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INSTITUTO POLITÉCNICO NACIONAL ESCUELA SUPERIOR DE INGENIERÍA MECÁNICA Y ELÉCTRICA SECCIÓN DE ESTUDIOS DE POSGRADO E INVESTIGACIÓN UNIDAD PROFESIONAL ADOLFO LÓPEZ MATEOS “Aplicación de la norma ASME 4.4 para la evaluación del desempeño de la caldera de recuperación de la central de ciclo combinado San Lorenzo” T E S I N A QUE PARA OBTENER EL GRADO DE ESPECIALIDAD EN INGENIERÍA TÉRMICA PRESENTA ING. JULIO ÁNGEL REYES SANTOS DIRECTOR DE TESINA DR. MIGUEL TOLEDO VELÁZQUEZ MÉXICO, D.F., ENERO DE 2013 ACTA DE REVISIÓN DE TESINA CARTA CESIÓN DE DERECHOS DEDICATORIAS Esta tesis la dedico a mi padre Joel Reyes Vázquez (q.e.p.d.) y a mis madres Dolores Santos Méndez y Julieta Reyes así como a mis tíos Benito Reyes, Francisco Reyes y Rosa Santos y a toda mi familia por su cariño y comprensión sobre todo en los momentos más difíciles, gracias. Así también a mis grandes amigos Erick y Angélica quienes me han acompañado, dado sus consejos y su apoyo para poder salir adelante. A todos ellos, gracias. AGRADECIMIENTOS A todo el personal de Comisión Federal de Electricidad que labora en la CTCC San Lorenzo por brindarme el apoyo y la confianza de visitar la planta en innumerables ocasiones especialmente al Ing. Armando Buendía Zavala y al superintendente Ing. Juan José Reyes Díaz. Agradezco al Instituto Politécnico Nacional por darme la oportunidad de seguir con mis estudios profesionales y por los apoyos que me proporcionó para tal fin. A mi asesor y director de tesis, el Dr. Miguel Toledo Velázquez quien durante todo este trayecto me ha brindado sus conocimientos y el estímulo necesarios para desarrollarme académicamente. Al Dr. Ignacio Carvajal Mariscal le manifiesto mi reconocimiento por las sugerencias y comentarios que me ha hecho, y sobre todo por la confianza que me ha tenido, muchas gracias profesor. Al M. en C. Guilibaldo Tolentino Eslava por su apoyo y atenciones brindadas durante mi estancia en el LABINTHAP. A los miembros de la Comisión Revisora de este trabajo: Dr. Miguel Toledo Velázquez Dr. Georgiy Polupan Dr. Ignacio Carvajal Mariscal Dr. Pedro Quinto Diez A todos mis amigos en el LABINTHAP con quienes compartí mi estancia en la Especialidad, gracias. CONTENIDO NOMENCLATURA i RELACIÓN DE FIGURAS iii RELACIÓN DE TABLAS iv RESUMEN viii ABSTRACT ix INTRODUCCIÓN x CAPÍTULO I MARCO TEÓRICO 1 1.1 Generación de energía eléctrica mundial 1 1.2 Centrales termoeléctricas de ciclo combinado 4 1.3 Descripción del ciclo combinado san lorenzo 7 1.4 Recuperador de calo generador de calor 8 1.5 Estado del arte en el análisis de las calderas de recuperación de calor 12 CAPÍTULO II METODOLOGÍA PARA DETERMINAR LA EFICIENCIA DE LA CALDERA DE RECUPERACIÓN DE CALOR 22 2.1 Descripción de la norma ASME PTC 4.4 22 2.2 Metodología de la eficiencia mediante el método de entrada-salida 31 2.3 Metodología de la eficiencia mediante el método de pérdidas térmicas 36 2.4 Metodología de la eficiencia mediante el método de efectividad 40 CAPÍTULO III CÁLCULO DE LA EFICIENCIA DE LA CALDERA DE RECUPERACIÓN DE CALOR MEDIANTE LA NORMA ASME PTC 4.4 45 3.1 Cálculo de la eficiencia mediante el método de entrada-salida 45 3.2 Cálculo de la eficiencia mediante el método de pérdidas térmicas 48 3.3 Cálculo de la eficiencia mediante el método de efectividad 51 CAPÍTULO IV ANÁLISIS DE RESULTADOS 59 4.1 Análisis de la eficiencia mediante el método de entrada-salida 59 4.2 Análisis de la eficiencia mediante el método de perdidas térmicas 60 4.3 Análisis de la eficiencia mediante el método de efectividad 61 4.4 Análisis de la eficiencia del recuperador de calor con postcombustión 62 4.5 Comparación de análisis de resultados de la eficiencia del recuperador de calor 64 CONCLUSIONES 71 RECOMENDACIONES 73 BIBLIOGRAFÍA 74 APÉNDICE A CÁLCULOS 76 APÉNDICE B PARÁMETROS OPERATIVOS Y DE DISEÑO 82 APÉNDICE C AUXILIARES GRÁFICOS 93 APÉNDICE D PUBLICACIONES 101 ABREVIATURAS CFE = Comisión Federal de Electricidad. AP = Alta presión. PI = Presión Intermedia. BP = Baja presión. HRSG = Recuperador de calor o caldera de recuperación (Heat Recovery Steam Generator). CC = Ciclo combinado CTCC = Central Termoeléctrica de Ciclo Combinado TG = Turbina de gas TV = Turbina de vapor RELACIÓN DE TABLAS Y FIGURAS IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos i NOMENCLATURA SÍMBOLO DESCRIPCIÓN UNIDADES Achim Área total de la chimenea m 2 Ap.i Área de la pared inferior del recuperador de calor m 2 Ap.l Área de la pared lateral del recuperador de calor m 2 Ap.s Área de la pared superior del recuperador de calor m 2 Atotal-s/chim Área total del recuperador de calor sin considerar el área superficial de la chimenea m 2 B Créditos de calor totales kW BAA Crédito de calor por aumento de aire para combustión en el HRSG kW BPC Calor aportado por postcombustión kW BRG Crédito de calor por recirculación de gases de combustión kW BSPC Crédito de calor por calor sensible del combustible kW BTG Calor sensible de los gases de combustión a la entrada del HRSG kW BV.A. Crédito de calor por vapor atomizado kW Bx Crédito de calor para mover equipos auxiliares kW Cc Capacidad calorífica del fluido caliente W/K Cf Capacidad calorífica del fluido frio W/K Cmin Capacidad calorífica mínima W/K cp,c Calor especifico del fluido caliente o de los gases de comb. kJ/kg-K cp,f Calor especifico del fluido frio o del agua-vapor kJ/kg-K cp,gc Calor especifico a p=cte. de los gases de combustión kJ/kg-K cp,pc Calor especifico a p=cte. del combustible líquido para postcombustión kJ/kg-K cp,TG Calor especifico a p=cte. del combustible de la turbina de gas kJ/kg-K D Diámetro de la chimenea m hAir,TG Entalpia de la fuga de aire o gases de combustión kJ/kg hc Coeficiente de transferencia de calor por convección W/m 2 -K hent,gc Entalpia a la entrada del HRSG de los gases de combustión kJ/kg hent,RM Entalpia del agua a la entrada para refrigeración miscelánea kJ/kg hent,we Entalpia del agua de enfriamiento a la entrada de la bomba de circulación kJ/kg hE,TG-1 Entalpia del aire en el punto de extracción del compresor kJ/kg hE,TG-2 Entalpia del aire en el punto de reinyección dentro de la turbina de gas después de ser enfriado kJ/kg hGi Entalpia de los gases de combustión en el punto indicado kJ/kg hGw Entalpia de los gases de combustión a la temperatura correspondiente del agua o vapor kJ/kg hi Entalpia de cada componente de los gases de combustión kJ/kg hL,TG-1 Entalpia del aceite lubricante entrando al enfriador kJ/kg hL,TG-2 Entalpia del aceite lubricante dejando el enfriador kJ/kg RELACIÓN DE TABLAS Y FIGURAS IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos ii hs Entalpia de vapor sobrecalentado en el punto indicado kJ/kg hsal,gc Entalpia a la salida del HRSG de los gases de combustión kJ/kg hsal,RM Entalpia del agua a la salida para refrigeración miscelánea hsal,we Entalpia del agua de enfriamiento a la salida de la bomba de circulación kJ/kg hv,TG Entalpia de inyección de vapor entrando a la turbina de gas kJ/kg hw Entalpia de agua en el punto indicado kJ/kg hwFS Entalpia de fuga de agua para sellos de bomba de circulación kJ/kg hwIS Entalpia de inyección de agua para sellos de bomba de circulación kJ/kg hw,TG Entalpia de la inyección de agua entrando a la turbina de gas kJ/kg L Pérdidas totales del recuperador de calor kW Lg Longitud de la chimenea m LGE Pérdidas de calor por los gases de escape kW LT Pérdidas totales por radiación y convección kW LCBS Pérdidas de calor en la bomba de circulación kW LRM Pérdidas de calor por refrigeración miscelánea kW AA Flujo másicode aire para combustión auxiliar en el HRSG kg/s Air,TG Fugas de aire o gases de combustión de la turbina de gas kg/s c Flujo másico caliente o de los gases de combustión kg/s c,TG Flujo de combustible para la turbina de gas kg/s Dgc Flujo derivado de los gases de escape en la chimenea kg/s E,TG Flujo de aire para enfriamiento del rotor de la turbina de gas kg/s f Flujo másico frio o del circuito agua-vapor kg/s g Flujo de vapor saturado kg/s gc Flujo másico de los gases de escape de la TG kg/s L,TG Flujo de aceite lubricante kg/s PC Flujo másico de combustible para postcombustión kg/s RM Flujo de agua para refrigeración miscelánea kg/s s Flujo de vapor sobrecalentando kg/s VA Flujo de vapor atomizado para postcombustión kg/s v,TG Inyección de vapor en la cámara de combustión de la turbina de gas kg/s w Flujo de agua kg/s w,FS Fugas de agua para sellos de la bomba de circulación kg/s w,IS Flujo de agua para sellos de la bomba de circulación kg/s w,TG Inyección de agua en la cámara de combustión de la turbina de gas kg/s we Flujo de agua de enfriamiento para bomba de circulación kg/s Nu Número de Nusselt Adim. PCI Poder calorífico inferior del combustible kJ/kg Pr Número de Prandtl Adim. Q Transferencia de calor real en un intercambiador de calor kW QAcc Fracción del calor de entrada equivalente para mover los accesorios de la flecha kW QA.P. Calor de salida del nivel de alta presión kW RELACIÓN DE TABLAS