencia5. Costo de operación6. Servicio adecuadoCARACTERISTICAS DE LA CARGA

Para el diseño de una unidad generadora de vapor, es necesario determinar las siguientes características de la carga:1. Carga mínima, normal y máxima.2. Duración de cada una de esas fases de la carga.3. Factor de la carga4. Naturaleza de la carga, constante o intermitente.El diseño determinarála capacidad de la caldera para sostener una carga normal con una eficiencia alta.CARACTERISTICAS DEL COMBUSTIBLELas bases para el diseño de los mecanismos destinados a quemar, son determinadas por las cualidades del combustible que ha de emplearse, teniendo en cuenta su valor calórico y sus propiedades. Además debe investigar las propiedades de las cenizas, incluyendo: Punto de fusión de la ceniza, pérdidas por combustible no quemado y presencia de azufre, vanadio y otros elementos extraños.SISTEMAS DE COMBUSTIONLos combustibles sólidos se queman en fogones mecánicos o en parrillas, en forma de polvo o triturados. Los quemadores de aceite combustible se obtienen en numerosos tipos que incluyen: Vaporización, Rotatorios, de Cañón y Atomización por vapor o por aire.La capacidad del equipo de combustión o el tamaño de la parrilla, determina la cantidad de combustible aplicable. Cada método de combustión tiene sus propias peculiaridades de diseño. FLUJO DE LOS GASES

34

Para mantener la combustión es indispensable suministrar aire y desfogar los productos de la combustión. La corriente necesaria de los gases es originada por la diferencia de presiones entre el fogón y el punto de escape de los gases de la caldera, o sea el tiro; éste se puede conseguir por medios naturales (efecto de chimenea) o por los medios mecánicos (ventiladores). El tiro por elementos mecánicos puede ser originado por ventiladores de tiro forzado, de tiro inducido, o de ambas cosas a la vez.AGUA DE ALIMENTACION

El agua que se introduce a la caldera para ser convertida en vapor, recibe el nombre de agua de alimentación. Si se trata de condensado que es recirculado, habrá pocos problemas. Pero si es agua cruda, probablemente habrá necesidad de liberarla de oxígeno, precipitados, sólidos en suspensión, sustancias incrustantes y otros elementos contaminantes. Para obtener eficiencias altas, el agua de alimentación es calentada, generalmente, por medio de economizadores.FOGON

La cámara de combustión debe tener el espacio suficiente para contener la flama. La forma del fogón se guía por el tipo de combustible a emplear y por el método seguido para quemarlo. Es necesario tomar las debidas providencias para mantener la ignición y la combustión de los gases volátiles.FONDO DEL FOGON

La recolección y el retiro de las cenizas de una unidad alimentada con carbón mineral, es una operación laboriosa. Los desechos pueden removidos a mano en las calderas chicas o recolectadas en tolvas en las grandes. En algunas calderas de gran tamaño, es desfogada la escoria fundida por sangrías. LA CALDERA

La función principal de la caldera propiamente dicha, es proporcionar un medio por el cual el calor procedente de la combustión se transmita al agua o al vapor que debe ser calentado.

OPERACIÓN DE LA CALDERA

La transmisión de calor no solamente tiene que ser económica, sino también libre de defectos. Es una condición indispensable que una caldera sea fácilmente accesible para su mantenimiento, manejo y reparación por parte de su personal normal de operación. Es necesario tomar providencias para. La fácil limpieza de los tubos, química o mecánicamente; El sopleteo del hollín; El lavado de las superficies del economizador y del calentador del aire. El espaciamiento de los fluses debe permitir su reposición individual en caso de fallas.

35

DESARROLLO

CÁLCULO DE LA COMBUSTIÓN

El combustible seleccionado es Fuel-oil, debido a que es económico y de fácil

transporte. A continuación se observa el análisis químico de este combustible, que

fue tomado del libro “Centrales de Vapor” de Gaffert, pág. 202:

Componente %Carbono C 85.43Hidrógeno H2 11.31Oxígeno O2 2.70Nitrógeno N2 0.22Azufre S 0.34

100.00

Las ecuaciones utilizadas para los cálculos que se observan a continuación

fueron tomadas del libro de Steam.

Poder Calorífico del Combustible

Masa de aire teórico

36

Masa de aire real

Donde E es el exceso de aire. Se tomará un exceso de aire de 20%, ya que

éste es el recomendado para estos combustibles.

Masa de los gases secos de combustión respecto a la masa de combustible

DISEÑO DE LA CALDERA

El flujo másico del vapor que se necesita producir es de: m’= 146.072,2 Kg/hr

En la caldera se tienen que considerar las pérdidas del vapor debido a fugas en

los conductos, calentadores, economizadores, etc. Estas pérdidas se pueden

aproximar a un 5%. Por lo tanto el flujo másico a considerar es de: m’=153.375,8

Kg/hr .

La selección de la caldera depende del flujo másico, por lo que se consulto el

libro Centrales de Vapor de Gaffert (página 575, tabla XL) de donde se tomaron

las dimensiones aproximadas de la caldera más cercana a una producción de

vapor 153375 Kg/hr.

37

Dimensiones de la caldera

Interpolando y normalizando el area de la planta

Kg/hr Area Longitud Ancho Area/26,411300 26,40 8,25 3,20 1,0022600 34,24 8,25 4,15 1,3034000 42,63 8,70 4,90 1,6145400 49,76 9,30 5,35 1,8868100 65,48 9,70 6,75 2,4890500 77,77 10,10 7,70 2,95

113500 88,81 10,70 8,30 3,36136100 96,62 10,70 9,03 3,66158700 110,88 11,10 9,99 4,20

Area de la planta = 110,88 m2

Longitud = 11,1 mAncho = 9,99 m

Interpolando y normalizando el area y volumen del hogar

Volumen Longitud Ancho altura Volumen/52,23 Area Area/10,0552,23 4,10 2,45 5,20 1,00 10,05 1,0096,19 4,10 3,40 6,90 1,84 13,94 1,39

153,08 4,60 4,35 7,65 2,93 20,01 1,99203,78 5,20 4,75 8,25 3,90 24,70 2,46303,51 5,35 6,20 9,15 5,81 33,17 3,30401,44 5,90 7,20 9,45 7,69 42,48 4,23516,52 6,45 7,70 10,40 9,89 49,67 4,94616,28 6,70 8,46 10,88 11,80 56,65 5,64721,27 7,10 8,97 11,33 13,81 63,69 6,34

Volumen del hogar es 721,27 m3

Longitud del hogar es 7,1 m

Ancho del hogar es 8,97 m

Altura del hogar es 11,33 m

38

Interpolando y normalizando las dimensiones de los tambores

Dtv Dta dZ dZ/4,271,067 0,914 4,270 1,0001,219 0,914 5,490 1,2861,219 0,914 6,100 1,4291,372 0,914 6,710 1,5711,525 0,914 7,320 1,7141,524 0,914 7,930 1,8571,524 0,914 8,530 1,9981,524 0,914 9,141 2,1411,524 0,914 9,751 2,284

Diámetro del tambor de vapor es 1,524 m

Diámetro del tambor de agua es 0,914 m

La distancia entre centro de tambores es 9,751 m

Parámetros de circulación natural

Debido a las pérdidas de presión en la caldera y sus equipos se estima que la

presión de la caldera caerá aproximadamente en un 10% de su presión de

operación. Considerando además que la turbina tiene que trabajar a 14 Mpa. al

calcular la presión de operación de la caldera esta da que P = 15.4 Mpa.

Luego de poseer la presión de operación de la caldera se prosigue a

determinar los parámetros de circulación natural, para esto se debe obtener las

propiedades termodinámicas a partir de la temperatura de saturación a la presión

de operación.

Para P = 15.4 Mpa la Tsat = 344.3 °C

vf = 1.67749 x 10-3 m3/Kg hf = 1625.67 KJ/Kg

vg = 9.91516 x 10-3 m3/Kg hg = 972.865 KJ/Kg

39

Por medio del libro de Philip Potter, página 214, se obtienen las formulas

necesarias para calcular el factor de sequedad máxima en el tope por unidad

de masa.

Calidad volumétrica de la mezcla:

TDFv = 0,8 – 0,000133 x (P – 250)

P = 15.4 Mpa = 2233.5 Psi

TDFv = 0.8 – 0,000133 x (2233.5 – 250)

TDFv = 0.5362 = 53.62%

TDFw = Factor de sequedad

vfg)(TDFvvg

vfTDFvTDFw

×−×=

)31023768(0.536)(8.3109.91516

)31067749(0.536)(1.TDFw −×−−×

−×=

TDFw = 0.1636 = 16.36%

Relación de Circulación

La relación de circulación (RC) está regida por la siguiente ecuación:

RC = TDFw

1 para un TDFw = 0.1636 RC =

0.1636

1

RC = 6.12 Kg masa total / Kg masa vapor

Esta es la cantidad de agua que se debe suministrar al bajante para producir

1 Kg/hr de vapor.

Determinación del potencial de Circulación

El potencial de circulación está regido por la siguiente ecuación:

ΔPc = (Yw – Ym) x ΔZ

40

Donde:

ΔPc = Potencial de circulación

Yw = Densidad del agua

Ym = Densidad promedio en los tubos elevadores

ΔZ = Distancia entre centros de tambores

Tomando en cuenta que:

3101.67749

1

vf

1Yw −×

==

Yw = 596.128 Kg/m3

Y que además Ym está regida por:

Yw1)Yt/Yw(

)Yt/Yw(LnYm ×

−=

Donde:

TDFWvg

TDFvYt

×=

)(0.1634)310(9.91516

0.536Yt −×=

Yt = 330.83 Kg/m3

596.128130.83)(596.128/3

/330.83)Ln(596.128Ym ×−

=

Ym = 437.739 Kg/m3

∆Z = 9,75 m

ΔPc = (596.83 – 437.739) Kg /m3 x 9.75 m x 2

2

cm1

m0001.0

ΔPc = 0.1546 Kg / cm2 = 15.17 KPa = 2.17 Psi Esta es la presión disponible para hacer mover el flujo dentro del circuito de

ebullición.

41

Selección del material de los tubos elevadores

La temperatura de saturación para 15.4 MPa es Tsat = 344.3º C.

El material seleccionado es: Acero soldado por fusión eléctrica. Especificación

ASTM: A – 155 Grado A, con un valor de esfuerzo máximo permisible (Sy) = 530

Kg/cm2 = 7538.37 lb/in2 a una temperatura de 399°C. (Tabla XIX. Fatigas

admisibles en tuberías de normalización americana según la temperatura, pág.

361 del Libro Centrales de Vapor de Gaffert).

Para este tipo de calderas VU, se utiliza normalmente tubos con diámetros

entre 2 y 3 pulgadas. El diámetro exterior asumido para el cálculo es de 3 pulg.

Estos rangos son para sistemas de circulación natural.

a. Determinación del espesor de los tubos elevadores

CPd)](Y2[Sy

PdDextTm +×+

×=

Donde:

Tm = Espesor mínimo de la pared.

Dext = Diámetro exterior.

Pd = Presión máxima del diseño.

Sy = Fatiga admisible para el material=7538,37

C = 0.067 (Tolerancia por corrosión para tuberías totalmente lisas y

diámetro exterior mayor a 1 pulgada).

Y = 0.4 (Composición del material para T < 900º F ó 482º C)

La presión máxima del diseño esta dada por la ecuación:

Pd = (Po + Patm) + YH20 x ΔZ

Po = 15.4 Mpa = 2233.58 Psi (Presión de operación)

Patm = 14.7Psi (Presión atmosférica)

YH20 = 1000Kg/m3 = 62.4 Lbm/pie3

42

∆Z = 9.75 m x m1

pie2808.3 = 31.99 pie

Pd = [(2233.58 + 14.7) lb/in2 ]+ 62.4 lb/pie3 x 31.99 pie x 2in144

2pie1

Pd = 2262.04 lb/in2. Esta es la presión máxima que puedan resistir los tubos

elevadores. Se sustituyen todos los valores en la ecuación de espesor:

in 0.067psi)] 2264.2180.4(psi 2[7538.37

psi) in(2262.04 3Tm +

×+=

Tm = 0.469 in

Diámetro interior = Dext – 2 x Tm

Dint = 3 – 2 x 0.469 in

Dint = 2.062 in

Con esta información se prosigue a seleccionar un tubo estandarizado

escogiendo el más cercano al calculado por diseño (Tabla 6 – 6 Propiedades de

los tubos de acero, Manual del Ingeniero Químico). El tubo estandarizado es:

3 in Nº de cédula XX

Dext = 3.500 in,

Dint = 2.3 in

Tm = 0.600 in

El tubo seleccionado cumple con todas las condiciones de presión máxima

que pueden soportar los tubos elevadores.

b. Determinación de la Longitud equivalente

sLaccesorioLtubosLequiv += .

Considerando que la longitud de los tubos elevadores es igual a la altura

del hogar, que tiene un valor de 11.33m = 37,16 pie, la longitud de los accesorios

se considera como:

Entrada = 0.5 codos (estándar)

43

Salida = 1 codo (estándar)

2 codos estándar

Según Philip potter, figura 2-2, página 71, con diámetro de 3” y codos de

90º

Lequiv std (codos) ≈ 5.5 pie

Considerando los datos anteriores

Lequiv = pie

Lequiv = 37,16 + [0.5 + 1 + (2 x 0.75)] x Lequiv std

Lequiv = 37.16 + (3 x Lequiv std)

Lequiv = (37.16 + (3 x 5.5) pie

Lequiv = 53,66 pie

Selección del material y diámetro de los tubos bajantes

Para la selección del diámetro de la tubería para circulación natural

generalmente se utilizan 5 pulgadas, sin embargo, estos pueden variar entre 5

pulgadas y 8 pulgadas.

El material seleccionado es: Acero soldado por fusión eléctrica. Especificación

ASTM: A – 155 Grado A, con un valor de esfuerzo máximo permisible (Sy) = 530

Kg/cm2 = 7538.37 lb/in2 a una temperatura de 399°C. (Tabla XIX. Fatigas

admisibles en tuberías de normalización americana según la temperatura, pág.

361 del Libro Centrales de Vapor de Gaffert).

a. Determinación del espesor de los tubos bajantes

CPd)](Y2[Sy

PdDextTm +×+

×=

Similarmente al cálculo del espesor de los elevadores, se obtiene el

espesor de los bajantes, diámetro exterior asumido para el cálculo 5 pulg.

44

0.0672262.04)](0.42[7538.37

2262.045Tm +×+

×=

Tm = 0.737 in

Diámetro interior = Dext – 2 x Tm

Dint = 5 in – (2 x 0.737 in)

Dint = 3.526 in

Con esta información se prosigue a seleccionar un tubo estandarizado

escogiendo el más cercano al calculado por diseño (Tabla 6 – 6 Propiedades de

los tubos de acero, Manual del Ingeniero Químico). El tubo estandarizado es:

5” Nº de cédula XX

Dext = 5.563 in

Dint = 4.063 in

Tm = 0.75 in

b. Determinación de la longitud equivalente de los tubos bajantes

sLaccesorioLtubosLequiv +=

Considerando que la longitud de la tubería es igual a la distancia entre

centros de los tambores de vapor y agua se tiene:

Ltub = 9.75 m = 31.99 pie

Tomando como referencia el esquema de este tipo de cálculo se considera

que no existen codos adicionados.

Entrada: ½ codo (estándar)

Salida: 1 codo (estándar)

Se calcula la longitud equivalente para los accesorios de la misma manera

que para los elevadores.

Según Philip potter, figura 2-2, página 71, con diámetro de 5” y codos de

90º

Lequiv std (codos) ≈ 14 pie

Lequiv = Ltubo + (# codos x Lequiv std)

Lequiv = 31.99 + (1.5 x 14)

45

Lequiv = 52.99 pie

Determinación del flujo de masa que circula por los elevadores y bajantes

Sabiendo que el potencial de circulación es igual a la sumatoria de las pérdidas

en los elevadores, en los bajantes y en el tambor, resulta:

∆Pc = ∆Pr + ∆Pd + ∆Pt

Considerando que las pérdidas de presión en los tambores están entre 0,5 y 2

lb/plg2 (Potter), se aproxima a 0.9 y resulta:

∆Pc – 0.9 = ∆Pr + ∆Pd

Las pérdidas de presión en los tubos elevadores pueden ser calculados como:

∆Pr = 5DiPr x

2rm x Lequiv x f x 0.01214

Donde:

f = 0.02 Valor típico aproximado del factor de fricción.

