proyecto de planta de vapor
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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
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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
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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
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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