Y FIGURAS IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos iii QB.P. Calor de salida del nivel de baja presión kW QC-chim Flujo de calor convectivo en la chimenea kW Qchim Flujo de calor total en la chimenea kW QD.I. Calor de salida del nivel de baja presión con deareador integral kW QDis,TG Calor equivalente de la potencia de salida de la flecha de la turbina de gas kW Qent Calor de entrada al HRSG kW QFricc Calor disipado de la turbina por la fricción de la caja de engranes y accesorios kW Qmax Transferencia de calor máxima teóricamente posible kW QR-chim Flujo de calor radiativo en la chimenea kW Qsal Calor de salida al HRSG kW QTG Calor sensible de los gases de combustión a la salida de turbina de gas kW Re Número de Reynolds Adim. Ta Temperatura ambiente °C Tc,chim Temperatura de la pared en la chimenea del HRSG °C Tc,ent Temperatura de entrada del fluido caliente o gases de comb. °C Tc,sal Temperatura de salida del fluido caliente o gases de comb. °C Tc,TG Temperatura de combustible de la turbina de gas °C Tf,ent Temperatura de entrada del fluido frio o de agua-vapor °C Tf,sal Temperatura de salida del fluido frio o de agua-vapor °C Tgc,chim Temperatura de los gases en la chimenea del HRSG °C TR Temperatura de referencia °C Ts Temperatura de la superficie del recuperador de calor °C Tt Temperatura total °C o K U Coeficiente global de transferencia de calor Vchim Velocidad de los gases de combustión en la chimenea m/s VTG Velocidad de los gases de combustión a la salida de TG m/s xi Fracción másica de cada componente de los gases de comb. Adim. ALFABETO GRIEGO ε Efectividad del intercambiador de calor Adim. CC Eficiencia de la cámara de combustión Adim. E-S Eficiencia del recuperador por el método de entrada-salida Adim. T Eficiencia del recuperador por el método pérdidas térmicas Adim. x Eficiencia del equipo eléctrico para servicios auxiliares Adim. Factor de emisividad de la cubierta del recuperador de calor Adim. Constante de Stefan-Boltzmann W/m 2 -K 4 RELACIÓN DE TABLAS Y FIGURAS IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos iv RELACIÓN DE FIGURAS Figura 1.1- Demanda global esperada en los próximos años. Figura 1.2- Capacidad total efectiva instalada por tipo a septiembre del año 2012. Figura 1.3- Generación total de energía por fuente a septiembre del año 2012. Figura 1.4- Diagrama esquemático de un ciclo combinado de un nivel de presión. Figura 1.5- Máquinas térmicas y flujos de energía de un ciclo combinado. Figura 1.6- Configuraciones de plantas de ciclo combinado. Figura 1.7- Flexibilidad de construcción y operación de un ciclo combinado. Figura 1.8- Vista panorámica de la Central Ciclo Combinado San Lorenzo. Figura 1.9- Partes principales de la caldera de recuperación de calor. Figura 1.10- Caldera de recuperación de calor sin postcombustión. Figura 1.11- Caldera de recuperación de calor con postcombustión. Figura 1.12- Caldera de recuperación de calor tipo horizontal. Figura 1.13- Caldera de recuperación de calor tipo vertical. Figura 1.14- Caldera de un solo paso o supercrítica. Figura 1.15- Perfil de temperaturas de gas-vapor. Figura 1.16- Esquema de una planta de ciclo combinado de tres niveles de presión [12]. Figura 1.17- Generación de vapor de AP a diferentes condiciones de presión y temp. Figura 1.18- Coeficientes de influencia vs porcentaje de distribución de área de componentes. Figura 1.19- Optimización de los componentes de las plantas de Ciclo Combinado. Figura 1.20- Diagrama de flujo de la optimización detallada del HRSG. Figura 2.1- Diagrama del recuperador de calor con turbina de gas según la norma ASME PTC 4.4 [4]. Figura 2.2- Carta para la determinación de las pérdidas de calor por radiación. RELACIÓN DE TABLAS Y FIGURAS IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos v Figura 2.3- Carta para la determinación de las pérdidas de calor por convección Figura 2.4- Perfil de temperaturas con temperatura de pliegue en el evaporador. Figura 2.5- Perfil de temperaturas de la caldera de recuperación con temperatura de pinch frio. Figura 2.6- Perfil de temperaturas de la caldera de recuperación con temperatura de pinch caliente. Figura 3.1- Diagrama esquemático general de la CTCC San Lorenzo. Figura 3.2- Diagrama simplificado del recuperador de calor de la central de ciclo combinado. Figura 3.3- Vista isométrico del recuperador de calor No. 1. Figura 3.4- Perfil de temperaturas del sistema de alta presión con temperatura de pinch evaporador. Figura 3.5- Perfil de temperaturas del sobrecalentador del nivel de A.P. con temperatura de pinch caliente Figura 3.6- Perfil de temperaturas a contracorriente lo largo del evaporador del domo de A.P. Figura 3.7- Perfil de temperaturas a contracorriente del economizador del sistema de alta presión. Figura 3.8- Perfil de temperaturas del sistema de baja presión del recuperador de calor. Figura 3.9- Perfil de temperaturas del sobrecalentador de B.P. con temperatura de pinch caliente Figura 3.10- Perfil de temperaturas del evaporador de baja presión con temperatura de pinch frio. Figura 3.11- Perfil de temperaturas del economizador del sistema de B.P. con temperatura de pinch caliente Figura 4.1- Diagrama T-s del circuito agua-vapor de la CTCC San Lorenzo. Figura 4.2- Eficiencia de la caldera de recuperación mediante el método de entrada-salida. Figura 4.3- Eficiencia del recuperador de calor mediante el método de pérdidas térmicas. Figura 4.4- 4 Efectividad de los principales componentes de la caldera de recuperación. RELACIÓN DE TABLAS Y FIGURAS IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos vi Figura 4.5- Diagrama de la central de ciclo combinado con postcombustión elaborado con Thermoflex. 20.0. Figura 4.6- Comparación de la eficiencia total del ciclo y de la caldera c/s postcombustión Figura 4.7- Perfil de temperaturas gas-vapor de la caldera de recuperacion de calor. Figura 4.8- Vista General del Programa Thermoflex 20.0 inc. Figura 4.9a- Diagrama térmico de la CTCC San Lorenzo usando Thermoflex 20.0. Figura 4.9b- Diagrama de la turbina de gas con su respectivo recuperador de calor de dos niveles de presión. Figura 4.9c- Diagrama de la turbina de vapor y el aerocondensador de la central de ciclo combinado. Figura 4.10- Perfil de temperaturas de la caldera de recuperacion de calor (Thermoflex 20.0 inc.) Figura 4.11- Comparaciónde eficiencias de los casos analizados mediante el método de entrada-salida. Figura 4.12- Comparación de eficiencias mediante el método de pérdidas térmicas. Figura 4.13- Eficiencia de la caldera de recuperación operando a cargas parciales. Figura 4.14- Eficiencia y potencia eléctrica del Ciclo Combinado operando a cargas parciales RELACIÓN DE TABLAS Y FIGURAS IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos vii RELACIÓN DE TABLAS Tabla 1.1- Capacidad efectiva instalada por tipo de generación al mes de septiembre de 2012. Tabla 1.2- Capacidad efectiva instalada por tipo de generación termoeléctrica. Tabla 1.3- Temperatura de gases de salida y presión de vapor. Tabla 1.4- Parámetros básicos de TG y HRSG. Tabla 1.5- Principales características de la planta de ciclo combinado. Tabla 1.6- Datos de diseño de la planta existentes (calidad vapor x=0.88). Tabla 1.7- Comparación entre la solución óptima, la configuración básica y la solución intermedia. Tabla 2.1- Código de flujos de entrada y salida de la Figura 2.1 Tabla 2.2- Variaciones máximas permisibles sugeridas en condiciones de la prueba. Tabla 2.3- Número recomendado de puntos de medición de temperatura. Tabla 2.4- Constantes de componentes de entalpia para temperaturas TR ≤ 1800 R. Tabla 2.5- Constantes de componentes de entalpia para temperaturas TR > 1800 R. Tabla 3.1- Entalpias y flujos másicos a través de la caldera de recuperación de calor. Tabla 3.2- Determinación de entalpia a la entrada del recuperador de calor (607 °C). Tabla 3.3- Determinación de entalpia a la salida del recuperador de calor (123.7 °C). Tabla 3.4- Áreas de las superficies que limitan el recuperador de calor. Tabla 3.5- Condiciones de operación de la caldera de recuperacion. Tabla 4.1- Parámetros principales del método de entrada-salida. Tabla 4.2- Parámetros principales del método de pérdidas térmicas. Tabla 4.3- Parámetros principales del ciclo combinado c/s postcombustión. Tabla 4.4- Parámetros comparativos de los casos mediante el método de entrada-salida. Tabla 4.5- Operación a cargas parciales del ciclo combinado (Simulación Thermoflex). RESUMEN IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos viii RESUMEN En el presente trabajo se aplicó la metodología de la norma ASME PTC 4.4 para evaluar el desempeño de la caldera de recuperacion de calor de la unidad No. 1 de la central termoeléctrica de ciclo combinado San Lorenzo, la cual se localiza a las afueras de la ciudad de Puebla, en el municipio de Cuautlancingo, Puebla. Se desarrolló la metodología para el cálculo de la eficiencia del recuperador de calor basada en la Norma ASME PTC 4.4. La metodología