Lequiv = 53.66 pie

rm = Flujo de masa que pasa por los elevadores

Pr = Ym = 437.739 Kg/m3 = 27.26 Lb / pie3 (Densidad en los elevadores)

Dint = 2.3 plg = 0.192 pies

52)27.26(0.19

2rm x 53.66 x 0.020.01214x ΔPr=

∆Pr = 1.85 mr2

Las pérdidas en los bajantes están relacionadas con la misma ecuación.

∆Pd = 5Di x Pd

2dm x Lequiv x f x 0.01214

Donde:

f = 0.02

Lequiv = 52.99 pies

dm = Flujo de masa que pasa por los bajantes

Pd = Yw = 596.128 Kg/m3 = 37.14 lb/pie3 (Densidad del agua)

Di = 4.063 pulg = 0.338 pies

46

Sustituyendo se resuelve:

58)37.14(0.33

2dm x 52.99 x 0.02 x 0.01214ΔPd=

∆Pd = 0,085 2dm

Considerando que el flujo de masa será distribuido para 50 elevadores, por

cada bajante, basado para un solo panel ya que mientras más elevadores existen

por bajante se incrementa el flujo de vapor que se evapora, se obtiene que:

1 panel = md1

mr50, o sea n md = 50mr

Por lo tanto,

mr = 0,08 lbm/s

Determinación del flujo de masa que circula por los elevadores para un panel

dmp = rm x (# elevadores / panel)

Donde:

dmp = Flujo de masa que circula por panel

rm = 0,08 lbm/seg = 131.61 Kg/hr

47

dmp = 131,61 Kg/hr x 50 elev/panel

dmp = 6580,4 Kg/hr

Flujo de vapor que circula por los elevadores por un panel

Donde dvp: flujo de vapor que circula por panel

Determinación del número de paneles

El número de paneles puede ser calculado mediante la ecuación:

Se toma, N° de paneles = 6

Conociendo el número de paneles y el arreglo de tubos elevadores por cada

tubo bajante, por lo tanto se puede conocer la cantidad de cada uno de ellos:

N° paneles = 6

Arreglo = 50 elevadores por cada bajante

Por lo tanto,

N° de tubos bajantes = 6 tubos

N° de tubos elevadores = 50 x 6 =300 tubos

BALANCE TÉRMICO DE LA CALDERA

48

En el balance térmico se calcula el calor absorbido por el agua y las pérdidas

de éste por varias fuentes. Además, se calcula el combustible necesario para que

ocurra la combustión completa.

Calor absorbido por la caldera

Donde:

Qcal = Calor absorbido por la caldera.

dm: Flujo másico de vapor (considerando las pérdidas).

dmc :Flujo másico de combustible.

h1 = Entalpía de salida de la caldera.

h15 = Entalpía de entrada a la caldera.

Potencia de la caldera

49

Factor de Vaporización

Debido a que no hay ciclo de recalentamiento, entonces Fv = 1

Pérdida calorífica debida a los gases secos

Q2 = Mgs×Cpg (Tg – Ta)

Donde:

Q2 = Pérdida calorífica debida a los gases secos.

Mgs = Masa de gases secos

Cpg = Calor específico de los gases. Generalmente se toma como 0.24

Kcal/kggasesºC.

Tg = Tsat 15.4 Mpa + 100ºF = 651.74ºF + 100ºF = 751.74ºF = 399.85ºC (se le

suma 100ºF según el libro de Potter, pág. 246).

Ta = 90ºF = 32.2ºC (Temperatura del aire a la entrada del hogar, temperatura

ambiente).

Q2 = 16,51×0.24x (399.85 – 32.2)

Q2 = 1456,38 Kcal/kgcombustible

Pérdida calorífica debida a la humedad del combustible

La humedad del combustible se vaporiza y abandona la caldera en forma de

vapor sobrecalentado, a una presión que se supone de 0.07 kg/cm2 y a la

temperatura de los gases. Esta pérdida se calcula con:

Q3 = mm (h2’’ – h1’’)

Donde:

Q3 = Pérdida calorífica debida a la humedad del combustible.

mm = Peso de la humedad libre.

h2’’ = 3268.28 kJ/kg (entalpía del vapor sobrecalentado a Tg y presión de 0.07

kg/cm2 = 0.7 MPa).

h1’’ = 134.99 kJ/kg (entalpía del líquido a Ta).

HHV

10H9m

42

m×

= HHV = 10847.62 kcal/kg = 43046.1 Btu/kg

50

ecombustiblm kgkgm /236,0=

Q3 = 0.236x(3268.28 – 134.99)

kJ4.1864

kcal1ecombustibl

kJ/kg92,7403

Q ×=

Q3 = 177,00 kcal/kgcombustible

Pérdida calorífica debido a la combustión del hidrógeno

El hidrógeno del combustible al quemarse se transforma en agua, la cual

abandona la caldera en forma de vapor sobrecalentado.

Q4 = 9H2(h2’’ – h1’’)

kJ4.186

kcal1kJ/kg 134,99)x(3268,289x(0,1131)

4Q ×−=

Q4 = 761.91 kcal/kgcombustible

Pérdida calorífica debida a la combustión incompleta del carbono

COCO

COC6.5689Q

25 +

×=

Asumiendo que gracias al exceso de aire suministrado la combustión se realiza

completa, entonces:

Q5 = 0

Pérdida calorífica debida al aire suministrado

Q6 = mv×0.46x(Tg – Ta)Donde:

51

mv = %sat×ma’×Maa

%sat = 75% (asumido)

ma’ = Masa necesaria para 1 kg de aire seco a Ta. Según la tabla XVIII del libro

“Energía mediante vapor, aire o gas”, pág. 491, para 32.2ºC ma’ = 0.03104

Maa = 16.52 kgaire/kgcombustible

mv = 0.75x(0.03104)x(16.52) = 0.3847Q6 = 0.3847×0.46x(399.85 – 32.3)

Q6 = 65,1 kcal/kgcombustible

Pérdida calorífica debida al combustible sin quemar, cenizas y escoria

Esta pérdida es nula porque el combustible es líquido, y por lo tanto no

presenta cenizas ni escoria.

Q7 = 0

Pérdida calorífica debida a radiación y otras causas

Q8 = 0.75%HHV

Adicionalmente, se toman en cuenta las pérdidas de energía térmica que se

cuantifican en el orden de 0.5% al 0.75% de pérdidas totales, dependiendo del tipo

de combustible. Considerando 0.6% de pérdidas, queda que:

HHV100

6.075.0Q8

+=

)62.10847(100

6.075.0Q8

+=

Q8 = 146.44 kcal/kgcombustible

Masa de combustible necesaria para la combustión

Q8 = HHV – (Q1 + Q2 + Q3 + Q4 + Q5 + Q6 + Q7)

52

++++++×−= 065,10761,91740,921456,38

cm

61086,7210847.62146.44

9,767644,14627,302462,10847c

m

61072.86 =−−=×

/hecombustibl

kg96,762.11c

m =

Entonces, Q1 es:

kcal/h11.296,76

61086,721

Q×=

Q1 = 7676,90 kcal/h

La eficiencia de la caldera es:

HHV

Q1=η

10847.62

7676,90η =

η = 0.7077 = 70,777%

La potencia de la caldera es:

Hp11296,76

10191,28Hp =

Hp = 0.90 Hp

Cálculo de los gases de combustión

cgsgases mMm ×=

44,1745816,51gases

m ×=

/hgases

kg52,173.288gases

m =

53

Cálculo del aire para la combustión

caaaire mMm ×=

44,1745816.52aire

m ×=

/haire

kg88.486,022aire

m =

DISEÑO DEL ECONOMIZADOR

El economizador es de contracorriente, ya que el gradiente de temperatura es

más uniforme a través del equipo. Además, con este tipo de economizador el flujo

recorre menor superficie para transmitir la misma cantidad de vapor.

El humo entra por la parte superior del economizador, desciende atravesando

por entre los tubos y marcha hacia el aspirador del tiro forzado. El agua entra por

un colector inferior fluye hacia arriba resultando un aparato que acumula corriente

que absorbe el calor con menos superficie.

Los tubos son de acero generalmente de 2 1/2 a 3 pulgadas de diámetro. El

agua de alimentación entra por un extremo del colector inferior y se distribuye por

cada uno de los circuitos de tubos paralelos.

Las condiciones de entrada y salida del generador, han sido evaluadas en la

sección correspondiente al balance térmico. Los siguientes cálculos se realizan

para encontrar la temperatura de salida de los gases.

Datos

2

1

3

4

54

Pto # 1

ENTRADA: DEL BALANCE DE ENERGÍA LÍQUIDO COMPRIMIDOTin 268 ºC

hin= 1173.0841 Kj/Kg

V1= 1.29x10-3 m3/Kg

Pto # 2

SALIDA: A LA PRESIÓN DE OPERACIÓN DE LA CALDERA Y LÍQUIDO SAT.

P= 14 Mpa

T = 336.7 ºC

hsal = 1570.46 Kj/Kg

V2= 1.6x10-3 m3/Kg

Pto # 3

ENTRADA: A LA PRESIÓN DE OPERACIÓN DE LA CALDERAPop gases = 14 Mpa

Tin = (Desconocida)

Pto # 4

SALIDA: A LA PRESIÓN DE OPERACIÓN DE LA CALDERAPop gases = 14 Mpa

Tsal = T sat a 14 Mpa + 37,7 ºC

T sal = 374.4 ºC

Esta condición para el diámetro del economizador facilita muchas cosas como

por ejemplo: favorece el diseño del economizador y garantiza la transferencia de

calor, debido a que la temperatura sigue alta y a la misma presión de operación,

requisito importante para la transferencia.

Un punto importante es asegurar que el vapor de agua que contiene los gases

de la combustión se condense lo más lejos posible de los equipos de fácil

corrosión es además uno de los motivos por el aumento, aún más de la

55

temperatura en la salida de los gases, para que la misma se mantenga por encima

de la temperatura de saturación del vapor de agua.

Al no calcularse este requisito el vapor de agua se condesa, y al combinarse

con el dióxido de azufre que puede estar presente en los gases de combustión

formando ácido sulfúrico, el cual es muy corrosivo.

Cálculo de la temperatura de ingreso de los gasesQ H2O =Q gases

Q H2O = m H2O (hin-hsal)

m H2O = 146.072,2 Kg/hr

m H2O (5%) =153.375,81 Kg/hr

QH2O = 153.375,81 Kg/hr(1570,46 – 1173,0841)Kj/Kg

QH20 = 60.947.850,33 Kj/hr

Tint = ???

QH2O = m gases.Cprom (Tin-Tsal)

promgases

H2Osalin

.C

QTT

m+=

Cprom implica los cálculos de los componentes de combustión siguientes:

CpCO2; CpN2; CpH2O

Usando tabla de Cengel A-2, tomo II

56

;32 dTcTbTapoC +++= M

poCCp =

Para 2COCp :

a = 22.26

b = 5.981x10-2

c = -3.501x10-5

d = 7.469x10-9

Tsal = 374.4 ºC = 647.4 K

M = Masa molar (Libro de Cengel Boles, tabla A.1, página 722)

)2(COpoC = 22.26 + 5.981x10-2(647.4) - 3.501x10-5(647.4)2 + 7.469x10-9(647.4)3

)2(COpoC = 48.336 Kj/Kmol K

M = 44.01 Kg/Kmol

2COCp = KmolKg

KmolKKj

/01.44

/336.48

2COCp = 1.098 Kj/Kg K

Para 2NCp :

)2(NpoC = 28.90 – 0.1571x10-2(647.4) + 0.8081x10-5(647.4)2 -

2.873x10-9(647.4)3

)2(NpoC = 30.49 Kj/Kmol K

M = 28.013 Kg/Kmol

2NCp = KmolKg

KmolKKj

/013.28

/49.30

2NCp = 1.088 Kj/Kg K

Para OHCp 2 :

)2( OHpoC = 32.24 + 0.1923x10-2(647.4) + 1.055x10-5(647.4)2 –

3.595x10-9(647.4)3

)2( OHpoC = 36.93 Kj/Kmol K

57

M = 18.015 Kg/Kmol

OHCp 2 = KmolKg

KmolKKj

/015.18

/93.36

OHCp 2 = 2.05 Kj/Kg K

Cprom = (1.098 + 1.088 + 2.05)/3

Cprom = 1.412 Kj/Kg K

Luego

60.947.850,33 Kj/hr=186.467,16 Kg/hr.(Tin – 647.4).1.412 Kj/Kg K

k2Kj/kgºKg/hr.1.41186.467,16

,33Kj/hr60.947.850647.4KTin +=

Tin = 878,9 K = 605,9 ºC

CÁLCULO DEL ÁREA DE TRANSFERENCIA DE CALOR DEL ECONOMIZADOR

Temperatura

Recorrido

Q= A.U.Tm

Donde:

A= Area de transferencia de calor.

U= coeficiente de transferencia de calor.

Tm= Temperatura media logaritmica.

Según pruebas, el rango del coeficiente de transferencia de calor total

336.7°C

640.66°CT1

268°C

374.4°CT2

58

(Kcal/m2hr°C) esta entre 25-45, libro Gaffert, pag 279.

Asumimos U = 45 Kcal/m2hr°C (188.406 KJ/m2hr°C)

)/T(TL

)T-(TT

21n

21m =

Donde:

T1= Diferencias de temperaturas entre la entrada de los gases y la salida del

vapor.

T2= diferencia de temperaturas entre la salida de los gases y la entrada del

vapor.

T1= (640.66 – 336.7)ºC

T1= 303.96ºC

T2= (374.4 – 268)ºC

T2= 106.4ºC

C6.4)º(303.96/10L

C106.4)º-(303.96T

nm =

Tm =202,6ºC

El área de transferencia de calor será:

mU.T

QA = ( )C202,6ºChrº188.37KJ/m

,33KJ/hr60.947.850A

2 ×=⇒

ATransf= 1597,03 m2

Cálculo del número de tubos, longitud y pasos:

mvq ×= ; v será el promedio del volumen específico del agua, entre la entrada y salida del economizador.

V1= 1.29x10-3 m3/Kg

V2= 1.60x10-3 m3/Kg

v = 1.445x10-3 m3/Kg

59

m H2O =153.375,81 Kg/hr

caudal = 1.445x10-3 m3/Kg x 153.375,81 Kg/hr

q = 221,63 m3/hr

Según Gaffert, pag 270, los tubos son de acero en los economizadores

generalmente están de 2½ a 3 pulgadas de diámetro.

Según laTabla 6 – 6 (Propiedades de los tubos de acero, Manual del Ingeniero

Químico). El tubo estandarizado es:

tubo Sch 40 de 2,5 plg.

Dext = 2,875 plg = 0.0730 m

Dint = 2.469 plg = 0.0627 m

Con el rango permitido asumimos la velocidad

1m/seg = 3600 m/hr

Nt = q _ = 4*221,63m 3 /hr _ V*A 3600m/hr*3.1416*(0.0627m)2

Nt = 19.9 tubos = 20 tubos.

Longitud de tubos:

ATransf = π x Dext x L x Nt x Np

Con Np = 50

L = ATransf

π x Dext x Nt x Np

L = 1.597,03 m2 = 6,99 m π x 0.0730m x 20 x 50

DISEÑO DEL PRECALENTADOR DE AIRE

1 GasesTin= Tsal econ = Tin prec = 374.4 ºC = 647.4 K

60

149.48ºC37.7ºC

100ºC374.40ºC

Tsal prec = 100 ºC = 373 Kè asumida para evitar que el condensado de los

vapores

del agua en los gases alcance el punto de roció, cerca de algún equipo

metálico.

2 Aire

T entr = 37.7 ºC = 310.7 K

T sal = ???

Por ley de conservación de la energia

G aire = G gases

m aire.Cp aire. (Tsal –Tent) = mgas.Cp gas(Tent – Tsal)

mair = 186.669,37 Kg /hr

mgases = 186.467,16 Kg/hr

Cp aire a 37.7 ºC è Cp air = 1.0057Kj/Kg KPor cálculos del Cp prom de los gases

Cp = 1.412 Kj/Kg K

Tsal aire = Tent air + mg Cp gas (Tent – Tsal) Maire . Cp aire

Tsal aire =37.7 ºC + 186.467,16 Kg/hr ( 647.4 – 373)K 1.412 Kj/Kg K 186.669,37 Kg/hr. 1,0057Kj/Kg K

Tsal aire = 37.7 ºC +384.83 K (111.83 ºC)

Tsal aire = 149.23 ºC

Calculo del área del precalentador

T1

T2

61

Por medio de la ecuación

Q = A * U * Tm

Qgases = mgas. Cpgas.(Tent – Tsal)

Qgases = 186.467,16 Kg/hrx1.412 Kj/Kg k . (647.4 – 373) K

Q = 72.245.065,99 Kj/hr

Para equipos en contracorriente se ha encontrado valores de coeficiente detransmisión total entre 15 a 17 Kcal/m2h°C, Gaffert, pag 279.

Seleccionamos

U =17Kcal/m2h°C (71.16 KJ/m2h°C)

T1 = 100 ºC – 37.7 ºC= 62.3 ºC

T2 = 374.4 ºC – 149.23 ºC = 225,17 ºC Tm = T1 - T2

ln (T1/T2)

( )C237,5ºChrº71.16KJ/m

,99KJ/hr72.245.065A

mTU

QA

2 ×=⇒

×=

2m82,273.4A =

DISEÑO DEL SOBRECALENTADOR

Para este dispositivo se considera flujo de contracorriente para obtener un

gradiente de temperatura uniforme.

Condiciones de temperatura y entalpía del vapor a la entrada y salida del

sobrecalentador:

Tsalvap (economizador) = Tenvap (sobrecalentador) = 336.7° C

Tsalvap (sobrecalentador) = 540 °C

62

hen (vapor) = hg = 2598.53 KJ / Kg

hsal (vapor) = 3432.4104 KJ / Kg

Condiciones de temperatura de los gases a la entrada y salida del

sobrecalentador:

Ten (gases) = No se conoce

Tsal (gases) = 374.4° C = 647,4 °K

vaporm = 153.375,81 Kg / hr

Q = vaporm x (hsal – hen) = 153.375,81 Kg/hr x (3432.4104 - 2598.53)

KJ / Kg

Q = 127.897.081,36 KJ / hr

Q = gasesm x Cp x ΔT

TsalCpm

QTen

gases

+×

=

K647.4ºKkJ/kgº1.412kg/h186.467,15

kJ/h1,36127.897.08Ten +

×=

Ten = 1133,18°K = 860,18°C

Teng = 860ºCTsalg = 374.4ºC

Tenv = 336.7ºC

Tsalv = 540ºC

T1

T2

63

Cálculo de área del sobrecalentador:

A = Tm x U

Q

U = 41.864 KJ / m2hr°C (coeficiente de transferencia de calor global)

)/TLn(T

TTTm

21

21 −=

T1 = Ten(gases) - Tsal(vapor)

T1 = 860 °C - 540°C

T1 = 320 °C

T2 = Tsal(gases) - Ten(vapor)

T2 = 374.4°C – 336.7°C

T2 = 37.7°C

7.7)Ln(320,2/3

37.7320,2Tm

−=

Tm = 132°C

A = C)C)(132ºhrºm(41.864Kj/

1,36Kj/hr127.897.082

A = 23.136 m2

64

Cálculo del número de tubos

Los diámetros de las tuberías del sobrecalentador está de 2 a 3 in y la

velocidad del vapor de 3,7 a 4,3 m/seg.

4/dV

GNt

2π×=

d = (2 – 3 in), diámetro seleccionado 2 in = 0.0508 m

V = 3.7 – 4.3 m/seg, velocidad seleccionada = 3.7 m/seg = 13320 m/hr

G = vaporm x vprom

2

vvgvprom 1+

=

Vg (15.4 Mpa)= 9.91516 x 10

-3

m

3

/Kg

V1

(14 Mpa y 540ºC) = 24.3 x 10

-3

m

3

/Kg

2

103.241091516.9 33 −− ×+×=vprom

vprom = 0.0171 m3/Kg

G = 153.375,81 Kg/hr x 0.0171 m3/Kg

G = 2.623,89 m3/hr

/4π(0.0508)33201

2.623,89Nt

2×=

65

Nt = 97 tubos

xNpNtDext

ciatransferendeAreaLtubo

π××=

Tubo 2”Sch 80S

Dext = 2.375 in = 0.060325 m

Dint = 1.939 in = 0.049250 m

πx50970.060325

23.136Ltubo

××=

m 25,12Ltubo =

Tiro Mecánico

Cálculo de la temperatura media en la chimenea

Tmg = Ta + C(Tg – Ta)

Donde:

Tg = Temperatura a la salida del precalentador de aire = 100ºC (672ºR)

Ta = Temperatura ambiente = 37.7ºC (559.53ºR)

C = Constante empírica entre 0.85 y 0.95. Se asumirá 0.90

Tmg = 559.53 + 0.9(672 – 559.53)

Tmg = 660.75ºR

Cálculo del caudal de los gases

Por la ecuación de gas ideal:

P x v = R x T (1)

Por la ecuación de caudal:

66

gases

gasesgasesgases m

QvvmQ

=⇒= (2)

Sustituyendo (2) en (1) y despejando Qgases:

3600144P

RTmQ

gasesgases ××

=

Donde:

=gasesm 18.6467,16 kggases/h = 410.227,74 lbmgases/h

R = Constante de los gases = 53.31 lbfpie/lbmºR

T = Tmg = 660.75ºR

P = Presión atmosférica = 14.7 psi

36001447.14

75.66031.5374,227.410

××××=gasesQ

Qgases = 1.896,32 pies3/s = 53,7 m3/s

Diseño de la chimenea

Según el libro de Centrales de Vapor de Gaffert, pág. 396, conviene que la

chimenea se unos 6 a 15 metros más elevada que los edificios que se encuentran

en los alrededores. Por ello, se asumirá una altura de chimenea de 40 m.

Cálculo del diámetro interno

Q = VA

2d4

VQπ=

V

Q4d

π=

Según Gaffert, pág. 396, la práctica industrial permite velocidades de 1070 a

1830 m/min para determinar el diámetro interno de la corona de la chimenea.

Se seleccionó un promedio de V = 1450 m/min = 24.17 m/s

67

)17.24(

)7,53(4

π=d

d = 1.68 m

La temperatura de salida es:

2

TTT

outgingmg

+=

Toutg = 2Tmg - Ting

Toutg = 2x660.75 – 672

Toutg = 649,6 ºR

Selección de los ventiladores de tiro inducido y tiro forzado

Con el caudal Q = 53,7 m3/s = 3.221,9 m3/min se buscan los ventiladores en la

tabla XLI del libro Centrales de Vapor de Gaffert , pág. 581. La selección que se

realizó se observa a continuación:

Ventiladores de tiro forzado: Serie SHLD

Nº de ventilador: 12

Velocidad (rpm): 880

Presión (mmH2O): 250.6

Potencia (Hp): 219

Ventiladores de tiro inducido: Serie SCLD

Nº de ventilador: 12

Velocidad (rpm): 880

Presión (mmH2O): 340

Potencia (Hp): 305

Dimensiones del ventilador “Búfalo Forge” de doble admisión para tiro forzado,

serie SCLD (mm): (extraídas de la fig. 423 del libro de Gaffert, pág. 578)

A = 1695

B = 1587

C = 1270

68

D = 1067

E = 1405

F = 1251

G = 1765

Boca vertical arriba H = 1270

Boca vertical abajo H = 1905

Boca horizontal arriba H = 1524

Boca horizontal abajo H = 1029

S = 1156

Dimensiones del ventilador “Búfalo Forge” de doble admisión para tiro inducido,

serie SHLD (mm): (extraídas de la fig. 424 del libro de Gaffert, pág. 579)

A = 1587

AA = 1353

B = 1270

C = 1695

D = 1480

E = 1505

F = 1251

69

G = 1880

H = 1067

Tipo A:

J = 4369; K = 1524, L = 3607

Tipo B:

J = 3454, K = 1168, L = 2845

M = 2261

N = 762

Cálculo del tiro de la chimenea

+−

+=

273T

371

273T

353HD

ga

Donde:

D = Tiro en mmH2O ó kg/m2

H = Altura de la chimenea = 40 m

70

Ta = Temperatura del aire en ºC = 37.7ºC

Tg = Temperatura del gas en ºC = 374.4ºC

+−

+=

273374.4

371

27337.7

35340D

D = 22.5 mmH2O ó kg/m2

Como la producción de la caldera es de 153.375,816 kg/hr = 169,07 ton/h,

extrapolando de la fig. 309, pág. 394 del libro de Gaffert:

Pérdida total de tiro: 455

Pérdida de aspiración: 225 mmH2O

Pérdida de presión de aire: 240 mmH2O

71

Parte Teórica

Turbinas de vapor. Alabes de acción turbinas de acciónTipos de alabes

Alabes de reacción turbinas de reacción

Simple o de acción. Presión escalonada.

CAPÍTULO IVCAPÍTULO IVDISEÑO Y SELECCIÓN DEDISEÑO Y SELECCIÓN DE

LA TURBINALA TURBINA

72

Turbinas de acción Velocidad escalonada. Presión y velocidad escalonada.

Turbina simple o de acción: La energía potencial debido a la presión y a la energía interna, se transforma en energía cinética al atravesar las toberas, y la caída de presión es completa en las toberas. Consta de un escalón y una tobera. La forma del álabe es simétrica con respecto a su plano medio.Turbina con escalonamiento de presión. Si tiene dos escalones se puede considerar como dos turbinas simples de libre acción montadas en serie, cada una completa con sus toberas y rodete. Escalonamiento que suele llamarse disposición Rateau. La caída de presión se realiza en dos saltos con igualdad de energía en ambos rodetes.Turbina con escalonamiento de velocidad. La caída total de presión tiene lugar en un solo juego de toberas, que es llamada disposición Curtis. La conversión completa de la energía potencial en energía cinética tiene lugar en las toberas, pero sólo se absorbe en cada escalón la mitad de dicha energía.Turbina con presión y velocidad escalonada: Una combinación de las dos anteriores, montadas en serie.

Turbina de reacción o de alabes Parsons: En este tipó se utiliza una caída parcial de presión para lanzar vapor contra los álabes móviles. La presión se reduce más aun en los álabes, con la resultante creación de energía cinética y directa utilización, accionando los rodetes por reacción de los álabes. Se emplean suficientes escalones para aprovechar la expansión del vapor hasta la presión de escape.

ToberaLas toberas son usadas para la expansión del vapor, desde una presión dada hasta una presión más baja; por lo general son de forma convergente- divergentes. La forma estándar es el cono recto.Para una condición inicial dada, suponiendo la expansión adiabática tenemos que:Presión < Presión critica. El cambio de velocidad del medio expansivo < cambio de volumen especifico.Presión > Presión critica. El cambio de velocidad del medio expansivo > cambio de volumen especifico.Si la presión de descarga > Pcritica , solo se necesita emplear un cono.Para el vapor de agua inicialmente saturada Pcritica= 0,58*P1, y para el recalentamiento Pcritica = 0,55*P1

73

Determinación de las dimensiones de la toberaFuerza producida por la expansión del vapor de agua en una tobera Se asume que:Velocidad chorro,entrada = V1 = 610 m/sVelocidad un alabe móvil = Velocidad rodete = U = 122 m/sAdmitiendo una corriente sin rozamientoR1 y R2 : velocidad del vapor con relación al rodete.

Velocidad relativa de choque = 610 – 122 = 488 m/sVelocidad absoluta del chorro, salida = V2 = 488 – 122 = 366 m/s

Frotación = m x a =

Frotación = kgDonde W = peso del vapor en Kg/s y g = 9,81 m/s2 Los alabes toman el vapor de entrada y lo invierten:W = 1 Kg/s

F alabe = kg

Trabajo realizado = Falabe x Camino =

Kg-m/s

La energía cinética del vapor que entra = Por cada kilo de vapor, o sea, W = 1 Kg/s

Energia cinetica = Kg-m/s

V1

R1

U

74

Rendimiento = =

= = 64 %

Nota : Sin fricción R1 = R2, si hay fricción R2 = (0,80 .. 0,95)*R1Para evitar la velocidad de choque, el angulo de la tobera adopta un valor cercano a los 20 ° y R2 =k*R1, donde k varia desde 0,96 para R1 = 150 hasta 0,8 para R1 = 900.Cuando se tiene en cuenta el ángulo del chorro, roces y perdidas por remolinos en un alabe de la turbina, la mejor velocidad del rodete es de 45% de la velocidad del chorro o un 90% de la velocidad teórica del rodete.El Número de escalones lo define el hecho de que el vector de velocidad de escape (V2), llegue a ser paralelo al eje o perpendicular al plano de rotación de los rodetes.Ejemplo: Turbina con dos escalones, alimentada con vapor a 7 Kg/cm2, y escape a la presión atmosférica. h vapor saturado, 7 kg/cm2 = 660 kCal/Kgh vapor escape, 1 kg/cm2 = 582 kCal/KgCalor aprovechable = 660 – 582 = 78 kCal/Kg

Energía cinetica =

Velocidadchorro = V1 = = 810 m/sSe considera la velocidad deseable del rodete = 150 m/s

Desarrollo

75

Esatdo114000 presión

146.072,20 dm3432,4104 entalpia

336 Tsat

Trabajo836,10

Estado 2 Estado 3 Estado 4 Estado 5 estado 6 Estado 76500 2800 1000 270 47,39 6,89

17.059,33 12.406,81 7.851,72 7.749,23 6.136,15 94.868,973252,475125 3087,06848 2922,52527 2748,20344 2554,27173 2377,45451

280,8 230 180 130 80 38,7

Selección de la TurbinaTurbina SIEMMENS S600Tadm = 540ºC

η = 75%

Padm = 14 MPa

Psal = 6,89 kPa

Wtur = 100 MWWreq = 150 MW

Catalogo Turbinas de vapor industriales Siemens

SST-600Hasta 100 MWLa SST-600 es una turbina de carcasa simple,con reductor o accionamiento directo; aptatanto para accionamientos de generador comomecánicos. Se emplea en aplicaciones a medidapara los procesos más complejos en industria ygeneración de energía.

76

Datos técnicos• Potencia entregada de hasta 100 MW• Presión de entrada de hasta 140 bar• Temperatura de entrada de hasta 540 °C• Velocidad de giro de 3.000 – 15.000 rpm• Extracción controlada doble de hasta 65 bar• Hasta 5 tomas, a varios niveles de presión• Presión del vapor de salida: contrapresión deHasta 55 bar o condensación• Área de escape 0,175 m2 – 3,5 m2Dimensiones típicasLongitud 19 mAncho 6 mAltura 5 mCaracterísticas• Contrapresión / Condensación• Módulos de turbina normalizados,periféricos modulares• Carcasa interior diseñada para altosparámetros de vapor• Posible segunda inyección de vapor• Diseño en paquete de la unidad• Escape radial / axial• Altamente caracterizada a cada aplicación

• Trayecto de vapor a medida del cliente

Para el proyecto se divide la potencia requerida en seis turbinas, con una carga

por turbina de 33 MW.

Calculo del diámetro del rotor (Dx)

Según Gaffert, la velocidad máxima requerida del último alabe es de 300 m/s.

U = 300 m/s.

77

El área de paso por la última corona debe calcularse, según Gaffert, sobre la

base del área axial mediante la siguiente ecuación:

Por referencia al libro de Gaffert (pág. 42) se aconseja:

h = 0.2 a 0.25Dx

Área de escape = 1.1 a 1.33 kW/cm2

Asumiendo,

Área anular = 8.23 m2

Cálculo del diámetro del rotor Dx

Asumiendo un valor de U igual a 300 m/s se tiene:

60

NDU xπ

= (Ecuación 16.17, pág. 389. Polo Encina)

min)/rev3600(

)s/m300(60

N

U60Dx π

=π

=

Dx = 1.592 m

Cálculo del diámetro de la primera corona D1

Según Gaffert, pág. 42, para turbinas con condensador, D1 viene a ser:

75.2

Da

5.2

DD xx

1 =

78

Asumiendo 75.2

DD x

1 =

75.2

m592.1D1 =

D1 = 0.58 m

Cálculo del diámetro promedio Dm

2

DDD 1x

m+

=

mDm 2

)579.0592.1( +=

Dm = 1.085 m

Cálculo de la velocidad periférica del rotor U

60

NDU mπ

=

60

)086.1)(3600(U

π=

U = 204.55 m/s

Para un mejor rendimiento de la turbina de vapor se debe utilizar una turbina

de acción en la parte de alta presión y una turbina de reacción en la parte de baja

presión.

Turbina de Acción. Parte de Alta Presión

Dentro de la turbina de acción existen dos tipos de escalonamientos como se

explicó en el marco teórico: los de presión y los de velocidad. Sin embargo,

existen tres arreglos posibles para este tipo de turbina: escalonamiento de presión

o Rateau, escalonamiento de velocidad o de Curtis completamente o la

combinación de ambos. El tipo de arreglo a seleccionar será el más conveniente

en cuanto a eficiencia y economía.

79

La parte de alta presión se llevará a cabo hasta la extracción 4.