consiste de tres métodos: método de entrada- salida, método de pérdidas térmicas y método de efectividad. Los primeros dos métodos son para evaluar de manera global el desempeño del recuperador de calor, mientras que el método restante es para evaluar de manera individual la eficiencia de los diferentes niveles de presión así como de los principales componentes que integran el recuperador de calor. Los resultados obtenidos se compararon a condiciones reales de operación (100% carga), diseño y del resultado de la simulación termodinámica con y sin postcombustión llevada a cabo con el programa Thermoflex 20.0. También se elaboraron diversas corridas con el mismo programa para evaluar el comportamiento de la caldera de recuperación a diferentes regímenes de carga (50%, 75% y 100%). El sistema de postcombustión se propuso para incrementar la potencia total del ciclo combinado. Para los casos analizados (operación, garantía, simulación y postcombustión), la mayor eficiencia del recuperador por el método de entrada-salida se obtiene en el caso con postcombustión debido al aumento en la generación de vapor. Mientras que la mayor eficiencia obtenida por el método de pérdidas térmicas se alcanza también con el sistema de postcombustión, debido a que se reducen las pérdidas de calor como consecuencia de una menor temperatura a la salida de la chimenea. En la práctica esto no sucede en realidad, la temperatura de los gases de salida en la chimenea se incrementa. Para el caso de efectividad, el mayor desempeño de los componentes de la caldera se encuentran en el sobrecalentador de baja presión (91.1 %) para el caso de diseño, mientras que el menor desempeño se localiza en el evaporador de baja presión (64.5 %) para el caso de operación. El empleo de postcombustión reduce la eficiencia térmica del ciclo combinado 1.6%, sin embargo, es uno de los métodos más simples para mejorar la eficiencia de la caldera y aumentar la potencia total del ciclo combinado hasta 426.5 MW. La postcombustión puede estar justificada en los casos en que necesite generar picos de potencia adicionales que la central no podría dar por si sola en el modo de operación en que se encuentra, sin duda esto haría a la CTCC San Lorenzo más flexible. ABSTRACT IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos ix ABSTRACT In the present study, was applied the methodology of ASME PTC 4.4 for evaluating the performance of the heat recovery steam generator (HRSG) No. 1 of the combined cycle power plant San Lorenzo, which is located just outside on Puebla city, in the town of Cuautlancingo, Puebla. It developed the methodology for the calculation of the efficiency of heat recovery based on ASME PTC 4.4: Input-output method, heat losses method and effective method. The first two methods are to evaluate the performance of the heat exchanger, while the effective method is to evaluate individually the efficiency of different pressure levels, and major components that integrate the HRSG. The results were compared to actual operating conditions (100% load), design and thermodynamic simulation result with and without afterburning performed with the program Thermoflex 20.0. Also developed several runs of the same program to evaluate the performance of the heat recovery steam generator at different loading rates (50%, 75% and 100%). Finally, we proposed a system with afterburners in the boiler to improve efficiency, as well as to increase the total power of the combined cycle. For the cases analyzed (operation, security, simulation and afterburner), the recovery efficiency of the input-output method is obtained in the case with afterburners due to increased steam generation. While the higher efficiency obtained by the method of thermal loss is also achieved with the afterburner are reduced because of heat losses as a result of lower temperature at the outlet of the chimney. In practice this does not happen in actuality, the temperature of the flue gases in the chimney increases. In the case of effectiveness, the higher performance of the boiler components are in the low-pressure superheater (91.1%) in the case of design while the lower performance evaporator is located in the low pressure (64.5%) for the case of operation. The use of afterburning reduces the thermal efficiency of combined cycle 1.6%, however, is one of the simplest methods to improve the efficiency of the boiler and to increase the total power of 426.5 MW combined cycle up. The afterburner can be justified in cases where needs to generate additional power peaking plant could not alone in the mode in which it is undoubtedly this would make the CCGT San Lorenzo more flexible. INTRODUCCIÓN IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos x INTRODUCCIÓN EL HOMBRE POR NATURALEZA TIENE UNA TENDENCIA DE HACER PRUEBAS, PARA MEJORAR LAS EFICIENCIAS DE LOS DISPOSITIVOS QUE TRANSFORMAN LA ENERGÍA TÉRMICA EN TRABAJO MECÁNICO. En la actualidad la energía eléctrica es uno de los principales promotores del desarrollo económico e industrial del país. Donde CFE, dependencia paraestatal encargada del suministro de energía eléctrica tiene instalados 39,306.91 MW de generación [1,2] a través de plantas generadoras hidráulicas,eólicas, térmicas, nucleares, etc. Dentro de esta variedad de producción de energía eléctrica se encuentra la central termoeléctrica de Ciclo Combinado San Lorenzo, con dos unidades turbogas Siemens W- 501F con sus respectivos recuperadores de calor, así como una turbina de vapor en común en un arreglo 2-2-1. La central entró en operación comercial el 29 de diciembre de 2003 en modo turbogas, la cual constaba de dos unidades de turbinas de gas con una capacidad de generación de 135 MW por cada unidad y una eficiencia de la unidad del 34% [2,11]. Desde la entrada en operación comercial a finales de diciembre del 2009 en modo ciclo combinado, la planta térmica San Lorenzo no cuenta con una metodología de cálculo energético que evalué la eficiencia de los recuperadores de calor (HRSG) validada por alguna norma de carácter internacional o alguna metodología basada en la primera o segunda ley de la termodinámica. Por esta razón se desarrollo la metodología de la Norma ASME PTC 4.4 aplicada a la caldera de recuperación de la central San Lorenzo. Para analizar energéticamente el proceso de recuperación de calor, mediante un método de herramientas estandarizadas que permitan realizar de manera más sencilla el análisis energético, a diferentes condiciones de operación y en tiempo real. En el cual se obtendrán las curvas de eficiencia del recuperador de calor, y se podrá ver la desviación que existe en cuanto al caso de garantía. Teniendo en cuenta que las unidades de recuperacion de calor tienen 3 años de entrada en operación y que se han llevado a cabo tres operaciones de mantenimiento a dicho equipos, es también un objetivo el de implementar una metodología de operación del HRSG que garantice un mejor desempeño de la unidad, así como que genere un historial de comportamiento de los HRSGs. Así mismo, se presentan al final las conclusiones más relevantes con algunas recomendaciones para el presente trabajo. CAPÍTULO I IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 1 CAPÍTULO 1: MARCO TEÓRICO 1.1 PANORAMA INTERNACIONAL DE ENERGÍA ELÉCTRICA El consumo mundial de energía eléctrica ascendió a 16816 TWh en 2012, cifra 2.0% superior al valor registrado en 2011 [1]. Este ritmo de crecimiento ha sido impulsado principalmente por los países asiáticos, en los que el crecimiento económico de los últimos años ha propiciado un efecto de urbanización y un cambio en el consumo eléctrico. Figura 1.1 Demanda global esperada en los próximos años [1]. Las estimaciones indican que durante los próximos años, los combustibles de mayor utilización para la generación de electricidad en el mundo serán el carbón y el gas natural, mientras que disminuirá la utilización de combustibles derivados del petróleo, tales como el caso del combustóleo [1, 8]. Esto obedece a la volatilidad en los precios del combustible y a la disponibilidad de tecnologías de mayor eficiencia y con un menor impacto ambiental. En el caso del carbón, dada la menor volatilidad en sus precios y mayor disponibilidad respecto a otros combustibles fósiles, se estima que su utilización seguirá creciendo, especialmente en China, India y Estados Unidos de América (EUA), mientras que el consumo de gas natural continuará aumentando en la generación mundial de energía eléctrica. Como una de las estrategias mundiales ante el cambio climático, países como China, India, Rusia, Francia, Japón, Finlandia, Corea del Sur, entre otros, están construyendo nuevas centrales de generación eléctrica a partir de fuentes de energía nuclear que contribuyen a evitar la emisión de gases de efecto invernadero. Asimismo, en Europa y EUA se encuentra el impulso a las fuentes renovables como la eólica mientras que Canadá, Brasil y Noruega concentran la mayor participación en las centrales hidroeléctricas. 1.1.1 Capacidad instalada en México La capacidad nacional instalada para generación de electricidad a septiembre del 2012 incluyendo exportación se ubicó en 51,519.81 MW [2], registrando un incremento de 1.7% respecto al año anterior. CAPÍTULO I IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 2 La Tabla 1.1, muestra que la capacidad instalada por las compañías eléctricas paraestatales (CFE) representan el 76.3% de la capacidad total instalada en el país. Mientras que en la actualidad la participación privada (PIE‟s) basada principalmente en termoeléctricas y centrales eólicas es del orden del 23.7%. Cabe señalar que antes de la modificación de la Ley del Servicio Público de Energía Eléctrica, en 1993, la participación privada estaba limitada a la modalidad de uso propio, es decir, autoabastecimiento. Desde entonces la expansión del sector eléctrico mexicano se ha basado principalmente en la participación privada [11]. Las centrales que utilizan gas natural (ciclo combinado y turbogas) son las que mayor energía aportan con 38% como se observa en la Figura 1.2. Esto tuvo como repercusión una mayor utilización del gas natural en la generación eléctrica, específicamente en lo que se refiere a la tecnología de ciclo combinado, al pasar de 8.6% en 1999 a 35% de la generación total del servicio público en 2012. Tabla 1.1 Capacidad efectiva instalada por tipo de generación al mes de septiembre de 2012 [2]. Figura 1.2 Capacidad total efectiva instalada por tipo a septiembre del año 2012 [2]. 24% 5% 4.9% 35% 2% 3% 1% 3% 22% 0.1% Vapor Dual Carboeléctrico Ciclo Combinado Geotermoeléctrica Turbogas Combustión Interna Nucleoeléctrica Hidroeléctrica Eoloeléctrica Tipo de generación Capacidad efectiva (MW) Porcentaje (%) Termoeléctrica 22 596.33 44.56% Hidroeléctrica 11 241.22 21.82% Carboeléctrica 2 600.00 5.05% Geotermoeléctrica 811 .60 1.58% Eoloeléctrica 86.75 0.17 Nucleoeléctrica 1 610.00 3.13% Fotovoltaica 1.00 0.002% Termoeléctrica (PIE‟s) 11 906.9 23.11% Eólica (PIE‟s) 306.00 0.59 Total 51,519.81 100% CAPÍTULO I IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 3 Para el periodo (2012-2025) las estimaciones del consumo nacional de electricidad en México indican una tasa de crecimiento anual de 4.3%, ya que se espera que aumente de 197.31 TW-h en 2010 a 404.7 TW-h al 2025 [1]. Mientras que durante el mismo período se retirarán un total de 11,093 MW de diversas unidades generadoras que actualmente se encuentran en operación y que durante el periodo agotarán su vida útil. 1.1.2 Generación eléctrica en México La generación total de energía eléctrica en México en el año 2012 sin considerar la zona centro fue de 197.31 TW-h según estadísticas consultadas en el portal oficial de CFE, donde la generación por fuente termoeléctrica fue de 166,669.27 GW-h representando un 84.4% de la generación eléctrica total del país. La Figura 1.3 muestra la fuerte dependencia de los combustibles fósiles en cuanto a la generación de energía eléctrica, lo cual representa un aumento importante con respecto al año del 2001, cuando la fracción fósil fue del 77%. Cabe señalar que la importancia de las plantas hidroeléctricas ha disminuido fuertemente, registrándose una generación de tan sólo 11.69% (19,389 GW-h), aún cuando su capacidad instalada corresponde al 21.9% del total. Figura 1.3 Generación total de energía por fuente a septiembre del año 2012 [2]. La capacidad efectiva instalada y la generación de tipo termoeléctrica, como se muestra en la Tabla 1.2, recae principalmente en las centrales de ciclo combinado, puesto que aproximadamente el 53.5% de la generación es mediante esta tecnología, con una generación eléctrica de 89,282 GW-h. 2.29 % 6.44 % 3.38 % 0.03 % 31.2 % 11.96% 44.7 % Geotermia Carbón Nuclear Eólica PEE's Hidroelectrica Hidrocarburos CAPÍTULO I IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 4 Tabla 1.2. Capacidad efectiva instalada por tipo de generación termoeléctrica [2].Tipo Capacidad en MW Generación GW-h Vapor 11 698.60 40 052.20 Dual 2 778.36 10 964.35 Carboeléctrica 2 600.00 12 812.23 Ciclo Combinado 18 029.28 89 282.21 Geotermoeléctrica 811.60 4 161.74 Turbogas 2 146.06 1 510.20 Combustión Interna 210.92 796.18 Nucleoeléctrica 1 610.00 7 090.16 Total 39 922.33 166 669.27 1.2 CENTRALES TERMOELÉCTRICAS DE CICLO COMBINADO La generación de potencia con ciclos combinados se emplea en todo el mundo, debido a sus bajos costos de inversión y corto plazo de construcción, en comparación con las centrales termoeléctricas convencionales [5, 6, 7, 8]. Una central de ciclo combinado está compuesta por un ciclo Joule-Brayton (turbina de gas) y un ciclo Rankine (Sistema de potencia de vapor), donde los fluidos de trabajo son gases de combustión y agua-vapor. Estos ciclos alcanzan altas eficiencias, confiabilidad y la generación de potencia es económica. El ciclo Joule tiene una fuente de energía a una temperatura elevada y la energía de los gases de escape se encuentran a una temperatura que es usada convenientemente como fuente de energía del ciclo Rankine [9, 10]. Figura 1.4 Diagrama esquemático de un ciclo combinado de un nivel de presión; a) Esquema básico de una planta de ciclo combinado, b) Representación del diagrama T-s del ciclo combinado gas y vapor. Esta combinación de dos tipos de generación nos permite aprovechar al máximo los combustibles utilizados, reduciendo los niveles emisión y gases contaminantes con respecto a las centrales termoeléctricas convencionales. 2g 3g V-6 1g 4g 1v 2v 3v 4v EC EV SC Caldera de Recuperación de Calor Condensador Bomba Turbina de vapor Turbina de gas 2v 1v 3v 4v 7g 6g 5g 1g 2g 3g 4gTe m p e ra tu ra Entropía 5g 6g (a) (b) Desgasificador CAPÍTULO I IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 5 Como se puede observar en la Figura 1.4, el ciclo combinado consta de tres elementos claramente diferenciados: Turbina de gas. Caldera de recuperación de calor. Ciclo de vapor (turbina de vapor, condensador). La eficiencia del ciclo combinado es mucho mayor que la eficiencia de las turbinas de gas de nueva generación o de centrales termoeléctricas convencionales. La eficiencia del ciclo combinado puede alcanzar valores cercanos al 60% [5, 6, 15, 16]. La Figura 1.5 muestra los flujos de calor que transitan en los principales equipos del ciclo combinado, en donde el total de energía eléctrica producida, es aproximadamente un 60-64% aportada por la turbina de gas y un 36-40% por la turbina de vapor [8]. Figura 1.5 Máquinas térmicas y flujos de energía de un ciclo combinado [8, 15]. 1.2.1 Descripción del ciclo de la turbina de gas Aire atmosférico es succionado a través de los filtros, con el propósito de quitar las impurezas del aire que puedan causar daños en las primeras etapas del compresor. La presión del aire es elevada en el compresor, donde se mezcla y quema adecuadamente con el combustible en la cámara de combustión. Los gases producto de la combustión se expanden en la turbina de gas hasta una presión ligeramente superior a la atmosférica (debido a la contrapresión del escape). En la expansión se genera suficiente potencia como para mover el compresor y al generador que van acoplados al mismo eje de la turbina. De este modo se tiene un primer ciclo de producción de energía eléctrica. CAPÍTULO I IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 6 1.2.2 Descripción del ciclo del vapor Los gases procedentes de la turbina de gas puesto que todavía están bastante calientes, son introducidos a la caldera de recuperación de calor donde ceden su energía a través de los distintos elementos de recuperación (economizador, evaporador y sobrecalentador) para producir vapor a las condiciones requeridas por la turbina de vapor. El vapor producido en la caldera sigue un ciclo Rankine simple cuyo objetivo final, es mover una turbina de vapor para producir nuevamente energía eléctrica. 1.2.3 Configuraciones principales de los ciclos combinados Las posibles configuraciones de un ciclo combinado son [21]: 1-1-1: Se tiene una turbina de gas, un HRSG y una turbina de vapor. Aquí se tiene la opción de una sola flecha (single-shaft) o 2 generadores eléctricos (multi-shaft) como se muestra en la Figura 1.6. 2-2-1: Se tienen 2 turbinas de gas, 2 HRSG y una turbina de vapor. 3-3-1: Se tienen 3 turbinas de gas, 3 HRSG y una turbina de vapor. 1-1-2: Se tiene una turbina de gas, 1 HRSG y 2 turbinas de vapor. a) b) Figura 1.6 Configuraciones de plantas de ciclo combinado; a) con dos generadores eléctricos (multi-shaft), b) con un solo generador eléctrico (single-shaft). La configuración deseada depende de la capacidad de la planta y del tamaño de los equipos disponibles. Una de las ventajas de las plantas de ciclo combinado es la posibilidad de construirlas en dos etapas y la flexibilidad con la que puede ser operada mientras se trabaja con un solo ciclo para dar mantenimiento al otro (Figura 1.7). CAPÍTULO I IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 7 Figura 1.7 Flexibilidad de construcción y operación de un ciclo combinado. 