N = 3600 rpm

Dm = 1.085 m

P1 = 14000 kPa

h1 = 3432.4104 kJ/kg

U = 204.71 m/s

P4 = 1000 kPa

h4 = 2922,5253 kJ/kg

dm= 146.072,20 Kg/hr = 40,58 Kg/s

Escalonamiento de velocidad

De acuerdo con el libro “Energía mediante vapor, aire o gas” (Cap. XI, pág.

264) la variación de entalpía se convierte en energía cinética a medida que el

vapor circula por la tobera, por lo que:

J = Equivalente mecánico = 426

Considerando 1 kg de vapor, puesto que el escalonamiento es independiente

del flujo de masa

80

Según el libro “Energía mediante vapor, aire o gas”, el número de

escalonamientos es por tanto:

Se emplean 3 escalonamientos de velocidad o escalonamientos de Curtis

Escalonamiento de presión

Velocidad del vapor a absorber en cada escalonamiento = Videal = V

V = 409.42 m/s

Para 1 kg de vapor:

Según el libro “Energía mediante vapor, aire o gas”, el número de

escalonamientos de presión se calcula mediante:

81

Se emplean 6 escalonamientos de presión o escalonamientos Rateau

Turbina de Reacción. Parte de Baja Presión y Alta Velocidad

N = 3600 rpm

Dm = 1.085 m

P4 = 1000 kPa

h4 = 2922,5253 kJ/kg

P7 = 6.89 kPa

h7 = 2377.4545 kJ/kg

Asumiendo 1 kg de vapor, puesto que el escalonamiento es independiente del

flujo de masa. La caída de entalpía por cada medio escalonamiento y por segundo

es igual a la energía cinética

La velocidad de los álabes Vp es igual a la velocidad periférica del rotor,

entonces, Vp = 204.55 m/s

La caída total de entalpía es

82

El número teórico de escalonamientos de reacción es:

Por lo tanto, se emplearán 13 escalonamientos para la turbina de reacción.

La turbina seleccionada es de dos etapas. La primera etapa (alta presión) es

una turbina de acción con 6 escalonamientos Rateau o de presión. La capacidad

de transformación de energía del escalonamiento Curtis es más grande que la del

escalonamiento Rateau con menos escalonamientos y con una construcción más

económica, sin embargo, el escalonamiento Rateau es más eficiente. Para un

gran rendimiento todas las turbinas de acción diseñadas emplean enteramente el

escalonamiento Rateau. La segunda etapa (baja presión) es una turbina de

reacción de flujo axial denominada turbina Parsons, con 13 escalonamientos y 3

extracciones, dos hacia los intercambiadores y la última hacia el condensador.

Este análisis comprueba que las turbinas de reacción poseen más

escalonamientos que las turbinas de acción.

La fracción de potencia de la turbina que puede perderse en el extremo de la

máquina correspondiente al escape puede calcularse con referencia a la fig. 43 de

la pág. 49 del libro de Gaffert. Para una sección de área anular de 10.9 m2 y una

velocidad de giro de 3600 rpm se tiene una pérdida en el escape aproximada a

1100 kW.

83

CAPÍTULO VCAPÍTULO VDISEÑO Y SELECCIÓN DE LASDISEÑO Y SELECCIÓN DE LAS

BOMBAS BOMBAS

PARTE TEORICA

84

Bombas

Las bombas se clasifican en tres tipos principales:

• De émbolo alternativo.

• De émbolo rotativo.

• Rotodinámicas.

Los dos primeros operan sobre el principio de desplazamiento positivo, es decir,

que bombean una determinada cantidad de fluido (sin tener en cuenta las fugas

independientemente de la altura de bombeo).

El tercer tipo debe su nombre a un elemento rotativo, llamado rodete, que

comunica velocidad al líquido y genera presión. La carcaza exterior, el eje y el

motor completan la unidad de bombeo.

En su forma usual, la bomba de émbolo alternativo consiste en un pistón que tiene

un movimiento de vaivén dentro de un cilindro.

Un adecuado juego de válvulas permite que el líquido sea aspirado en una

embolada y lanzado a la turbina de impulsión en la siguiente.

En consecuencia, el caudal será intermitente a menos que se instalen recipientes

de aire o un número suficiente de cilindros para uniformar el flujo.

Aunque las bombas de émbolo alternativo han sido separadas en la mayoría de

los campos de aplicación por las bombas rotodinámicas, mucho más adaptables,

todavía se emplean ventajosamente en muchas operaciones industriales

especiales.

Las bombas de émbolo rotativo generan presión por medio de engranajes o

rotores muy ajustados que impulsan periféricamente al líquido dentro de la

carcaza cerrada.

El caudal es uniforme y no hay válvulas. Este tipo de bombas es eminentemente

adecuado para pequeños caudales (menores de 1 pie3/s y el líquido viscoso). Las

variables posibles son muy numerosas.

La bomba rotodinámica es capaz de satisfacer la mayoría de las necesidades de

la ingeniería y su uso está muy extendido.

Su campo de utilización abarca desde abastecimientos públicos de agua, drenajes

y regadíos, hasta transporte de hormigón o pulpas.

Los diversos tipos se pueden agrupar en:

a. Centrífugos.

85

Son el tipo más corriente de bombas roto dinámicas, y se denomina así porque la

cota de presión que crean es ampliamente atribuible a la acción centrífuga.

Pueden estar proyectadas para impulsar caudales tan pequeños como 1 gal/min. o

tan grandes como 4.000.000 gal/min, mientras que la cota generada puede variar

desde algunos pies hasta 400. El rendimiento de las de mayor tamaño puede

llegar al 90%.

El rodete consiste en cierto número de álabes curvados en dirección contraria al

movimiento y colocados entre dos discos metálicos.

El agua entra por el centro u ojo del rodete y es arrastrada por los álabes y

lanzada en dirección radial. Esta aceleración produce un apreciable aumento de

energía de presión y cinética. A la salida, el movimiento del fluido tiene

componentes radial y transversal.

Para que no haya una pérdida notable de energía, y por tanto de rendimiento, es

esencial transformar en la mayor medida posible la considerable cota cinemática a

la salida del rodete en la más útil cota de presión.

Normalmente, esto se consigue construyendo la carcaza en forma de espiral, con

lo que la sección del flujo en la periferia del rodete va aumentando gradualmente.

Para caudales grandes se usa el rodete de doble aspiración, que es equivalente a

dos rodetes de simple aspiración ensamblados dorso con dorso; esta disposición

permite doblar la capacidad sin aumentar el diámetro del rodete.

Es más cara de fabricar, pero tiene la ventaja adicional de solucionar el problema

del empuje axial.

En ambos casos, las superficies de guía están cuidadosamente pulimentadas para

minimizar las pérdidas por rozamiento.

El montaje es generalmente horizontal, ya que así se facilita el acceso para el

entretenimiento. Sin embargo, debido a la limitación del espacio, algunas unidades

de gran tamaño se montan verticalmente.

Las proporciones de los rodetes varían dentro de un campo muy amplio, lo que

permite hacer frente a una dilatada gama de condiciones de funcionamiento.

Por ejemplo, los líquidos con sólidos en suspensión (aguas residuales) pueden ser

bombeados siempre que los conductos sean suficientemente amplios.

Inevitablemente habrá alguna disminución de rendimiento.

Para que la bomba centrífuga esté en disposición de funcionar satisfactoriamente,

tanto la tubería de aspiración como la bomba misma, han de estar llenas de agua.

Si la bomba se encuentra a un nivel inferior a la del agua del pozo de aspiración,

siempre se cumplirá esta condición, pero en los demás casos hay que expulsar el

86

aire de la tubería de aspiración y de la bomba y reemplazarlo por agua; esta

operación se denomina cebado.

El mero giro del rodete, aún a alta velocidad, resulta completamente insuficiente

para efectuar el cebado y sólo se conseguirá recalentar los cojinetes.

Los dos métodos principales de cebado exigen una válvula de retención en la

proximidad de la base del tubo de aspiración, o en las unidades mayores, la ayuda

de una bomba de vacío.

En el primer caso, se hace entrar el agua de la tubería de impulsión o de cualquier

otra procedencia, en el cuerpo de bomba y el aire es expulsado por una llave de

purga

Se ha desarrollado una bomba centrífuga, la cual fue concebida, teniendo como

objetivos un rendimiento de trabajo que sea óptimo, una gran variedad de

aplicaciones y una fácil Mantención del equipo.

El cuerpo húmedo de esta bomba, está fabricado en un polímero de grandes

cualidades mecánicas y de excelente resistencia química.

Estos materiales evitan las incrustaciones de partículas, y además no son

afectados por problemas de cavitación.

Las aplicaciones de esta bomba son de óptimo rendimiento en PLANTAS DE

ACIDO, AGUA DE COLA, AGUAS MARINAS, y en general en lugares con gran

concentración de CORROSIVOS. Además tiene una muy buena aplicación en la

INDUSTRIA ALIMENTICIA dado que no contamina los productos.

Las bombas están disponibles en materiales del acero termoplástico e inoxidable,

diseños del mecanismo impulsor para las aplicaciones horizontales y verticales.

La construcción rugosa proporciona una resistencia excelente al producto químico

y a la corrosión.

Las aplicaciones típicas son proceso químico, laminado de metal, piezas que

lavan sistemas, fabricación de la tarjeta de circuito impresa, foto que procesa,

productos farmacéuticos, semiconductores, etc.

a. Para alturas superiores a 200 pies se emplean normalmente bombas

múltiples o bombas de turbina.

Este tipo de bomba se rige exactamente por el mismo principio de la

centrífuga y las proporciones del rodete son muy semejantes.

Consta de un cierto número de rodetes montados en serie, de modo que el

agua entra paralelamente al eje y sale en dirección radial.

La elevada energía cinética del agua a la salida del rodete se convierte en

87

energía de presión por medio de una corona difusora formada por álabes

directores divergentes. Un conducto en forma de S conduce el agua en

sentido centrípeto hacia el ojo del rodete siguiente.

El proceso se repite en cada escalonamiento hasta llegar a la salida. Si se

aplica un número suficiente de escalonamientos, puede llegarse a obtener

una cota de 4.000 pies. De hecho, la cota máxima vendrá probablemente

dictada por el costo de reforzamiento de la tubería más que por cualquier

limitación de la bomba.

b. Múltiples.

Son del tipo múltiple, con montaje vertical y diseñado especialmente para la

elevación del agua en perforaciones angostas, pozos profundos o pozos de

drenaje.

Resultan adecuadas para perforaciones de un diámetro tan pequeño como

6 pulg. y con mayores diámetros son capaces de elevar cantidades de agua

superiores a un millón de galones por hora desde profundidades de hasta

1.000 pies.

Normalmente se diseñan los rodetes de forma que lancen el agua en

dirección radial-axial, con objeto de reducir a un mínimo el diámetro de

perforación necesario para su empleo.

La unidad de bombeo consiste en una tubería de aspiración y una bomba

situada bajo el nivel del agua y sostenida por la tubería de impulsión y el

árbol motor. Dicho árbol ocupa el centro de la tubería y está conectado en

la superficie al equipo motor.

Cuando la cantidad de agua que se ha de elevar es pequeña o moderada, a

veces es conveniente y económico colocar la unidad completa de bombeo

bajo la superficie del agua.

Así se evita la gran longitud del árbol, pero en cambio se tiene la desventaja

de la relativa inaccesibilidad del motor a efectos de su entretenimiento.

c. De columna.

Este tipo de bomba es muy adecuado cuando hay que elevar un gran

caudal a pequeña altura.

Por esto, sus principales campos de empleo son los regadíos, el drenaje de

terrenos y la manipulación de aguas residuales.

88

El rendimiento de esta bomba es comparable al de la centrífuga. Por su

mayor velocidad relativa permite que la unidad motriz y la de bombeo sean

más pequeñas y por tanto más baratas.

La altura máxima de funcionamiento oscila entre 30 y 40 pies. Sin embargo,

es posible conseguir mayores cotas mediante 2 ó 3 escalonamientos, pero

este procedimiento raramente resulta económico. Para grandes bombas se

adopta generalmente el montaje vertical, pasando el eje por el centro de la

tubería de salida

El rodete es de tipo abierto, sin tapas, y su forma es análoga a la de una

hélice naval.

El agua entra axialmente y los álabes le imprimen una componente

rotacional, con lo que el camino por cada partícula es una hélice circular.

La cota se genera por la acción impulsora o de elevación de los álabes, sin

que intervenga el efecto centrífugo.

La misión de los álabes fijos divergentes o álabes directores es volver a

dirigir el flujo en dirección axial y transformar la cota cinemática en cota de

presión.

Para evitar la creación de condiciones favorables al destructivo fenómeno

de favitación, la bomba de flujo axial se ha de proyectar para poca altura de

aspiración.

De hecho, es preferible adoptar en la que el rodete permanezca siempre

sumergido, ya que así la bomba estará siempre cebada y lista para

comenzar a funcionar.

El objeto del sifón es evitar el riesgo de que se averíe la válvula de

retención, que de otro modo tendría lugar una inversión del flujo en la

tubería, con lo que la bomba funcionaría como una turbina.

La acción sifónica se interrumpe mediante una válvula de mariposa.

Esta válvula está en ligero equilibrio hacia la posición de abierta y en el

instante en que cesa el bombeo, la válvula se abre y entra el aire, con lo

que se evita la inversión del flujo.

La estación de bombeo puede automatizarse por medio de electrodos

inmersos en el pozo de aspiración para controlar el funcionamiento de la

bomba.

d) de paleta

Existen varios tipos de bombas de paletas, ellas podrán ser:

89

• 1.- De paletas deslizantes, con un número variante de ellas montadas en un

rotor ranurado. Según la forma de la caja se subdividen en bombas de simple,

doble o triple cámara, si bien raramente se emplean tales denominaciones. La

mayoría de las bombas de paletas deslizantes son de una cámara. Como

estas máquinas son de gran velocidad de capacidades pequeñas o moderadas

y sirven para fluidos poco viscosos, se justifica el siguiente tipo de

clasificación.

• 2.- Bomba pesada de paleta deslizante, con una sola paleta que abarca todo el

diámetro. Se trata de una bomba esencialmente lenta, para líquidos muy

viscosos.

• 3.- Bombas de paletas oscilantes, cuyas paletas se articulan en el rotor. Es

otro de los tipos pesados de bomba de paleta.

• 4.- Bombas de paletas rodantes, también con ranuras en el rotor pero de poca

profundidad, para alojar rodillos de elastómero en el lugar de paletas, se trata

de un modelo patentado.

• 5.- Bomba de leva y paleta, con una sola paleta deslizante en una ranura

mecanizada en la caja cilíndrica y que, al mismo tiempo, encaja en otra ranura

de un anillo que desliza sobre un rotor accionado y montado excéntricamente.

El rotor y los anillos que ejercen el efecto de una leva que inicia el movimiento

de la paleta deslizante. Así se elimina el rascado de las superficies. Se trata de

una forma patentada que se emplea principalmente como bomba de vacío.

• 6.- Bomba de paleta flexible, que abrazan un rotor de elastómero de forma

esencial giratorio dentro de una caja cilíndrica. En dicha caja va un bloque en

media luna que procura un paso excéntrico para el barrido de las paletas

flexibles de rotor.

e) de tornillo

Las bombas de tornillo son un tipo especial de bombas rotatorias de

desplazamiento positivo, en el cual el flujo a través de los elementos de

bombeo es verdaderamente axial.

El líquido se transporta entre las cuerdas de tornillo de uno o más rotores y

se desplaza axialmente a medida que giran engranados.

La aplicación de las bombas de tornillo cubren una gama de mercados

diferentes, tales como en la armada, en la marina y en el servicio de aceites

combustibles, carga marítima, quemadores industriales de aceite, servicio

de lubricación de aceite, procesos químicos, industria de petróleo y del

90

aceite crudo, hidráulica de potencia para la armada y las máquinas -

herramientas y muchos otros.

La bomba de tornillo puede manejar líquidos en una gama de viscosidad

como la melaza hasta la gasolina, así como los líquidos sintéticos en una

gama de presiones de 50 a 5.000 lb/pulg2 y los flujos hasta de 5.000 gpm.

Debido a la relativamente baja inercia de sus partes en rotación, las

bombas de tornillo son capaces de operar a mayores velocidades que otras

bombas rotatorias o alternativas de desplazamiento comparable.

Algunas bombas de lubricación de aceite de turbina adjunta operan a

10.000 rpm y aún mayores. Las bombas de tornillo, como otras bombas

rotatorias de desplazamiento positivo son de autocebado y tienen una

característica de flujo que es esencialmente independiente de la presión.