1.3. DESCRIPCION DE LA CENTRAL DE CICLO COMBINADO SAN LORENZO La Central de Ciclo Combinado San Lorenzo entró en operación comercial el 29 de diciembre de 2003, con dos unidades turbogas W-501F de la Marca Siemens Westinghouse con una capacidad instalada de generación de 135 MW por cada unidad y una eficiencia térmica de aproximadamente 34%. La central de ciclo combinado San Lorenzo (ver Figura 1.8) se localiza a las afueras de la ciudad de Puebla, en el parque industrial Finsa del municipio de Cuautlancingo correspondiente al estado de Puebla. La conversión de la central paso de ser solamente ciclo Joule abierto con capacidad instalada de 270 MW, a ser una central de ciclo combinado con capacidad instalada de 382 MW entrando en operación el 30 de Diciembre de 2009 siendo una de la centrales más modernas que operan a nivel nacional. 1.3.1 Descripción de la caldera de recuperación de calor de la central San Lorenzo La central tiene un arreglo de 2-2-1, es decir, dos turbinas de gas, dos calderas de recuperación de calor (2 HRSG) y una turbina de vapor en común. Cada caldera cuenta con dos niveles de presión. En lo que se refiere al nivel de baja presión se compone de deareador integral que actúa a la vez como un domo de baja presión y desgasificador de gases incondensables, de un precalentador, un evaporador y un sobrecalentador de baja presión; con lo respecta al nivel de alta presión se componen por dos economizadores de alta presión, de un evaporador de alta presión y tres sobrecalentadores de alta presión. CAPÍTULO I IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 8 Figura 1.8 Vista panorámica de la Central Ciclo Combinado San Lorenzo. 1.4 RECUPERADOR DE CALOR GENERADOR DE VAPOR Es esencialmente un intercambiador de calor a contraflujo que absorbe calor de una corriente de gases para generar vapor y ser utilizado en la producción de energía eléctrica o en diferentes procesos industriales. La caldera de recuperación de calor en un ciclo combinado es el elemento que aprovecha la energía de los gases de escape de la turbina de gas transformándola en vapor, vapor que puede ser utilizado para procesos industriales (cogeneración) o en la generación de energía eléctrica. La caldera de recuperación de calor para ciclos combinados es en general de tipo convectivo, es decir, el intercambio de calor se produce fundamentalmente a través del mecanismo de convección. Esta es una de las principales diferencias de este tipo de calderas con respecto a las convencionales, como las de carbón, en las que el mecanismo de radiación juega un papel importante.1.4.1 Partes principales del recuperador de calor generador de vapor Las partes principales de una caldera de recuperación de calor se observan en la Figura 1.9, las cuales se describen a continuación: Deareador o desgasificador: es el encargado de eliminar los gases disueltos en el agua de alimentación, oxigeno principalmente y otros gases que podrían provocar corrosiones en los tubos del recuperador de calor. Domo de vapor: comúnmente se localizan en la parte exterior del recuperador de calor. Es aquí en donde se separa el agua del vapor, para posteriormente enviar el vapor seco a los sobrecalentadores. CAPÍTULO I IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 9 Bombas de alimentación: son las encargadas de enviar el agua desde el tanque de agua de alimentación a su domo de vapor correspondiente. Bombas de recirculación: su función es la de recircular agua de la salida del precalentador hacia la entrada del mismo, con la finalidad de mantener una cierta temperatura de agua a la entrada del precalentador y evitar con ello el punto de rocío. Economizadores: son los intercambiadores de calor encargados de precalentar el agua de alimentación hasta aproximadamente su temperatura de saturación. Evaporadores: son intercambiadores de calor que aprovechan el calor de los gases de escape para evaporar el agua a la presión del nivel correspondiente, la circulación del agua a través de ellos puede ser forzada o natural: en la forzada se utilizan bombas y en la natural el efecto de la diferencia de densidades del agua y vapor. Sobrecalentadores: la función principal del sobrecalentador es incrementar la temperatura de vapor proveniente del domo a la requerida. Se encuentran en la parte más cercana a la entrada de los gases procedentes de la turbina de gas. Recalentadores: su función principal es incrementar la temperatura del vapor extraído del sistema de alta presión de la turbina de vapor (recalentado frío) a la temperatura de vapor recalentado especificada por la turbina (recalentado caliente). Atemperadores: son cámaras de mezclado donde vapor de alta temperatura es mezclado con vapor o agua de más baja temperatura para disminuir la temperatura total. Figura 1.9 Partes principales de la caldera de recuperación de calor. CAPÍTULO I IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 10 1.4.2 Caldera de recuperación de calor sin postcombustión La caldera sin postcombustión (Figura 1.10), es el tipo más común de caldera utilizada en ciclos combinados. Esencialmente es un intercambiador de calor en el que se transfiere el calor de los gases de combustión al circuito recuperador agua-vapor por convección. Figura 1.10 Caldera de recuperación de calor sin postcombustión. 1.4.3 Caldera de recuperación de calor con postcombustión Las calderas con postcombustión (Figura 1.11) pueden construirse con aporte de aire adicional. Sin embargo, las modificaciones constructivas principalmente se limitan a instalaciones con quemadores en el ducto de transición a la entrada de la caldera. Esto permite que se pueda utilizar el exceso de aire de los gases de combustión sin sobrepasar las temperaturas admisibles para la placa de protección interna del aislamiento [8,15]. Esto conlleva a un incremento sustancial de la temperatura de los gases de escape lo cual resulta en un aumento en la producción de vapor y en la temperatura de vapor sobrecalentado. Figura 1.11 Caldera de recuperación de calor con postcombustión. g1 g2g3 v1 v2 v4 v5 v7 v8 v9 v10 c1 g5 g6 g8 g9 g10 g11 BP AP g4 g7 ṁc1 ṁa ṁgc ṁgc v3 c2 v6 v11 v12 v3 v1 v7 v8 v4 v8 g1 g2g3 v1 v2 v4 v1 v5 v7 v8 v9 v10 v12 v11 v13 v14 v14 v2 v15 v16 v17 v18 v19 v19 v20 c1 g5 g6 g8 g9 g10 g11 g12 g13 g14 g16 g17 g18 EC BP EV BP EC 1 AP EC PI EV PI EC 2 AP SC BP SC PI EC 3 AP EV AP SC 1 AP RC 1 PI RC 2 PI SC 2 AP PI BP AP g4 g7 ṁVrec + ṁVT ṁVT ṁVBP ṁVBP ṁVAP ṁVPI ṁVAP ṁVAP ṁVAP ṁVAP ṁVAP + ṁVPI ṁVAP + ṁVPI ṁVAP ṁVAP + ṁVPI ṁVAP ṁVAP + ṁVPI + ṁVBP ṁc1 ṁa ṁgc ṁpgc ṁVrec ṁVPI ṁVPI ṁVBP ṁVT v3 c2 ṁc2 g19 v21 22v g15 14v 24v c2 v5 v6 v11 v11 v12 v15 v15 v18 v20 v16 v13 23v CAPÍTULO I IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 11 1.4.4 Calderas de recuperación de calores horizontales La caldera de recuperación horizontal es aquélla en la que el gas a la salida de la turbina, sigue una trayectoria horizontal a través de los distintos módulos de intercambio de calor hasta su conducción final a la chimenea. No necesitan estructura de soporte, siendo en conjunto una caldera más compacta y barata, ya que requieren poca estructura metálica al ir colgados los elementos del techo. El aislamiento suele ser interno para evitar utilizar en las carcasas materiales aleados. Debido a la construcción compacta como se muestra Figura 1.12, gran parte de los tubos en el interior de los haces no son accesibles. Otro inconveniente de este tipo de caldera es el drenaje inferior de los colectores y tubos del sobrecalentador puedan provocar la acumulación de bolsas de agua que en los arranques e impedir la circulación. Figura 1.12 Caldera de recuperación de calor tipo horizontal. 1.4.5 Calderas de recuperación de calor verticales. Este tipo de calderas son parecidas en su configuración a las calderas convencionales, constan de una estructura sobre la que apoyan los domos y de la que cuelgan los soportes de los haces horizontales de los tubos. Los tubos dilatan mejor y no están sometidos a tensiones térmicas tan elevadas, siendo más accesibles para inspección y mantenimiento. La Figura 1.13 muestra una caldera vertical, que cuenta con circulación forzada en los arranques. La tendencia es diseñarlas con circulación natural, lo que implica elevar la posición de los domos para conseguir una diferencia de densidad entre la columna de agua de los tubos de bajada del colector y de los tubos de salida del evaporador al domo. La forma normal de operación en este tipo de calderas es en presión deslizante, donde la presión del vapor fluctúa de acuerdo con el flujo de vapor, ya que este modo de operación maximiza la eficiencia de la caldera de recuperación de calor a cargas parciales. CAPÍTULO I IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 12 Figura 1.13 Caldera de recuperación de calor tipo vertical. 