La bomba de tornillo simple existe sólo en número limitado de

configuraciones. La rosca es excéntrica con respecto al eje de rotación y

engrana con las roscas internas del estator (alojamiento del rotor o cuerpo).

Alternativamente el estator está hecho para balancearse a lo largo de la

línea de centros de la bomba.

Las bombas de tornillos múltiples se encuentran en una gran variedad de

configuraciones y diseños. Todos emplean un rotor conducido engranado

con uno o más rotores de sellado. Varios fabricantes cuentan con dos

configuraciones básicas disponibles, la construcción de extremo simple o

doble, de las cuales la última es la más conocida.

DESARROLLO

La bomba de condensado

Descarga Estado 9 Succión Estado 8P (kPa) 270 6,89h (kJ/kg) 162,5334 162,1442T (°C) 38,8 38,7ve (m3/kg) 0,001 0,001m' (kg/hr) 101.005,12 Condensado 101.005,12

91

El sistema consta de dos bombas provenientes del condensador; una puesta

en servicio trabajando al 100% de su capacidad (manejando todo el caudal) y la

otra en modo de reserva, para cubrir cualquier posible falla.

En este caso seleccionamos la bomba axial (tipo pozo), ya que se requieren

altos caudales y no requiere altas presiones.

La succión de la bomba

Presión Temperatura

( °C)

Volumen Especifico

(m3/kg)

Velocidad

(m/s)

Flujo de masa

(Kg/hr)

6,89

(kPa)

38,7 1,005 x 10 -3 1,65 101.005,12

0,680

(m H2O)

Diametro de la tuberia de succión

Se recomienda que la capacidad de la bomba sea 20% mayor que el flujo

másico de condensado. (Libro de Potter, página 545). Esto implica que

Q = 121,21 m3/hr

Por definición:

Caudal = Velocidad x Area transversal

(Velocidad = 1.2 a 2.1 m/s según Crane, Cap. 3, pág. 310).

Tomando la media:

Velocidad = 1,65 x 3600 = 5940 m/hr

92

Ds =0,1612 m = 16,12 cm = 6,35 pulgadas

Cálculo de la presión de succión

PSucción = Pentrada + hs – (hL + hf)

Pentrada = 6,89 kPa = 6,89/10,13= 0.680 m H2O

hs = Altura de succión = 5 m H2O (Asumido)

hL = Pérdidas locales producidas por los accesorios (m H2O)

hf = Pérdidas por fricción en la tubería (m H2O)

En este tipo de bombas no se producen pérdidas debido a que no existe

contacto directo entre la tubería de descarga del condensador y la succión de la

bomba, por lo tanto hL = hf = 0.

PSucción = 0.680 + 5 = 5,680 m H2O

La descarga de la bomba

Presión Temperatura

( °C)

Volumen Especifico

(m3/kg)

Velocidad

(m/s)

Flujo de masa

(Kg/hr)

270

(kPa)

38,8 1,005 x 10 -3 1,65 101.005,12

26,65

(m H2O)

Diámetro de la tubería de descarga

Se recomienda que la capacidad de la bomba sea 20% mayor que el flujo

másico de condensado. (Libro de Potter, página 545). Esto implica que

93

Q = 121,21 m3/hr

Por definición:

Caudal = Velocidad x Area transversal

(Velocidad = 1.2 a 2.1 m/s según Crane, Cap. 3, pág. 310).

Tomando la media:

Velocidad = 1,65 x 3600 = 5940 m/hr

Ds =0,1612 m = 16,12 cm = 6,35 pulgadas

Cálculo de la presión de descarga

Pdescarga = Psalida - (hL + hf)

Psalida = P9 = 270 kPa = 270/10,13= 26,65 m H2O

hL = Pérdidas locales producidas por los accesorios (m H2O)

hf = Pérdidas por fricción en la tubería (m H2O)

Pérdidas locales

Constante Klc Klv kltValor 0,75 0,042 10,84Cantidad 1 1 1Velocidad (m/s) 1,65G (m/s2) 9,807

94

Accesorios : 1 codo de 6 pulgadas, 90 grados (hLC) 1 valvula de bola de 6 pulgadas (hLV) 1 tee de 6 pulgadas (hLT)

hL =1x hLC + 1 x hLV + 1 x hLT

Presión perdida por el codo en m H2O

Para codos de 90º: k = 0.5 < Klc < 0.75 (Tabla 4, pág. 396. Schaum).

Klc = 0,75

hlc = 0,1041 m H2O

Presión perdida por la valvula de bola)Klv = 3 x ft y ft= 0,014 ( tablas A-24, libro de Crane)

Klv = 3 x 0,014 = 0,042

hlv = 0,0058 m H2O

Presión perdida por la tee

k = 60 x ft y ft = 0,014 (Tabla A-24, libro de Crane)

k = 60x0.014 = 0.84

95

hlt = 0,1166 m H2O

Por lo tanto

hL = 0,1041 + 0,0058 + 0,1166

hL = 0,22653 m H2O

Pérdidas por fricción

Utilizando la ecuación de Darcy:

f = Factor de fricción. Se determina por el Nº de Reynolds y la rugosidad

relativa

L = Longitud de la tubería.

D = Diámetro.

V = Velocidad.

g = Gravedad.

V = Velocidad

Dint = Diámetro interno

= Viscosidad cinemáticaѵ

Con T = 38.8ºC, = 5ѵ ×10-6 m2/s (Fig. 2.4, pág. 19. libro “Mecánica de Fluidos

con aplicaciones en Ingeniería” de Franzini)

96

Re = 53.190,99

Con la tabla A-216 de la pág. A-42 del libro “Flujo de fluidos en válvulas,

accesorios y tuberías” de Crane, se obtiene la rugosidad relativa e/D

e/D = 0.00025, para acero comercial.

Con Re = 64800 y e/D = 0.00025, del Diagrama de Moody:

f = 2.07×10-2 = 0.0207

hf = hfa +hfb + hfc +hfd

Tramo A (entre la descarga de la bomba y el codo)

L = 2 m (Asumido)

hfa = 0,03565

Tramo B (desde el codo hasta la válvula de bola)

L = 1 m (Asumido)

hfb = 0,01783

Tramo C (desde la válvula de bola hasta la T)

L = 1 m (Asumido)

hfc=0,01783

Tramo D (entre la T y el intercambiador)

L = 2 m (Asumido)

97

hfd= 0,03565

hf = 0.03565 + 0.01783 + 0.01783 + 0.03565

hfT = 0.10695 m H2O

PDescarga = 26,65 – 0.2265 – 0.1070

PDescarga = 26.32 m H2O

Cálculo de la altura

hB = PDescarga – PSucción

hB = 26,32 – 5.68

hB = 20.64 m

Cálculo de NSPHd

NSPHd = hs – hL – hf – Pv + PC

Pv = 0.680 m (Psat del vapor a T = 33.7ºC)

NSPHd = 5 – 0.2265 – 0.1070 – 0.680 + 0.680

NSPHd = 4.67 m

Se debe encontrar una bomba que cumpla con las siguientes características:

Caudal = 121,21 m3/h = 534,98 gpm

h = 20,64 m = 67,72 pies

NSPHd = 4.67 m = 15.31 pies

Del catálogo GOULD PUMP Manual GPM5 (pág. 518) se seleccionó una

bomba de turbina vertical, Modelo 13ALC, con las siguientes características:

N = 3550 rpm

η = 65%

Rodete: 9’’

98

Hp = 400 hp

La bomba del agua de alimentación

Descarga Estado 12 Succión Estado 11P (kPa) 14.000,00 270h (kJ/kg) 568,7682 546,2357T (°C) 133,1 130,0ve (m3/kg) 0,0011 0,0011m' (kg/hr) 146.072,20 Alimentación 146.072,20

El sistema consta de dos bombas provenientes del desaireador; una puesta en

servicio trabajando al 100% de su capacidad (manejando todo el caudal) y la otra

en modo de reserva, para cubrir cualquier posible falla.

La succión de la bomba

Presión Temperatura

( °C)

Volumen Especifico

(m3/kg)

Velocidad

(m/s)

Flujo de masa

(Kg/hr)

270

(kPa)

130 1,1 x 10 -3 1,65 146.072,2

26,65

(m H2O)

Diametro de la tuberia de succión

Se recomienda que la capacidad de la bomba sea 10% mayor que el flujo

másico del desaireador. (Libro de Potter, página 545). Esto implica que

Caudal = 176,75 m3/hr

Por definición:

Caudal = Velocidad x Area transversal

99

(Velocidad = 1.2 a 2.1 m/s según Crane, Cap. 3, pág. 310).

Tomando la media:

Velocidad = 1,65 x 3600 = 5940 m/hr

Ds =0,1946 m = 19,46 cm = 7,66 pulgadas

Cálculo de la presión de succión

PSucción = Pentrada + hs – (hL + hf)

Pentrada = 270 kPa = 270/10,13= 26,654 m H2O

hs = Altura de succión = 2 m H2O (Asumido)

hL = Pérdidas locales producidas por los accesorios (m H2O)

hf = Pérdidas por fricción en la tubería (m H2O)

Pérdidas locales

Constante Klc klv kltValor 0,75 0,042 10,84Cantidad 1 1 1Velocidad (m/s) 1,65G (m/s2) 9,807

Accesorios : 1 codo de 8 pulgadas, 90 grados (hLC) 1 valvula de bola de 8 pulgadas (hLV) 1 tee de 8 pulgadas (hLT)

hL =1x hLC + 1 x hLV + 1 x hLT

Presión perdida por el codo en m H2O

Para codos de 90º: 0.5 < Klc < 0.75 (Tabla 4, pág. 396. Schaum).

Klc = 0,7

100

hlc = 0,09716 m H2O

Presión perdida por la valvula de bola)Klv = 3 x ft y ft= 0,014 ( tablas A-24, libro de Crane)

Klv = 3 x 0,014 = 0,042

hlv = 0,00583 m H2O

Presión perdida por la tee

k = 60 x ft y ft = 0,014 (Tabla A-24, libro de Crane)

k = 60x0.014 = 0.84

hlt = 0,1166 m H2O

Por lo tanto

hL = 0,09716 + 0,00583 + 0,1166

101

hL = 0,21959 m H2O

Pérdidas por fricción

Utilizando la ecuación de Darcy:

f = Factor de fricción. Se determina por el Nº de Reynolds y la rugosidad

relativa

L = Longitud de la tubería.

D = Diámetro.

V = Velocidad.

g = Gravedad.

V = Velocidad

Dint = Diámetro interno

= Viscosidad cinemáticaѵ

Con T = 130 ºC, = 2,5ѵ ×10-7 m2/s (Fig. 2.4, pág. 19. libro “Mecánica de Fluidos

con aplicaciones en Ingeniería” de Franzini)

Re = 1.284.642,37

Con la tabla A-216 de la pág. A-42 del libro “Flujo de fluidos en válvulas,

accesorios y tuberías” de Crane, se obtiene la rugosidad relativa e/D

e/D = 0.0002, para acero comercial.

Con Re = 64800 y e/D = 0.00025, del Diagrama de Moody:

102

f = 0.0145

hf = hfa +hfb + hfc +hfd

Tramo A (entre la descarga de la bomba y el codo)

L = 2 m (Asumido)

hfa = 0,02068 m H2O

Tramo B (desde el codo hasta la válvula de bola)

L = 1 m (Asumido)

hfb = 0,01034 m H2O

Tramo C (desde la válvula de bola hasta la T)

L = 1 m (Asumido)

hfc=0,01034 m H2O

Tramo D (entre la T y el intercambiador)

L = 2 m (Asumido)

hfd= 0,02068 m H2O

hf = 0.02068 + 0.01034 + 0.01034 + 0.02068

hfT = 0.062204 m H2O

PDescarga = 26,654 – 2 - 0.2196 – 0.06204

103

PDescarga = 24.372 m H2O

La descarga de la bomba

Presión Temperatura

( °C)

Volumen Especifico

(m3/kg)

Velocidad

(m/s)

Flujo de masa

(Kg/hr)

14000

(kPa)

138,1 1,1 x 10 -3 1,65 146.072,2

1382

(m H2O)

Diámetro de la tubería de descarga

Se recomienda que la capacidad de la bomba sea 10% mayor que el flujo

másico de deaireador. (Libro de Potter, página 545). Esto implica que

Q = 176,75 m3/hr

Por definición:

Caudal = Velocidad x Area transversal

(Velocidad = 1.2 a 2.1 m/s según Crane, Cap. 3, pág. 310).

Tomando la media:

Velocidad = 1,65 x 3600 = 5940 m/hr

104

Ds =0,1946 m = 19,46 cm =7,66 pulgadas

Cálculo de la presión de descarga

Pdescarga = Psalida + hs - ( hL + hf)

Psalida = P12 = 14000 kPa = 14000/10,13= 1382 m H2O

hL = Pérdidas locales producidas por los accesorios (m H2O)

hf = Pérdidas por fricción en la tubería (m H2O)

Pérdidas locales

Constante klc KltValor 0,6 0,84Cantidad 1 1Velocidad (m/s) 1,65G (m/s2) 9,807

Accesorios : 1 codo de 8 pulgadas, 90 grados (hLC) 1 tee de 8 pulgadas (hLT)

hL =1x hLC + 1 x hLT

Presión perdida por el codo en m H2O

Para codos de 90º: k = 0.5 < Klc < 0.75 (Tabla 4, pág. 396. Schaum).

Klc = 0,6

hlc = 0,0833 m H2O

Presión perdida por la tee

k = 60 x ft y ft = 0,014 (Tabla A-24, libro de Crane)

105

k = 60x0.014 = 0.84

hlt = 0,1166 m H2O

Por lo tanto

hL = 0,0833 + 0,1166

hL = 0,1999 m H2O

Pérdidas por fricción

Utilizando la ecuación de Darcy:

f = Factor de fricción. Se determina por el Nº de Reynolds y la rugosidad

relativa

L = Longitud de la tubería.

D = Diámetro.

V = Velocidad.

g = Gravedad.

V = Velocidad

Dint = Diámetro interno

= Viscosidad cinemáticaѵ

106

Con T = 133.1ºC, = 3,7ѵ ×10-7 m2/s (Fig. 2.4, pág. 19. libro “Mecánica de

Fluidos con aplicaciones en Ingeniería” de Franzini)

Re = 868.000

Con la tabla A-216 de la pág. A-42 del libro “Flujo de fluidos en válvulas,

accesorios y tuberías” de Crane, se obtiene la rugosidad relativa e/D

e/D = 0.00022, para acero comercial.

Con Re = 868.000 y e/D = 0.00022, del Diagrama de Moody:

f = 0.0149

hf = hfa +hfb + hfc

Tramo A (entre la descarga de la bomba y el codo)

L = 1 m (Asumido)

hfa = 0,01063 m H2O

Tramo B (desde el codo hasta la válvula de bola)

L = 3 m (Asumido)

hfb = 0,03188

Tramo C (desde la válvula de bola hasta la T)

L = 1 m (Asumido)

107

hfc=0,01063 m H2O

PDescarga = 1382 – 0.1999 – 0.05313

PDescarga = 1357,4 m H2O

Cálculo de la altura

hB = PDescarga – PSucción

hB = 1381,8 – 24,4

hB = 1357,4 m H2O

Cálculo de NSPHd

NSPHd = hs – hL – hf – Pv + Ps

Pv = 26,7 m H2O (Psat del vapor a T = 133 ºC)

NSPHd = 2 – 0.1999 – 0.05313 – 26,7+26,7

NSPHd = 1.75 m H2O

Se debe encontrar una bomba que cumpla con las siguientes características:

Caudal = 176,75 m3/hr = 780,1 gpm

Altura = 1357,4 m H2O = 4453,4 pies

NSPHd = 1.75 m H2O = 15.31 pies

Del catálogo GOULD PUMP Manual GPM5 (pág. 518) se seleccionó una

bomba de turbina vertical, Modelo 13ALC, con las siguientes características:

N = 3550 rpm

η = 65%

Rodete: 9’’

Hp = 400 hp

La bomba en el evaporador

108

Descarga salida Succión entradaP (kPa) 100 6500h (kJ/kg) 0,0000 0,0000T (°C) 38,0 35,0ve (m3/kg) 0,00 0,00m' (kg/hr) 7.303,61 Bomba en el evaporador 7.303,61

La succión de la bomba

Presión Temperatura

( °C)

Volumen Especifico

(m3/kg)

Velocidad

(m/s)

Flujo de masa

(Kg/hr)

100

(kPa)

35 1,01 x 10 -3 1,65 7.303,61

9,872

(m H2O)

Flujo de masa = 0,05 x 146.072,2 = 7.303,61 Kg/hr

Diametro de la tuberia de succión

Se recomienda que la capacidad de la bomba sea 10% mayor que el flujo

másico. (Libro de Potter, página 545). Esto implica que

Caudal = 8,08 m3/hr

Por definición:

Caudal = Velocidad x Area transversal

109

(Velocidad = 1.2 a 2.1 m/s según Crane, Cap. 3, pág. 310).