1.4.6 Calderas de recuperación de un solo paso o supercrítica En este tipo de calderas como el de la Figura 1.14, el agua pasa una sola vez a través de la caldera de recuperación. El empleo de presiones supercríticas (mayores a 221 bar) es una de las más atractivas para su aplicación en desarrollos futuros de este tipo de centrales, por sus condiciones de operación y mantenimiento que son más sencillas que los dos tipos anteriores. Figura 1.14 Caldera de un solo paso o supercrítica (once through). 1.5 ESTADO DEL ARTE EN EL ANÁLISIS DE LAS CALDERAS DE RECUPERACIÓN DE CALOR 1.5.1 Simulación de HRSG’s En 1995, V. Ganapathy [7] realizó una simulación mediante los puntos de pliegue y aproximación (pinch y approach) pues propone que no es necesario diseñar físicamente un recuperador de calor (HRSG) en términos del área superficial, tamaño de los tubos, configuración de las aletas, etc. a fin de evaluar su desempeño bajo diferentes modos de operación y diferentes relaciones de gas/vapor. CAPÍTULO I IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 13 Los diseñadores de calderas de recuperación calculan el área de superficie S de cada componente de la caldera usando la ecuación: Q S T U (1.1) Donde Q es el flujo de calor, U el coeficiente global de transferencia de calor y ∆T es la diferencia media logarítmica de temperaturas. Entonces, el desempeño de una caldera de recuperación a cualquier condición puede ser simulada inclusoantes de ser diseñada físicamente. Las limitaciones son que el HRSG deberá ser de tipo convectivo, cual es el caso de 90-95% de generadores de vapor construidos hoy en día. La temperatura de escape de los gases en la chimenea es impactada por la presión de vapor y los puntos de pinch y approach. La diferencia de pinch point es un factor importante en el HRSG ya que cuanto menor es el pinch point, mayor es la cantidad de vapor generado y mayor es el área requerida para el intercambio de calor, por lo tanto, los costos en la caldera aumentan. La diferencia de temperaturas de pinch point se define como: la diferencia existente entre la temperatura de los gases dejando el evaporador y la temperatura de saturación correspondiente a la presión del domo de vapor. También se tiene el término de approach point, este se define como: la diferencia entre la temperatura de saturación en el domo y el agua a la salida del economizador, valores típicos de este punto son de 5 a 15 °C. Esta diferencia es de vital importancia para evitar la evaporación en los arranques, subidas de carga y operación a cargas parciales. La temperatura de salida de los gases y la producción de vapor no puede ser seleccionada arbitrariamente. La Tabla 1.3 muestra como la presión y temperatura de vapor afectan la capacidad de recuperacion de calor, donde conforme la presión incrementa, la temperatura de los gases de salida también incrementa. Tabla 1.3 Temperatura de gases de salida y presión de vapor. Nota: Basadas @ 10 °C pinch, 11 °C approach, temperatura de gases a la entrada de 482.2 °C y agua de alimentación a 110 °C, sin purgas Presión de vapor, kPa Temperatura, °C Salida de los gases, °C 689.5 Sat@170.0 148.9 1034.2 Sat@185.6 156.1 1723.7 Sat@207.8 166.7 2757.9 Sat@231.1 178.3 4136.8 Sat@254.4 203.3 CAPÍTULO I IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 14 V. Ganapathy asume que muchos ingenieros están bajo la impresión de que puede ser fijada la temperatura de los gases de salida a 149 °C con calderas de un nivel de presión, pero como se ha visto en la tabla anterior, esto es posible a bajas presiones y altas temperaturas de los gases de entrada. La simulación ayuda a localizar diferentes módulos en diferentes ubicaciones de calderas multipresiones y ver cual combinación genera más vapor. La Figura 1.15 muestra el análisis del perfil de temperaturas del HRSG, el cual consiste de un nivel de alta presión (AP), seguido de un nivel de baja presión (BP), cada uno con su propio economizador, en el cual el flujo de gases de combustión de la turbina de gas es 227000 kg/h, la temperatura de entrada es de 482.2 °C y se tiene una eficiencia en la caldera de 71.04%. Figura 1.15 Perfil de temperaturas de gas-vapor. Ganapathy concluye que la suma de estos dos parámetros pinch y approach point determina la producción de vapor una vez fijadas la presión y temperatura del vapor. Cuando las calderas son evaluadas en campo, los parámetros para los cuales fueron diseñados no pueden ser igualados debido a diversos factores tales como: condiciones ambientales, carga de la planta, operación de la turbina de gas, variaciones en las propiedades del combustible. Sin embargo, es posible evaluar el desempeño real del HRSG y compararlo con el de diseño. 1.5.2 Capacidades óptimas y criterios de selección en recuperadores de calor generadores de vapor en ciclos combinados En 1997, Aknher Pasha y Sanjeev Jolly [12] presentan un estudio sobre los parámetros influenciados por el tipo de circulación en los tubos del evaporador en el HRSG y cómo seleccionar el tipo de circulación más apropiado para cada planta en particular. Además, presentan una evaluación de cómo el vapor de salida de un recuperador de calor cambia con las condiciones del vapor y un método para determinar si la circulación forzada o natural es la mejor alternativa. 0 100 200 300 400 500 0 100 200 300 400 500 0 1 2 3 4 T e m p era tu ra (°C ) No. de equipos de recuperación de calor T e m p er a tu ra ( °C ) CAPÍTULO I IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 15 La producción de vapor en el HRSG disminuye conforme aumenta la presión y temperatura de vapor. Otra alternativa para incrementar la generación de vapor, es quemando combustible adicional en el HRSG, utilizando el oxigeno presente en los gases de escape de la turbina de gas. Los recuperadores de calor son divididos en dos tipos, basados en el mecanismo de circulación en el cual el agua y la mezcla de vapor son circuladas a través de los tubos del evaporador. Para este estudio, una turbina de gas General Electric con una potencia de salida de 123.4 MW a condiciones ISO es seleccionada. Sin embargo, la metodología se puede aplicar para cualquier turbina de gas. El recuperador de calor tiene tres niveles de presión incluyendo deareador integral (Figura 1.16), la selección de este tipo de caldera de recuperación de calor es basada en la experiencia propia de los autores con esta turbina de gas. Figura 1.16 Esquema de una planta de ciclo combinado de tres niveles de presión [12]. El primer paso para la optimización del HRSG es determinar que tanto vapor de alta presión puede ser producido en el domo de vapor. La Figura 1.17 da una cantidad máxima de vapor de alta presión, el cual puede ser producido con un diseño práctico. Los parámetros utilizados en la realización de este estudio son dados en la tabla siguiente: Tabla 1.4 Parámetros básicos utilizados de TG y HRSG. Turbina de gas GE MS 9171 E Potencia de salida 123.4 MW Flujo de gases 416.8 kg/s Temperatura de escape 540.5 Temperatura de PP/AP (AP, PI) 8.3°C/8.3°C Presión deareador 2 bar Temperatura de condensado 37.8 °C CAPÍTULO I IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 16 Figura 1.17 Generación de vapor de AP a diferentes condiciones de presión y temperatura. Aknher Pasha y Sanjeev Jolly finalizan diciendo que el tipo de circulación en el evaporador afecta muchos parámetros y tiene efecto causado sobre el diseño, operación y el costo del HRSG. Este estudio es solamente para el tipo de circulación en la sección del evaporador en un HRSG. Además, la información y participación del fabricante de HRSG es necesaria para llegar al diseño más optimizado de la planta de ciclo combinado. 1.5.3 Optimización de recuperadores de calor generadores de vapor para plantas de ciclo combinado En el año 2001, Manuel Valdés y José L. Rapún [13] proponen un método para la optimización de calderas de recuperación, basados en coeficientes de influencia, ya que algún cambio en el diseño de la caldera de recuperación podría afectar todas las variables del ciclo, por lo tanto, la disponibilidad de herramientas para su optimización es de gran relevancia. El método de ecuaciones propuesto, es resuelto es a través del método Newton- Raphson. La principal ventaja de este método, es que permite un mejor entendimiento de la influencia de los parámetros de diseño sobre el desempeño del ciclo. El recuperador de calor es la unión entre el ciclo de gas y el ciclo de vapor, por lo tanto algún cambio en su diseño afecta directamente la eficiencia del ciclo, su potencia generada, el costo global y muchas otras variables en el ciclo. Una herramienta de diseño de HRSG debe combinar el cálculo del desempeño para una geometría dada, con un método de optimización para lograr objetivos, por ejemplo: aumento de eficiencia o reducción de costos. Las variables son las diferentes presiones, temperaturas y los flujos de calor y masa. Los coeficientes de influencia son una poderosa aproximación para evaluar de manera directa el efecto de las modificaciones de diseño. Ellas constituyen un puente entre la simulación y optimización; su estudio hace la elección de estrategias de optimización más fáciles. CAPÍTULOI IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 17 (1.2) Las ecuaciones básicas para la simulación del recuperador de calor en un CC de un nivel de presión, pueden ser expresadas en términos de masa y balances de energía, correlaciones de propiedades termodinámicas, coeficientes de transferencia de calor estimados y cálculos de eficiencia promedios. Los balances de energía son aplicados a todos los componentes del HRSG (sobrecalentador, evaporador y economizador), incluyendo la temperatura media logarítmica. Las propiedades pueden ser obtenidas o derivadas de las correlaciones dadas en la literatura. . . . 