Tomando la media:

Velocidad = 1,65 x 3600 = 5940 m/hr

Ds =0,0416 m = 4,16 cm = 1,64 pulgadas

Cálculo de la presión de succión

PSucción = Pentrada + hs – (hL + hf)

Pentrada = 100 kPa = 100/10,13= 9.8720 m H2O

hs = Altura de succión = 5 m H2O (Asumido)

hL = Pérdidas locales producidas por los accesorios (m H2O)

hL= 0,5 m H2O

hf = Pérdidas por fricción en la tubería (m H2O) = 0,5 m H2O

PSucción = 9.8720 + 5 -0,5 – 0,5 = 13,87 m H2O

La descarga de la bomba

Presión Temperatura

( °C)

Volumen Especifico

(m3/kg)

Velocidad

(m/s)

Flujo de masa

(Kg/hr)

6500

(kPa)

38 1,01 x 10 -3 1,65 7.303,61

641,658

(m H2O)

110

Diametro de la tuberia de descarga

Se recomienda que la capacidad de la bomba sea 10% mayor que el flujo

másico. (Libro de Potter, página 545). Esto implica que

Cuadal

Caudal= 8,08 m3/hr

Por definición:

Caudal = Velocidad x Area transversal

(Velocidad = 1.2 a 2.1 m/s según Crane, Cap. 3, pág. 310).

Tomando la media:

Velocidad = 1,65 x 3600 = 5940 m/hr

Ds =0,0416 m = 4,16 cm = 1,64 pulgadas

Cálculo de la presión de descarga

Pdescarga = Psalida - (hL + hf)

Psalida = P2 = 6500 kPa = 6500/10,13=641,658 m H2O

hL = Pérdidas locales producidas por los accesorios (m H2O)

hL= 0,5 m H2O (asumido)

hf = Pérdidas por fricción en la tubería (m H2O) = 0,5 m H2O

111

Pdescarga = 641,658 – 0,5 – 0,5 = 640,658 m H2O

Cálculo de la altura

hB = PDescarga – PSucción

hB = 640,658 – 9,872 = 626,787 m H2O

Cálculo de NSPHd

NSPHd = hs – hL – hf – Pv + PC

Pv = 0.5377 m H2O (Psat del vapor a T = 35 ºC)

NSPHd = 5 –0,5 – 0.5 – 0.5377 + 0.5377

NSPHd = 4.0 m H2O

Se debe encontrar una bomba que cumpla con las siguientes características:

Caudal = 8,08 m3/h = 35,67 gpm

altura = 626,79 m H2O= 2056,4 pies

NSPHd = 4.0 m H2O = 13.12 pies

Del catálogo GOULD PUMP Manual GPM5 (pág. 518) se seleccionó una

bomba de turbina vertical, Modelo 13ALC, con las siguientes características:

N = 3550 rpm

η = 65%

Rodete: 9’’

Hp = 400 hp

La bomba de recirculación

Descarga salida Succión entradaP (kPa) 137,9 100h (kJ/kg) 0,0000 0,0000T (°C) 37,5 35,0ve (m3/kg) 1,01E-03 1,01E-03m' (kg/hr) 146.072,20 Bomba de recirculación 146.072,20

La succión de la bomba

112

Presión Temperatura

( °C)

Volumen Especifico

(m3/kg)

QL

(kJ/kg)

100

(kPa)

35 1,01 x 10 -3 1446,03

9,872

(m H2O)

Calculo del caudal

Potencia = dm x QL

Dm = 101.005,12 Kg/hrPotencia = 101.072,2 x 1446,03/3600 = 40.571,23 kWCp= 4,184 kJ/kg-°C (calor especifico)

∆T = 10 °C

Flujo de agua = 969,68 Kg/hr

Se recomienda que la capacidad de la bomba sea 10% mayor que el flujo

másico. (Libro de Potter, página 545). Esto implica que

Caudal =1,1 x dm x Vesp

Caudal = 1,07 m3/hr

Diametro de la tuberia de succión

Por definición:

113

Caudal = Velocidad x Area transversal

(Velocidad = 1.2 a 2.1 m/s según Crane, Cap. 3, pág. 310).

Tomando la media:

Velocidad = 1,65 x 3600 = 5940 m/hr

Ds =0,02 m = 2 cm = 0,6 pulgadas

Cálculo de la presión de succión

PSucción = Pentrada + hs – (hL + hf)

Pentrada = 100 kPa = 100/10,13= 9.8720 m H2O

hs = Altura de succión = 2 m H2O (Asumido)

hL = Pérdidas locales producidas por los accesorios (m H2O)

hL= 0,5 m H2O

hf = Pérdidas por fricción en la tubería (m H2O) = 0,5 m H2O

PSucción = 9.8720 + 2 -0,5 – 0,5 = 10,87 m H2O

La descarga de la bomba

Presión Temperatura

( °C)

Volumen Especifico

(m3/kg)

Velocidad

(m/s)

Flujo de masa

(Kg/hr)

137,9

(kPa)

45 1,01 x 10 -3 1,65 969,68

13,613

114

(m H2O)

Diámetro de la tubería de descarga

Se recomienda que la capacidad de la bomba sea 10% mayor que el flujo

másico. (Libro de Potter, página 545). Esto implica que

Caudal

Caudal= 1,07 m3/hr

Por definición:

Caudal = Velocidad x Area transversal

(Velocidad = 1.2 a 2.1 m/s según Crane, Cap. 3, pág. 310).

Tomando la media:

Velocidad = 1,65 x 3600 = 5940 m/hr

Ds =0,02 m = 2 cm = 0,6 pulgadas

Cálculo de la presión de descarga

Pdescarga = Psalida - (hL + hf)

Psalida = 137,9 kPa =137,9/10,13 = 13,613 m H2O

hL = Pérdidas locales producidas por los accesorios (m H2O)

115

hL= 0,5 m H2O (asumido)

hf = Pérdidas por fricción en la tubería (m H2O) = 0,5 m H2O

Pdescarga = 13,613 – 0,5 – 0,5 = 12,613 m H2O

Cálculo de la altura

hB = PDescarga – PSucción

hB = 12,613 – 9,872 = 1,74 m H2O

Cálculo de NSPHd

NSPHd = hs – hL – hf – Pv + PC

Pv = 0.5377 m H2O (Psat del vapor a T = 35 ºC)

NSPHd = 2 –0,5 – 0.5 – 0.5377 + 0.5377

NSPHd = 1.0 m H2O

Se debe encontrar una bomba que cumpla con las siguientes características:

Caudal = 1,07 m3/h = 4,74 gpm

altura = 1,74 m H2O= 5,71 pies

NSPHd = 1.0 m H2O = 3.28 pies

Del catálogo GOULD PUMP Manual GPM5 (pág. 518) se seleccionó una

bomba de turbina vertical, Modelo 13ALC, con las siguientes características:

N = 3550 rpm

η = 65%

Rodete: 9’’

Hp = 400 hp

116

117

CAPÍTULO VICAPÍTULO VIDISEÑO Y SELECCIÓN DE LOSDISEÑO Y SELECCIÓN DE LOS

INTERCAMBIADORES DE CALOR INTERCAMBIADORES DE CALOR

PARTE TEORICAIntercambiadores de calor y evaporadores. Intercambiador Abiertos De Calor Cerrados

BandejaIDC Abierto Horizontal Desaireador Vertical Compuesto

118

IDC Abierto: Calentar el agua de alimentación mezclándola con vapor extraído de

la turbina

IDC Abierto de bandeja: Si el IDC esta abierto a la atmósfera, es posible calentar

el agua hasta los 100 °C. El agua de alimentación que se inyecta por una tobera

en la parte más alta del IDC, cae en la primera bandeja y va pasando a las

bandejas inferiores en forma de cascada. El vapor que viene de la turbina se

admite por la parte opuesta y un deflector que hace que fluya hacia arriba en

contracorriente con el agua que baja, mezclándose con el agua de alimentación.

Los gases no condensados se ventilan por la parte superior con un condensador

de ventilación y son enfriados por el agua que entra.

IDC desaíreador de chorro. El agua condensada se envía al condensador de

ventilación, el cual eleva su temperatura en un 30% y entra en el IDC por un

difusor. Las válvulas difusoras pulverizan el agua y la lanzan contra un deflector

que la envía hacia abajo en forma de lluvia, la cual es recolectada en la parte

inferior. El vapor se introduce en la camisa conica, presión que puede ser

constante o variar con la carga de la turbina. Al expandirse, el vapor atomiza el

agua y la envía hacia arriba desde la zona colectora; la mezcla choca contra un

deflector y cae al deposito de agua. Las pruebas demuestran que este tipo de IDC,

elimina totalmente el oxígeno y el acido carbónico. Los gases no condensados en

su recorrido hacia arriba llegan al condensador de ventilación, donde son

expulsados al exterior.

Tabla comparativa.Característica Eyector BandejaTamaño Más pequeño MayorCaida de presión de agua

0,2 a 0,35 Kg/cm2 1 a 2 psi

Caida de presión de vapor

0,01 a 0,1 kg/cm2 0 a 0,1 psi

Partes móviles Válvulas de pulverización

Válvulas de control del agua de admisión

Los IDC se construyen con una disposición vertical u horizontal. También pueden

ser de baja presión o de alta presión (espesor de la lámina de metal, y pernos de

mayor grado).

119

En la figura 115 se representa los tres tipos corrientes de calentadores de mezcla

que se usan para la desaireación. Debe notarse en las curvas que sólo se precisa

el volumen para la desaireación y que las dimensiones se dejan al criterio del

proyectista. El volumen de almacenamiento se toma arbitrariamente de 2 minuros,

pero también es usual el de 5 minutos a plena carga. El volumen señalado es

adecuado para la desaireación hasta 0,03 cm3 de oxigeno por litro.

Factores para el diseño de un IDC1- Incremento de la temperatura.

2- Presión de operación.

3- Contenido de oxigeno en la toma.

4- Origen del agua de toma.

5- Tratamiento para suprimir la dureza del agua.

6- Análisis químico del agua desaireada.

7- Desaireación requerida ( ver figura 115)

IDC Cerrado: precalentar el agua de alimentación, sin mezclarla con el vapor extraído de la turbina. El agua de alimentación pasa por tubos de cobre o bronce con un diámetro de 5/8”, ¾” o 1 pulgada, viajando hacia arriba. El vapor entra a la cámara de vapor por la parte superior del IDC y una lamina deflectora difunde el vapor sobre el haz de tubos. El vapor viaja en contracorriente, hacia abajo y sale por la parte inferior del IDC. Pozo de condesado o deposito calíente ( salida del condensador) desrecalentamiento IDC Cerrado Subenfriamiento

IDCC con desrecalentamiento: Se utiliza para precalentar el agua de alimentación a una temperatura ligeramente superior a la temperatura de saturación del vapor suministrado. Para ello se utiliza una sección en el IDC que tiene una pantalla con agujeros adecuados para tal propósito.IDCC con subenfriamiento: La diferencia de temperatura final entre el agua de alimentación que entra en el IDCC y los residuos refrigerados que salen del IDCC es de unos 5 a 8 °C. La zona de subenfriamiento puede proyectarse como parte del IDCC o un IDCC externo. La primera ley de termodinámica para los IDC

120

Primera ley de termodinámica: Q =Por lo general, no hay intercambio de calor con el medio ambiente; o sea Q = 0Por lo tanto,

Por ejemplo : IDCC

m1 * h2 + m2 * h4 = m1 * h1 + m2 * h3 Para alcanzar el máximo rendimiento se suele usar más de un intercambiador de calor en el ciclo y el calentamiento se hace por escalones iguales de temperatura para uniformar la línea del liquido.Transmisión del calor en los IDCExisten cinco resistencias al paso del calor

1- Película de vapor condensándose.

2- Incrustaciones en la superficie del tubo. ( se asume cero, si es agua destilada)

3- Resistencia del tubo. ( practicamente cero)

4- Incrustaciones en el interior. ( se asume cero, si es agua destilada)

5- Película de agua en el interior.

Ejemplo : calculo del número de tubos.Tipo = intercambiador de calor cerrado (IDCC)Flujo de agua de alimentación a través del calentador = dm= 277400 Kg/hrTemperatura del agua a la entrada del IDCC = t1 = 25 °CTemperatura del agua a la salida del IDCC = to = 64 °CPresión del vapor suministrado al IDCC = 0,3 Kg/cm2 abs.Velocidad máxima tolerable = 2,38 m/s

m1 *h2m1 * h1

m2 * h3

m2 * h4

121

Número de paso = 6Tubería = tubo de 1 pulgada de diámetro exterior, calibre #16, latón 70:30Ver figura 123Calcular

1- Coeficiente total de transmisión térmica

2- Número de tubos

3- Superficie del calentador

1- Coeficiente total de transmisión térmica (U)

Película del vapor = 9800 Kcal/m2-hr-°C (asumido)

Película del agua =

Kcal/m2-hr-°C

Donde: t = media aritmética de las temperaturas

Va = máxima velocidad admisible para el agua Di = diámetro interior del tubo en milímetros.Espesor del tubo = 1,7 mmDi = 25,4 – 2 x 1,7 = 22 mm

h =

h = 8700 Kcal/m2-hr-°C

Para el latón de 70:30, K = 287 Kcal/m2-m-hr-°C

Resistencia del tubo, m2-hr-°C/Kcal

122

Den = U = 1/Den = 4130 Kcal/m2-hr-°C

2- Media logarítmica de la diferencia de temperaturas

La temperatura de saturación a la presión de 0,3 Kg/cm2 es:

T1 = To= 67 °C. Ya que, T1 = To

°C3- Superficie de calefacción : Calor transmitido, H = U x S x MLDT

Además, H = dm*c*dT

Donde:

dm = peso del agua de alimentación en Kg/hr

c= peso especifico del agua de alimentación en Kcal/Kg-°C

c= 1 Kcal/Kg-°C

= 177 m2

Superficie de calefacción = 177 m2

4- Usando tubos de 4,267 m (14 pies) de longitud efectiva:

Superficie del cilindro= longitud x Pi x Diametro exterior

Diametro exterior = Diametro interior + 2 x espesor

123

Diametro exterior = 22 + 2 x 1,7 = 25,4 mm = 0,0254 m

Si la longitud es de 1m

Superficie exterior por metro lineal de tubo =1 x 0,0254 x 3,14 = 0,08 m2

Si se usa todo el tubo, longitud = 4,26 mSuperficie exterior del tubo = 0,08 x 4,267 = 0,34 m2Número de tubos = Superficie de calefacción/Superficie exterior del tubo

Número de tubos en el calentador = Los cálculos de los tubos, se efectúan en la práctica por medio de las curvas de transmisión obtenidas en ensayos. En la figura 124 se muestra un grupo de dichas curvas.La media logarítmica de temperatura es:

Donde:T1= temperature de entrada del vaporTo= temperature de salida del vaport1= temperature de entrada del agua de alimentación.to= temperature de salida del agua de alimentación.

TPelícula = Tsaturación – 0,8xMLDT

Se comienza obteniendo la temperatura de la película y con la velocidad del agua de alimentación se determina el coeficiente U de la figura 124. Por ultimo, se efectua la corrección debido al espesor de la pared de los tubo. La corrección por el material del tubo y grueso de las paredes se deduce del grafico de la figura 125.Ejemplo:Agua de alimentación a calentar = 34070 Kcal/hrCondición del vapor de suministro = 2,53 Kg/cm2 absEntalpia del vapor = 695 Kcal/KgTemperatura de entrada del agua de alimentación = t1 =74 °CAproximación a la temperatura limite de salida = 7,0 °CPara este calentador de presión media se usarían tubos de 5/8 de pulgada, calibre #18Temperatura de saturación a la presión de 2,53 Kg/cm2 = T1=To=127 °CTemperatura de salida del agua = to = 127 – 7 = 120 °C

MLDT = = 22,4 °C

124

Temperatura de la película = (127 – 0,8 x 22,4) = 109,1 °CVelocidad supuesta para el agua en los tubos = Va =1,80 m/s (asumida)De la figura 124, Con la temperatura de la película ( Tpelicula= 109,1 °C) y Va U = 3900 Kcal/m2-hr-°CCalor absorbido = Q = dm x c x (to-t1) = superficie x U x MLDT c= 1 Kcal/Kg-°CSiendo:34070 x 1 x (120 – 74) = superficie x 3900 x 22,4Despejando, superficie de calefacción = 17,7 m2

Del la figura 125, para tubos calibre 18, hechos de cobre arsenical se tiene que el factor de corrección es de 1,02,Superficie de calefacción = 17,7 * 1,02 = 18 m2El diámetro del tubo es 5/8 pulgadas, con un espesor de 1,3 mm1 pulgada = 25,4 mmDiámetro interior = 25,4 *(5/8) – 2*1,3 = 13,3 mmDiámetro exterior = 13,3 + 2*1,3 = 15,9 mm = 0,0159 mEl área de un cilindro = longitud x Diametroexterior x πSi el tubo tiene una longitud de 1 m, entoncesSuperfice1m = 1 x 0,0159 x π = 0,05 m2 Si se usa el tubo completo, de 4,26 mSuperficietubo = 0,05 * 4,26 = 0,213 m2

Número de tubos = superficie de calefacción / superficietubo

Número de tubos = =18/0,213 = 85 tubos

Características del funcionamiento del IDDC• Caída de presión en la tubería

• Diferencia terminal

• Depresión del pozo de condensado.

Caída de presión.

La conexión entre la turbina y el IDDC se hace con tuberías y válvulas. Se usa una válvula de equilibrio precedida por una válvula de compuerta.

Para prevenir caídas de presión excesivas:

Para baja presión ( 0,2 a 0,7 Kg/cm2 abs), se recomienda una velocidad de vapor de 1200 m/min.

Para alta presión, una velocidad de hasta 1800 o 2400 m/min.

Diferencia terminal.

125

Siempre que un flúido es calentado por otro ocurre el fenómeno de la diferencia de temperaturas. Casi nunca el flúido frio alcanza la temperatura inicial del flúido caliente. Una velocidad del agua extremadamente elevadad, tenderá a aumentar la diferencia terminal.

Diferencia terminal = temperatura del flúido caliente (vapor condensado) – temperatura del flúido frio (agua de alimentación).

Temperatura de salida del agua de alimentación, °C

Diferencia terminal, °C

30 a 110 3110 a 149 6149 a 205 9205 a 274 12

Depresión del pozo de condensado.

Depresión del pozo de condensado = Tsat,con - Tpozo

Tsat,con = temperatura de saturación correspondiente a la presión absoluta del condensador.

Tpozo = temperatura del condensado del pozo o deposito caliente.

Para los calentadores horizontales Depresión = 3 °C

Para los calentadore verticales 6°C < depresión < 9 °C

Cálculo del ciclo de un calentador de extracción

Se usa para incrementar la eficiencia térmica del ciclo de vapor.

Es lógico disminuir ligeramente los incremento de temperatura a medida que aumenta la presión del calentador, ya que estos calentadores son relativamente más costosos que los calentadores de baja presión.

Ejemplo:

Potencia del turbogenerador = 80000 Kw

Presión de admisión = 100 Kg/cm2

Temperatura en la admisión = 538 °C

Presión en escape = 25 mm Hg abs

Ciclo de cinco calentadores. Temperatura final aproximada =232°C

126

Pérdidas mecánicas y eléctricas en carga = 1650 Kw

Entalpia del vapor en el escape de la turbina = 245 Kcal/Kg

Esquema del ciclo: Figura 131

Extracción Pozo decondensado

IDCC 1 IDCC 2 IDCC 3 IDCC 4 IDCC 5

dT en °C 50 41 36 42 36To en °C 27 77 118 154 196 232Presión-vapor (Kg/cm2)

25 mm Hg 0,48 2,1 5,4 16,4 29

Presion en la turbina (Kg/cm2)

0,5 2,2 5,7 17,2 30,2

Entalpia del vapor (Kcal/kg)

600 650 685 735 768

Nota: dT suministrado por el diseñador de la turbina.

Nota: To = Tprevia + dT. Por ejemplo To5 = 196 + 36 = 232 °C

Nota: La caída de presión entre la turbina y la entrada del IDC es de menos de 5%. La presión se obtiene de las tablas con Tsat = To

Balance de energía

Intercambiador de calor 51x240 + m2x236 = m2x768 + 1x200

m2x(768-236) = (240-200)

127

m2IDCC 5 768

240 2001 1

m2236

m2= 0,07519

Presión entalpia TemperaturaKg/cm2 psia Kcal/kg En °C

Entrada de vapor 29 410 768 232Salida de vapor 236 230Entrada agua alimentación 200 196Salida agua de alimentación 240 230

2-Intercambiador de calor 4

1x196+(m2+m3)x236+(m2+m3)x161=m3x735+m2x236+(m2+m3)x236+1x154

(196-154)-m2x(236-161)=m3x(735-161)

128

735 m3IDCC 4 161

m2+m3200

1154

1

236 m2205 m2+m3

m3= 0,06749

Presión entalpia TemperaturaKg/cm2 Psia Kcal/kg En °C

Entrada de vapor 16,4 233,5 735 196Subenfriamiento 205 202Salida de vapor 161 160Realimentación 236 230Entrada agua alimentación 154 172Salida agua de alimentación 200 196

Nota: el IDCC 4 tiene una zona de subenfriamiento de 5,6 °C y fugas vaporizadas del IDCC 5

3-Intercambiador de calor abierto 3, se esta usando un desairedor1x154=(m2+m3)x161+(1-m2-m3-m4)x118+m4x685(154-118)-(m2+m3)x(161-118)=m4x(685-118)

129

685 m4IDCA 3 (desaireador)

1541

1191-m2-m3-m4

161 m2+m3

m4= 0,05427

Presión entalpia TemperaturaKg/cm2 psia Kcal/kga En °C

Entrada de vapor 5,4 77,5 685 154Salida de vapor n/a n/aRealimentación 161 160Entrada agua alimentación 119 118Salida agua de alimentación 154 172

4-Intercambiador de calor 2Note que la entrada de agua de alimentación es (1-m2-m3-m4-m5-m6) + (m5+m6)

(1-m2-m3-m4)x119+m5x121=m5x650+((1-m2-m3-m4-m5-m6)+(m5+m6))x77,5

m5x(650-121)=(119-77,5)-(m2+m3+m4)x(119-77,5)

130

m5IDCC 2 650

119 77,51-m2-m3-m4 (1-m2-m3-m4-m5-m6)

(m5+m6)

m5121

m5= 0,06313

Presión entalpia TemperaturaKg/cm2 psia Kcal/kga En °C

Entrada de vapor 2,1 29,8 650 118Salida de vapor 121 121Entrada agua alimentación 77,5 77Salida agua de alimentación 119 119

5-Intercambiador de calor 1(1-m2-m3-m4-m5-m6)x77,5+(m5+m6)x80=m6x600+(1-m2-m3-m4-m5-m6)x27,5+m5x121

m6x(600-80+77,5-27,5)=(77,5-27,5)-(m2+m3+m4+m5)x(77,5-27,5)+m5x(80-121)

m6 = 0,06051

131

600IDCC 1 m6

77,5 27,51-m2-m3-m4-m5-m6 1-m2-m3-m4-m5-m6

121 m5+m6m5 80

m6 = 0,06051

Presión entalpia TemperaturaKg/cm2 psia Kcal/kga En °C

Entrada de vapor 0,48 6,8 600 77Salida de vapor 80 79Realimentación 121 121Entrada agua alimentación 27,5 27Salida agua de alimentación 77,5 77

En el condensador

m7 = 0,6810Trabajo de la turbinaPara una presión de 100 Kg/cm2 y T= 538°C h1 = 830 Kcal/kgPara una presión del condensador 4,5 psia y s7=s1 h7= 540 Kcal/kgResumiendo las entalpias y porcentaje de flujo de vapor.Taza de masa (fracción) Entalpia (Kcal/Kg)m1 1,0000 h1 830m2 0,0752 h2 768 m3 0,0675 h3 735m4 0,0527 h4 685m5 0,0631 h5 650m6 0,0605 h6 600m7 0,6810 h7 540

Estado de extracción Trabajo (Kcal/Kg)1x(h1-h2) 62,00(1-m2)x(h2-h3) 30,52(1-m2-m3)x(h3-h4) 42,87(1-m2-m3-m4)x(h4-h5) 28,16(1-m2-m3-m4-m5)x(h5-h6) 37,08Escape: m7x(h6-h7) 40,86

132

Trabajo total de la turbina = Wt=(62+30,5+42,9+28,2+37,1+40,9)Trabajo total de la turbina = Wt=241 Kcal/KgPotencia total requerida= potencia + perdidas= 80000+1650 KwPotencia total requerida= 81650 Kw

dm1 = 291365 Kg/hrdm,ejector = 405 Kg/hrdm1,neto = dm1 – dm,eyector = 291365-405=290960 Kg/hr

Consumo de vapor en la turbina = 2127 (Kcal/hr)/Kw

DESARROLLO

Intercambiador de calor cerrado 1 (IDCC 1)Nota: Estado n Dm ( flujo masico) Entalpia temperatuta

Estado2IDCC 1 17.059,33

3252,47513280

Estado 15 Estado 14146.072,20 146.072,201173,0841 938,186

268 218

Estado 1617.059,331241,1374

280

133

Usando tubos de 1 pulgada, 70:30, espesor 1,7 mm. K = 1200 kJ/m2-hr-°C-mPara los IDCC 0,7 < c <1,7, asumido, Pelicula de vapor = 41000 kJ/m2-hr-°CCalculo de UDin= 1*25,4 – 2x1,7 = 22 mm = 0,022 mPara el agua de alimentación tm = (to+t1)/2

Va = 1,8 m/s

Pelicula del agua = 83466,11 kJ/m2-hr-°C

m2-hr-°C/kJ

C

Finalmente,

El calor transferido al agua de alimentación : Q = dm x c x (to-t1)

134

Superficie requerida = 47,86 m2Longitud del tubo = 6,92 mSuperficie del tubo = longitud x Pi x Dext = 6,92 x 3,14 x (25,4/1000)Superficie del tubo = 0,55 m2

Número de tubos = 47,86 / 0,55 = 86,7 = 87 tubos.

Intercambiador de calor cerrado 2 (IDCC 2)

Estado 3IDCC 2 12.406,81

3087,068335,17

Estado 14 Estado 13146.072,20 146.072,200

938,186 730,8374218 171

Estado 17 Estado 1817.059,33 29.466,141241,1374 990,485

230 230

Usando tubos de 1 pulgada, 70:30, espesor 1,7 mm. K = 1200 kJ/m2-hr-°C-mPara los IDCC 0,7 < c <1,7, asumido, Pelicula de vapor = 41000 kJ/m2-hr-°CCalculo de UDin= 1*25,4 – 2x1,7 = 22 mm = 0,022 mPara el agua de alimentación tm = (to+t1)/2

135

Va = 1,8 m/s

Pelicula del agua = 70865,61 kJ/m2-hr-°C

m2-hr-°C/kJ

C

Finalmente,

El calor transferido al agua de alimentación : Q = dm x c x (to-t1)

T1 = (335,17 + 230)/2 = 282,6 °C

136

Superficie requerida = 32,57 m2Longitud del tubo = 5,71 mSuperficie del tubo = longitud x Pi x Dext = 5,71 x 3,14 x (25,4/1000)Superficie del tubo = 0,46 m2

Número de tubos = 32,57 / 0,46 =71,5 = 72 tubos.

Intercambiador de calor cerrado 3 (IDCC 3)

Estado 4IDCC 3 7.851,72

2922,525240,86

Estado 13 Estado 12146.072,20 146.072,200

730,8374 568,768171 133,1

Estado 19 Estado 2029.466,14 37.317,86

990,485 990,485180 180

Usando tubos de 1 pulgada, 70:30, espesor 1,7 mm. K = 1200 kJ/m2-hr-°C-mPara los IDCC 0,7 < c <1,7, asumido, Pelicula de vapor = 41000 kJ/m2-hr-°CCalculo de UDin= 1*25,4 – 2x1,7 = 22 mm = 0,022 m

137

Para el agua de alimentación tm = (to+t1)/2

Va = 1,8 m/s

Pelicula del agua = 59.836,92 kJ/m2-hr-°C

m2-hr-°C/kJ

C

Finalmente,

El calor transferido al agua de alimentación : Q = dm x c x (to-t1)

T1 = (240,9 + 180)/2 = 210,4 °C

138

Superficie requerida = 39,55 m2Longitud del tubo = 6,29 mSuperficie del tubo = longitud x Pi x Dext = 6,29 x 3,14 x (25,4/1000)Superficie del tubo = 0,5 m2

Número de tubos = 39,55 / 0,5 =78,8 = 79 tubos.

Intercambiador de calor abierto 2 (IDCA 2)Estado 5

Desaireador 7.749,232748,203

130Estado 11 Estado 10

146.072,20 101.005,116546,2357 297,357

130 71

Estado 2137.317,86762,6054

130

No hay cálculo de tuberías, ya que el vapor y el agua de alimentación se mezclan en la cámara de l IDC abierto.El calor del IDC es

Q = 146072x546 - (7.749x2748 +101005x297 +37.317x726)Q = 0

Pero, el calor absorbido por el agua de alimentación es

139

Q = dm x c x (to – t1) = 101005 x 1,2 x (130 – 71) =7.151.162 kJ/hr-°CV11 = 0,0011 m3/kgCaudal = (146072/3600)x0,0011 = 0,04 Kg/sTiempo = 120 sVolumen = 0,04 x 120 = 5,36 m3

Intercambiador de calor cerrado 1 (IDCC 1)Estado 6

IDCC 1 6.136,1492.554,272

80,000Estado 10 Estado 9101.005,116 101.005,12

297,357 162,5371,000 38,77

Estado 226.136,149

334,98280,000

Usando tubos de 1 pulgada, 70:30, espesor 1,7 mm. K = 1200 kJ/m2-hr-°C-mPara los IDCC 0,7 < c <1,7, asumido, Pelicula de vapor = 41000 kJ/m2-hr-°CCalculo de UDin= 1*25,4 – 2x1,7 = 22 mm = 0,022 mPara el agua de alimentación tm = (to+t1)/2

Va = 1,8 m/s

Pelicula del agua = 34.592,7 kJ/m2-hr-°C

140

m2-hr-°C/kJ

C

Finalmente,

El calor transferido al agua de alimentación : Q = dm x c x (to-t1)

Superficie requerida = 45,76 m2

141

CAPÍTULO VICAPÍTULO VIDISEÑO DEL CONDENSADOR Y LADISEÑO DEL CONDENSADOR Y LA

TORRE DE ENFRIAMIENTOTORRE DE ENFRIAMIENTO

CONDENSADORES DE SUPERFICIE

Específicamente en nuestro caso se usará un condensador de superficie con

142

las siguientes características: el diámetro exterior de los tubos es de 22 mm, ¾

pulgadas, N°18 BWG, con un espesor de 1,25 mm, diámetro interior igual a 19,5

mm, el material será de cobre por la ventaja de tener elevada conductividad

térmica.

Según Gaffert un buen condensador tendría una velocidad de 2m/seg; como la

velocidad está limitada entre los valores de 1 a 2.5m/seg. Seleccionamos el valor

de 2,1m/seg por aparecer en la figura 89 del mismo Gaffert; la selección de esta

velocidad es por la proporcionalidad directa existente entre la velocidad y la

transferencia de calor; es decir a mayor velocidad mayor transferencia de calor.

La temperatura del agua de enfriamiento a la entrada es de 25ºC y un

ΔT=5ºC.

El factor para la diferencia entre los tubos limpios y sucios con aguas en

condiciones normales varía entre 0.8 a 0.9. se seleccionará el valor intermedio de

0.85

Disposición en la Planta

QL; ΔT = 5ºC

Determinación del Calor retirado balance Energético

QL = (m7 x h7) + (h23 x m23) - (m8 x h8)

QL =(26.35 Kg/seg x 2572.08 KJ/Kg) + (334.98 Kg/seg x1.704Kg/seg) – (28.05 Kg/

m7h7

m23h23

m8h8

143

seg x 163.14 KJ/Kg)

QL = 63769.03 KJ/seg.