1 2 1 2 1 2 ln a b gc ssobre sobre sobre a b a b t t t t Q U A m h h m h h t t t t (1.3) . . . 2 3 2 3 2 3 ln g seva eva eva b d b b t t Q U A m h h m h h t t t t (1.4) . . . 3 4 3 4 3 4 ln d e g seco eco eco d e d e t t t t Q U A m h h m h h t t t t (1.5) La eficiencia promedio del ciclo combinado puede ser obtenida en función de la potencia de la turbina de gas y la de vapor, las cuales no solamente son variables dependientes del área del HRSG, sino que también de muchas otras variables tales como: presión de vacío en el condensador, temperatura y presión ambiente, etc.: , , ,TV TGa v cond TV cc comb LHV W h m h W m Q (1.6) Cuando el sistema de ecuaciones es establecido, es resuelto con el método Newton- Raphson. Considerando que no todas las derivadas parciales para las expresiones fi son directamente obtenidas, la técnica de diferencias finitas es aconsejable cuando se calcula derivadas parciales. El procedimiento iterativo Newton-Raphson debe ser empezado asignando los valores iniciales de la Tabla 1.5. La convergencia depende de la habilidad en la selección de valores que no estén demasiado lejos de los valores reales. det j iji i i x Jf c c J CAPÍTULO I IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 18 Tabla 1.5 Principales características de la planta de ciclo combinado usada en el ejemplo numérico. Turbina de Gas Flujo másico de aire (kg/s) 506.9 Temperatura de entrada turbina (K) 1368.9 Eficiencia (%) 33.3 Potencia bruta (kW) 151950.0 Temperatura de escape turbina (K) 818 HRSG Presión del domo (bar) 50 ∆T del sobrecalentador gas-vapor (°C) 32 Pinch point / Approach point (°C) 10 / 2 Área total de intercambio de calor m 2 60400 Distribución de área (eco-eva-sobre) (%) 40.3-49.9-9.8 Flujo másico de vapor (kg/s) 65.4 Turbina de vapor Calidad del vapor 0.87 Potencia bruta (kW) 78140 Ciclo combinado Potencia bruta (MW) 227.8 Eficiencia (%) 49.9 La Figura 1.18, muestra teóricamente los puntos en los cuales los coeficientes de influencia que alcanzan los valores más bajos, son aquellos que deberán estar más cerca del diseño óptimo. Una cercana aproximación muestra que el punto de diseño más conveniente es definido por Aeco 45%, Aeva 45%, Asobre 10% diferente al punto inicial de diseño, el cual era de una distribución de áreas inicialmente de Aeco 40.3%, Aeva 49.9%, Asobre 9.8% (Tabla 1.5). Figura. 1.18 Coeficientes de influencia vs porcentaje de distribución de área de componentes: (a) economizador, (b) evaporador y (c) sobrecalentador. Manuel Valdés y José L. Rapún proponen la posibilidad de modificar la distribución de las áreas de intercambio de calor establecidas en el punto inicial del diseño del HRSG, manteniendo constante el área total de intercambio de calor logrando alcanzar un mejoramiento potencial en la eficiencia del ciclo. Así como también, la optimización de la distribución de las áreas de los componentes es una herramienta especialmente interesante, para el diseño de nuevos recuperadores de calor o repotenciación de viejos equipos. CAPÍTULO I IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 19 1.5.4 Un método general para el óptimo diseño de recuperadores de calor En 2006, Alessandro Franco y Nicola Giannini [14] proponen un modelo general de optimización para recuperadores de calor (HRSG), es cual es organizado en dos niveles: el primero permite obtener los principales parámetros de operación, mientras que el segundo envuelve el diseño detallado de los componentes con geometrías variables en las secciones de transferencia de calor. La estrategia propuesta en este trabajo descompone el diseño optimo del CC en tres niveles jerárquicamente organizados, con objetivos secuencialmente definidos: nivel del sistema (Ciclo Combinado), nivel del sub-sistema (HRSG y TV) y nivel del componente (HRSG) como se muestra en la Figura 1.19. Para cada nivel, dos conjuntos son definidos: uno de variables de decisión y otro de parámetros. Cuando la optimización es llevada a cabo, los resultados generados son la condición límite del siguiente nivel de optimización. Figura 1.19 Optimización de los componentes de las plantas de Ciclo Combinado. Optimización del primer nivel y parámetros de operación: La elección de la mínima destrucción de exergía es considera como la función objetivo más adecuada para los parámetros de operación del HRSG. Con referencia en la minimización de pérdidas de exergía, dos diferentes formas pueden ser consideradas: la primera de pérdidas de exergía debidas a la transferencia de calor entre el flujo de gases y el agua, y la segunda de pérdidas de exergía debidas a las caídas de presión del lado gases y lado vapor. La minimización de las pérdidas de exergía debidas a la diferencia de temperaturas entre los gases de escape y el agua pueden ser consideradas para el óptimo diseño del primer nivel. Mientras que las pérdidas de exergía debidas a la caída de presión pueden ser consideradas en el óptimo diseño del segundo nivel. Con respecto a la función objetivo, las pérdidas de exergía ocurridas en el HRSG pueden ser tomadas en cuenta con las pérdidas de exergía ocurridas en la expansión de la turbina de vapor. CAPÍTULO I IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 20 TOT HRSG TV VAP I I I I (1.7) Optimización del HRSG segundo nivel: Diseño detallado de las secciones Para la caldera de recuperación, primeramente se depende del arreglo de flujo (contraflujo, paralelo, mezclado, etc.) y el tipo de tubos: aletados, placas, etc. Cuando el tipo de intercambiador ha sido seleccionado, el procedimiento óptimo de diseño dará todos los detalles geométricos de las secciones como se muestra en la Figura 1.20. Figura 1.20 Diagrama de flujo de la optimización detallada del HRSG (segundo nivel de optimización). El segundo nivel de optimización generalmente sigue un diseño preliminar de las secciones del HRSG basadas en la primera ley de la Termodinámica con el objetivo de evitar incongruencias con respecto a los datos de entrada. Entonces, la optimización inicia a partir de las variables definidas en el diseño preliminar. Esta optimización detallada puede ser traída para cada sección del HRSG o para todo el recuperador de calor. Aplicación del diseño optimo para el caso de estudio El procedimiento propuesto para la optimización ha sido aplicado a la configuración existente de la caldera de recuperación de dos niveles de presión del ciclo combinado con el propósito de incrementar la eficiencia del ciclo, minimizando el impacto geométrico. La Tabla 1.6 muestra los parámetros principales de diseño del ciclo combinado. Tabla 1.6 Datos de diseño de la planta existentes (calidad vapor x=0.88). TG HRSG TV mg (kg/s) Tg,ent (°C) m1 (kg/s p (bar) Tg,sal (°C) T1,ent (°C)T1,Sob (°C) Qent (MW ) IHRSG (MW) φ (-) ATOTAL (m 2 ) Wsal (MW) ITOTAL (MW) 445.4 505 48.3 53.8 125.1 57 490 189.6 20.07 0.796 110720 58.2 40.3 13.2 5.4 273 CAPÍTULO I IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 21 El mejoramiento logrado disminuye las pérdidas de exergía 25% al aumentar el número de niveles de presión de 2 a 3 e incrementa la eficiencia del componente, el cual aumenta de 80% a 85%. Los resultados más importantes pueden ser observados en la Tabla 1.7, manteniendo la caída de presión del lado de los gases debajo del valor de 6 x 10 -2 bar. Tabla 1.7. Comparación entre la solución óptima, la configuración básica y la solución intermedia. Alessandro Franco y Nicola Giannini mostraron que el proceso de optimización aplicado a la caldera de recuperación de dos niveles de presión del ciclo combinado existente, permite obtener importantes mejoras en la reducción de las pérdidas de exergía o en el tamaño de la caldera. Su optimización fue organizada en dos niveles principales: en el primero la estructura y los parámetros de operación fueron definidos, con el objetivo de minimizar las pérdidas de exergía y el segundo para el diseño detallado de las secciones de transferencia de calor es evaluado, con el objetivo de minimizar la caída de presión o el volumen del HRSG. Una reducción en las pérdidas de exergía del orden del 25% puede ser obtenida con un incremento de 5 a 6% en los tubos usados así como también mediante el incremento del número de niveles de presión de 2 a 3 y el incremento del volumen total a 8%, así como del incremento de volumen del HRSG de 121.4 