Determinación del Flujo másico de enfriamiento

QL = mf x Cp x ΔT donde:

Cp = 4.184 KKg

KJ0 según Tabla A-3 Cengel

Despejando mf nos queda

m f = TCpx

QL

∆ = Kg/seg23,3048 5*/184.4

/03,637690

=°KKKgKJ

SegKJ

mf = 3048,23Kg/seg

Determinación del Coeficiente Global de transferencia de Calor

Según la figura 89 de gaffert mediante aire-gas-vapor para este coeficiente, se

tiene que:

U = U x fc x ft x fl

U = 3700 x 1. x 0.93 x 0.85

U = 2924.85Chrm

Kcal02 x 4.184

Kcal

KJx seg3600

hr1 = 3.399

seg.Cm

KJ02

32.88º C

30 = Ts

T2=25ºC

Δt1 = (32.88-25) = Δt1=7.88

Δt2 = (32.88-30) = Δt2=2.88

144

C4.97 tm

88.2

88.7Ln

2.88 - 7.88 tm 0=σ=

=σ

Determinación del área de Transferencia de calor, A. F = 1 por

lo general

QL = A x U σtm x F

A = 3774.872m2

Determinación del Número de Tubos

PVAmtubo;mtubo

mftubosN0 ==

Con P25ºC = 1000 Kg/m3

mtubo = 1000 Kg/seg x 2.1m/seg x 4

πx(19.5x10-3)2 mZ

mtubo = 0.62717 Kg/seg

Por lo tanto;

No tubos = 4860.2 ≈ 4860 tubos

CxsegCm

KJsegKJ

A0

0297.4

.399.3

/03.63769=

segKg

segkgtubosN

/62717.0

/23.30480 =

145

Determinación de la longitud No. de Pasos 4

pasosN x tubosN x dext x

A Long

ooπ=

Long = 5.619m

Resumen de las características del condensador

A = 3774.872m2

U = 3.399 seg.Cm

KJ02

θtm = 4.97º C

Longitud: 5,619m

N° tubos: 4860

N° pasos por la carcasa = 2

N° pasos por los tubos = 4

mf = 3048,23Kg/seg

TORRE DE ENFRIAMIENTO

Aplicamos balance de masa:

- Masa de aire seco:

∑mae = ∑ mas ⇒ ma1 = ma2 = ma

- Masa de agua:

∑ magua,e = ∑ magua,s ⇒ m3 + ma1.w1 = m4 + ma2w2

m3 + ma.w1 = m4 + ma.w2 ⇒m3 –m4 = ma.(w2 – w1) = mremplazo

m4 = m3 - mremplazo

- Aplicamos Balance de energía:

24860022.0

872.3774ong

2

×××=

m

mL

π

146

Q –W = ∑ ms.hs - ∑ me.he

0 = m4h4 + ma2h2 –m3h3 – ma1h1

0 = (m3 - mremplazo)h4 – m3h3 + ma(h2 – h1)

0 = (m3 – ma(w2 – w1))h4 – m3h3 + ma(h2 – h1)

0 = m3h4 – ma(w2 – w1)h4 –m3h3 + ma(h2 – h1)

0 = -m3(h3 – h4) + ma[-(w2 – w1)h4 + (h2 – h1)]

Despejando ma :

41212

433a h)ww()hh(

)hh(mm

−−−−=

Con la carta psicométrica conseguimos los puntos 1 y 2:

h1 = 71 KJ/Kg aire seco.Punto № 1 w1 = 0.0168 Kg H2O/Kg aire seco. v1 = 0.876 m3/Kg aire seco

h2 = 97.2 KJ/Kg de aire seco Punto № 2 w2 = 0.0265 Kg H2O / Kg de aire seco.

Con las tablas de vapor obtenemos h3 y h4:

h3 = hf @ 30 °C = 125.79 KJ/Kg

h4 = hf.@ 25 °C = 104.89 KJ/Kg

segkgma /64.270589.104)0168.00265.0()712.97(

)87.10479.125(8.3389 =×−−−

−=

Q = ma x v1 = 2705.64 Kg/seg x 0.876 m3/Kg = 2370.14m3/seg.

Q = 2370.14 m3/seg = 83700,704 ft3/seg = 5022042,25 ft3/min

147

Segun la tabla del manual de Compressors Greene: 1500000 ft3/min =

42475.27 m3/min = 707.92m3/seg. El cual es el caudal máximo que podemos

conseguir, para este valor calculamos la temperatura 2, la cual da mayor a 34°C,

que es ligeramente mayor que la temperatura 3 (30°C), y que no se puede

aumentar por estar restringida por la temperatura del condensador (32.88°C).

DISEÑO DE EYECTORES

El tipo de eyector se selecciona con el flujo de vapor condensado y con el

número de pasos del condensador. (manual del ingeniero mecánico).

mcondensado = mturb-meyector = 43.9Kg/seg – 37.44Kg/seg = 6.46 Kg/seg.

mcondensado = 6.46 Kg/seg = 51224.67 lb/hr.

Con este flujo condensado y el número de pasos, obtenemos las siguientes

características:

№ de aberturas de venteo = 1.

Caudal a manejar = 5 ft3/min.

Aire seco = 22,5 lb/hr.

Vapor de agua = 49,5 lb/hr.

Mezcla total = 108,2 lb/hr

Para el numero de escalonamiento, buscamos la figura 95 del libro de Gaffert, y con

la presión de vacío = 38.1 mmHg, determinamos que el numero de escalonamiento es 2.

148

CAPITULO VIICAPITULO VII Diseño de lasDiseño de las

tuberíastuberías

149

En las plantas de vapor como en muchas otras instalaciones las tuberias

representan una parte fundamental del sistema; y se determinan tomando en

consideracion diversos factores como temperatura, caudal, presion, entre otras.

DIÁMETRO DE LAS TUBERÍAS

Los diámetros de tubería se obtienen por la ecuación de continuidad:

2d4

VVAvmQπ===

Donde:

m = Flujo másico

v = Volumen específico

V = Velocidad del fluido

150

d = Diámetro de la tubería

Despejando el diámetro:

d = V

vm4

π

Según Crane

Velocidades razonables para el flujo de vaporSaturado Presion Velocidad

170,0 20 30 170,0 30,0 50

Sobrecalentado Presión Velocidad

1400 30 100

Velocidades utilizadas para el flujo de agua en tuberiasVmin (m/s)

Vmax Descripción

2,4 4,6 Alimentación de calderas 1,2 2,1 Succión de bombas y líneas de descarga 1,2 3 Servicios generales

2,1 distribución de agua potable

Teniendo en consideracion que

V elocidad= caudal / area

Caudal = dm x volumen especifico

Área = (4/л) x dint²

Para analizar y determinar los diámetros de las tuberías es necesario realizarlo

por tramo.

Calculo del diametro (Dcal) de las tuberias Tramo dm (kg/hr) Vol,esp (m3/kg) Vel (m/s) Dcal (cm) Dcal (pul)

1 160.679,42 5,64E-02 50 25,3 9,972 18.765,27 8,15E-02 30 13,4 5,283 13.647,49 1,14E-01 30 13,5 5,334 8.636,89 1,67E-01 30 13,0 5,145 8.524,15 2,40E-01 20 19,0 7,486 6.749,76 3,81E-01 20 21,3 8,40

151

7 104.355,86 2,64E-03 20 7,0 2,758 101.005,12 1,01E-03 1,65 14,8 5,819 101.005,12 1,01E-03 1,65 14,8 5,81

10 101.005,12 1,09E-03 1,65 15,4 6,0511 146.072,20 1,13E-03 1,65 18,8 7,4112 146.072,20 1,13E-03 1,65 18,8 7,4013 146.072,20 1,14E-03 1,65 18,9 7,4414 146.072,20 1,17E-03 1,65 19,2 7,5415 146.072,20 1,21E-03 3 14,5 5,6916 17.059,33 1,24E-03 20 1,9 0,7617 17.059,33 5,69E-03 20 4,1 1,6318 29.466,14 1,20E-03 20 2,5 0,9819 29.466,14 8,39E-03 20 6,6 2,6020 37.317,86 1,16E-03 20 2,8 1,0921 37.317,86 8,64E-03 20 7,6 2,9722 6.136,15 1,19E-03 20 1,1 0,4523 6.136,15 6,23E-03 20 2,6 1,02

Selección de las tuberias Tramo Dcal (pul) Dnom (pul)

1 9,97 11,002 5,28 5,003 5,33 5,004 5,14 5,005 7,48 5,006 8,40 6,007 2,75 2,008 5,81 1,009 5,81 1,00

10 6,05 1,0011 7,41 1,0012 7,40 1,0013 7,44 1,00

152

14 7,54 1,0015 5,69 1,0016 0,76 1,0017 1,63 1,0018 0,98 1,0019 2,60 1,0020 1,09 1,0021 2,97 1,0022 0,45 1,0023 1,02 1,00

Tramo Presión (kPA) Temperatura (ºC) Caudal (GPM)1 14000 540 39.882,632 6500 432,19 6.729,503 2800 335,17 6.850,064 1000 240,86 6.358,155 270 130 8.989,016 47,39 80 11.321,237 6,89 38,73 1.212,998 6,89 38,73 447,079 270 38,7671 447,11

10 270 71 485,1811 270 130 726,9412 14000 133,1 725,7213 14000 171 733,1114 14000 218 754,2115 14000 268 781,3516 6500 280 93,4817 2800 230 427,4718 2800 230 155,4919 1000 180 1.088,4820 1000 180 190,1521 270 130 1.419,6022 47,39 80 32,1923 6,89 38,7 168,35

SELECCIÓN DEL MATERIAL PARA LAS TUBERÍAS

La selección del material para las tuberías depende de las temperaturas de

operación, para este caso la temperatura más alta se encuentra en la admision de

153

la turbina a 540ºC. De la tabla 18.1 del libro “Criterio de diseño de plantas

termoeléctricas”. Se escoge una tubería de Acero Aleado, Ferrítico sin costura con

especificación ASTM: A335 – P11 (1,25% Cr, 0,55 Mo) con resistencia a la tensión

mínima de 4.220 Kg/cm 2 .

Para el resto de las tuberías cuya mayor temperatura es 378oC se escogerá

Acero al Carbono, sin costura, especificaciones ASTM: A53 – A/B con resistencia

a la tensión mínima de 3.375 y 4.220 kg/cm2 respectivamente.

CONCLUSIÓN

La generación de energia eléctrica es cada vez más uno de los servicios

fundamentales en el desarrollo de los centros poblados. Para producir 150 Mw de

este tipo de energia puede utilizarse varios tipos de plantas; en este proyecto una

planta termoeléctrica que funcione bajo el ciclo Rankine, acompañada de todos los

equipos requeridos para el mejor uso y aprovechamiento de la energia calorica

desprendida por la combustion del fuel oil. La planta cuenta con 6 turbinas que se

encargan de generar la potencia requerida mas un porcentaje de cada una de

ellas que permitira a futuro cubrir las exigencias del crecimiento demografico que

las llevara a su máxima capacidad instalada. En conocimiento de que la inversión

para la adquisición, instalación, traslado y puesta en marcha de una planta como

esta es de consideración, se torna de mucha importancia y gran valor para la

permanencia en el tiempo en condiciones optimas de operación, la selección de

154

los equipos (calidad de materiales, eficiencia, suministro de refracciones, apoyo

técnico).

Entiendase que aunque la necesidad de distribución de la energia eléctrica

requiere de redes de cableado hacia todos los puntos que se quieren cubrir y esto

hace la condicon de ubicación de la planta la mas al radio de accion fianl, la

condicion de termoelectrica a vapor la priva para su ubicación debido a que es

imprescindible tener una fuente de agua cercana, que satisfaga las necesidades

de ésta.

El generador de vapor o caldera cumple la simple función de cambiar de

estado el fluido de trabajo, de líquido a vapor sobrecalentado.

Se diseño una caldera tipo VU, y la turbinas seleccionadas de catalogo

SIEMENS, tipo SST – 600. Como en todo proyecto de esta envergadura se estima

condiciones desfavorables, que fueron cubiertas a través de margen de seguridad

o sobre diseño, que acarrearan costos pero darán seguridad al sistema.

ANEXOSANEXOS

155

Anexo Nº 1Planta Termoeléctrica

156

Anexo Nº 2Diagrama T-s

157

ÍNDICE

INTRODUCCION ............................................................................................................................ 2 PLANTA DE GENERACION ELECTRICA A VAPOR .................................................. 1

PLANTA DE GENERACION ELECTRICA A VAPOR ...................................................... 3 Central termoeléctrica ............................................................................................................. 3

Centrales termoeléctricas de ciclo convencional ................................................................ 4 Impacto ambiental ............................................................................................................... 5 Ventajas ........................................................................................................................... 6 Inconvenientes ................................................................................................................. 6

CAPÍTULO I ........................................................................................................................... 6 PROPIEDADES TERMODINÁMICAS ............................................................................ 6

Cálculos termodinámicos ........................................................................................................ 7 Calculo de las presiones de Extracción ................................................................................... 7 Turbina: Se ha seleccionado la siguiente turbina: .................................................................. 7 Cálculos preliminares, presiones de extracción ..................................................................... 7 Calculo de los estados termodinámicos .................................................................................. 7 Estado 1: admisión de la turbina ............................................................................................. 7 Estado 2: 1º extracción de la turbina ....................................................................................... 8 Estado 3: 2º extracción de la turbina ....................................................................................... 8 Estado 4: 3º extracción de la turbina ....................................................................................... 9 Estado 5: 4º extracción de la turbina ..................................................................................... 10 Estado 6: 5º extracción de la turbina ..................................................................................... 11 Estado 7: Salida de la turbina ................................................................................................ 11 8: Salida del condensador ...................................................................................................... 12 Estado 9: Salida de la bomba de condensado ........................................................................ 12

158

Estado 10: Salida del agua del 1º intercambiador de calor cerrado ...................................... 13 Estado 11: Salida del desaireador ......................................................................................... 13 Estado 12: Salida de la bomba de alimentación .................................................................... 14 Estado 13: Salida del agua del 2º intercambiador de calor cerrado ...................................... 14 Estado 14: Salida del agua del 3º intercambiador de calor cerrado ...................................... 15 Estado 15: Entrada a la caldera ............................................................................................. 15 Estado 16: Salida del vapor del 4º intercambiador de calor cerrado ..................................... 15 Estado 17: Salida de la válvula ............................................................................................. 16 Estado 18: Salida del vapor del 3º intercambiador de calor cerrado ..................................... 16 Estado 19: Salida de la válvula ............................................................................................. 17 Estado 20: Salida del vapor del 2º intercambiador de calor cerrado ..................................... 17 Estado 21: Salida de la válvula ............................................................................................. 17 Estado 22: Salida del vapor del 1º intercambiador de calor cerrado ..................................... 18 Estado 23: Salida de la válvula ............................................................................................. 18 CAPÍTULO II ....................................................................................................................... 20

BALANCES DE MASA Y ENERGÍA ............................................................................ 20 CAPÍTULO III ...................................................................................................................... 30

DISEÑO Y SELECCIÓN DE LA CALDERA ................................................................ 30 Caldera (máquina) ................................................................................................................. 30

Historia .............................................................................................................................. 31 Tipos de caldera ............................................................................................................... 31 Elementos, términos y componentes de una caldera ......................................................... 32

BALANCE TÉRMICO DE LA CALDERA ........................................................................ 48 Potencia de la caldera ............................................................................................................ 49 Factor de Vaporización ......................................................................................................... 50 Pérdida calorífica debida a los gases secos ........................................................................... 50 Pérdida calorífica debida a la humedad del combustible ...................................................... 50

Pérdida calorífica debido a la combustión del hidrógeno ............................................. 51 Pérdida calorífica debida a la combustión incompleta del carbono .............................. 51 Pérdida calorífica debida al aire suministrado .............................................................. 51 Pérdida calorífica debida al combustible sin quemar, cenizas y escoria ....................... 52 Pérdida calorífica debida a radiación y otras causas ..................................................... 52 Masa de combustible necesaria para la combustión ...................................................... 52 Cálculo de los gases de combustión .............................................................................. 53 Cálculo del aire para la combustión .............................................................................. 54 Tiro Mecánico ............................................................................................................... 66 Cálculo del caudal de los gases ..................................................................................... 66 Diseño de la chimenea .................................................................................................. 67

CAPÍTULO IV ...................................................................................................................... 72 DISEÑO Y SELECCIÓN DE LA TURBINA .................................................................. 72

CAPÍTULO V ....................................................................................................................... 84 DISEÑO Y SELECCIÓN DE LAS .................................................................................. 84 BOMBAS ......................................................................................................................... 84

La bomba de condensado ...................................................................................................... 91 La bomba del agua de alimentación ...................................................................................... 99 CAPÍTULO VI .................................................................................................................... 118

DISEÑO Y SELECCIÓN DE LOS INTERCAMBIADORES DE CALOR ................. 118

159

CAPÍTULO VI .................................................................................................................... 142 DISEÑO DEL CONDENSADOR Y LA TORRE DE ENFRIAMIENTO .................... 142 CAPITULO VII Diseño de las tuberías .......................................................................... 149 ANEXOS ......................................................................................................................... 155

Anexo Nº 2 .......................................................................................................................... 157

160