a 131.2 m 2 /m 3 . I∆TOTAL (MW) I∆p (MW) φ A (m 2 ) Ltubos (m) L (m) A. Frontal (m 2 ) V (m 3 ) CI (m 2 /m 3 ) Configuración básica 20.07 1.05 0.796 110,720 90,990 7.2 (18 x 7) 912.2 121.4 HRSG 2N optimizado 17.15 1.19 0.826 124,620 102,330 8.1 (18 x 7) 1021.8 121.9 HRSG 3N optimizado 15.05 2.12 0.848 137,218 96,246 8.3 (18 x 7) 1045.8 131.2 CAPÍTULO II IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 22 CAPÍTULO II: METODOLOGÍA PARA DETERMINAR LA EFICIENCIA DE LA CALDERA DE RECUPERACIÓN DE CALOR 2.1 DESCRIPCIÓN DE LA NORMA ASME PTC 4.4 El objetivo de esta norma es establecer los procedimientos para evaluar el desempeño de una caldera de recuperación (HSRG) empleadas comúnmente en instalaciones de ciclo combinado. La caldera de recuperación será vista a partir de los gases de escape de la turbina de gas, la cual puede contar con quemadores adicionales para postcombustión. La norma ASME PTC 4.4 está conformada por las siguientes 7 secciones [3]: Sección 1: Objetivos y alcance Sección 2: Definiciones y descripción de términos Sección 3: Guías principales Sección 4: Instrumentos y métodos de medición Sección 5: Cálculos Sección 6: Reporte de resultados Sección 7: Apéndice Los propósitos de estas pruebas son determinar: la eficiencia o efectividad de la caldera de recuperación de calor la capacidad operando a condiciones especificas Es muy importante proporcionar datos para la determinación de algunos o todos los componentes a condiciones específicas de operación, para propósitos tales como: o comparar el desempeño actual contra el de diseño o comparar distintos componentes del HRSG a condiciones de diseño o comparar a diferentes condiciones de operación (cargas parciales) o determinar el desempeño de componentes individuales o secciones del HRSG o comparar el desempeño cuando se queman diferentes combustibles Los métodos descritos en esta norma solo pueden ser usados en unidades de recuperación de calor empleadas en instalaciones de ciclo combinado (Figura 2.1). Las unidades operando con menos de 20% de exceso de aire serán evaluadas de acuerdo a la norma ASME PTC 4.1 para generadores de vapor convencionales. Los métodos usados en este reporte también pueden ser usados en los siguientes equipos: CAPÍTULO II IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 23 Unidades calentando solamente agua Unidades usando fluidos de trabajos diferentes del agua Unidades en la que los gases calientes de entrada provienen de fuentes diferentes a las turbinas de gas HRSG con combustión auxiliar (mezcla de aire fresco con combustible, es decir, la fuente de calor proviene totalmente de la caldera de recuperación de calor, no de los gases de escape de la turbina de gas) Es muy importante resaltar que esta norma no aplica para los siguientes casos: Generadores de vapor convencionales, pues su objetivo principal no es la recuperación de calor de los gases de desecho de la turbina de gas. Equipos auxiliares tales como bombas y ventiladores Equipamiento de amortiguamiento de emisiones ruidosas Pureza y calidad del vapor La norma ASME PTC 4.4 se complementa con otras nomas tales como: ASME 22 (Turbinas de gas), ASME 46 (Eficiencia global de plantas), ASME 3.3 (Combustibles gaseosos), ASME 19.1 (Medidores de temperatura), así como también de la norma ASTM D 3588 (Calculo del poder calorífico) que se recomiendan consultar para una mejor compresión de los términos y/o procedimientos que se utilizan posteriormente. Los resultados de todas las pruebas dependen en gran medida de la selección y aplicación de la instrumentación adecuada, así como de su calibración y de la precisión de las lecturas. Otro aspecto de vital importancia en los resultados de las pruebas, es la determinación adecuada de las propiedades del combustible empleado, por lo que se debe efectuar su análisis para cada tipo de combustible (ASME PTC 3.1 Diesel y ASME PTC 3.3). Esta norma es una guía para llevar a cabo, las pruebas para todo tipo de recuperadores de calor, tales como: con y sin postcombustión, vertical, horizontal, de circulación natural y forzada, debido a la gran variedad de diseños existentes. En este caso, el responsable de conducir la prueba, estudiara la unidad en particular y desarrollara el procedimiento de prueba que este más acorde con el objetivo general de esta norma. Las instrucciones dadas en esta norma aplican para calderas de recuperación empleadas en instalaciones de ciclo combinado, como la que se muestra en la figura siguiente, donde el código de flujos de entrada y salida es referenciado en la Tabla 2.1 para una mayor comprensión y entendimiento de los flujos entrando y saliendo de la frontera evaluada.. Las indicaciones son dadas para tres métodos de cálculo de la eficiencia del recuperador de calor. Los métodos de entrada-salida y pérdidas térmicas son para determinar la eficiencia global del recuperador de calor, mientras que el método de efectividad cuantifica el desempeño de cada componente que integra la unidad de recuperación de calor en base a la máxima transferencia de calor teóricamente posible. CAPÍTULO II IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 24 Figura 2.1 Diagrama del recuperador de calor con turbina de gas según la norma ASME PTC 4.4 [4]. CAPÍTULO II IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 25 Tabla 2.1 Código de flujos de entrada y salida de la Figura 2.1 No. DESCRIPCIÓN DIRECCIÓN 1 Combustible de turbina de gas. Entrada 2 Inyección de vapor en turbina de gas. Entrada 3 Inyección de agua en turbina de gas. Entrada 4 Aire para combustión de turbina de gas. Entrada 5 Extracción de gases de escape de la turbina de gas. Salida 6 Derivación de gases de escape de la turbina de gas. Salida 7 Gases de escapen entrando a la caldera de recuperación de calor. Entrada 8 Aire para la postcombustión. Entrada 9 Combustible para la postcombustión. Entrada 10 Vapor sobrecalentado de alta presión. Salida 11 Agua atomizada para atemperar vapor de alta presión. Entrada 12 Vapor auxiliar de alta presión. Salida 13 Recalentado caliente para turbina de intermedia presión. Salida14 Vapor auxiliar de alta presión para el HRSG. Entrada 15 Recalentado en frio de la turbina de alta presión. Entrada 16 Agua atomizada para atemperar el recalentado. Entrada 17 Salida de vapor saturado de alta presión. Salida 18 Recirculación del economizador de alta presión. Salida 19 Agua de alimentación del sistema de alta presión. Entrada 20 Vapor sobrecalentado de intermedia presión. Salida 21 Salida de vapor saturado de intermedia presión. Salida 22 Recirculación de agua del economizador de intermedia presión. Salida 23 Agua de alimentación del sistema de intermedia presión. Entrada 24 Vapor sobrecalentado de baja presión. Salida 25 Perdidas de calor que cruzan la frontera del HRSG. Salida 26 Vapor saturado de baja presión Salida 27 Recirculación de agua del economizador de baja presión. Salida 28 Agua de alimentación del sistema de baja presión. Entrada 29 Condensado o agua precalentada del HRSG. Entrada 30 Vapor saturado de baja presión. Salida 31 Inyección de vapor al domo del deareador integral. Entrada 32 Fluido calentado en el HRSG. Salida 33 Fluido calentado en el HRSG. Entrada 34 Entrada de combustible gaseoso calentado en el HRSG. Salida 35 Combustible gaseoso calentado en el HRSG. Entrada 36 Combustible gaseoso calentado en el HRSG. Salida 37 Entrada de condensado al precalentador de agua de alimentación. Entrada 38 Gases de escape a la chimenea. Salida 39 Purga del domo de alta presión. Salida 40 Purga del domo de intermedia presión. Salida 41 Purga del domo de baja presión. Salida 42 Agua de alimentación para las bombas de baja, media y alta presión. Salida 43 Agua y otro condensables del gas. Salida 44 Perdidas de al turbina de gas. Salida 2.1.1 Guías principales Los propósitos de esta sección es proporcionar una guía para planear, conducir y evaluar el desempeño del recuperador de calor. Los acuerdos serán alcanzados como objetivos específicos y determinados a partir del método de operación. Algunas restricciones de las CAPÍTULO II IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 26 condiciones serán eliminadas mediantes acuerdos antes del inicio de la prueba. Los mutuos acuerdos serán alcanzados antes de la prueba, sobre temas como los siguientes: Objeto de la prueba y métodos de operación. Medios para mantener constantes las pruebas de operación. Localización, tipo y calibración de instrumentos. Si la determinación de la eficiencia será hecha por: a) Método de pérdidas térmicas o método de entrada-salida; b) Método para la determinación del flujo de gases del HRSG; c) Flujos adicionales de calor y pérdidas medidas; d) Flujos adicionales de calor y pérdidas asignadas no medidas; e) Desviaciones aceptables en la eficiencia de las corridas; Si la determinación de la efectividad será hecha: a) En el punto en el cual la temperatura de entrada de los gases del HRSG es medida; b) En el punto en el cual la temperatura de salida de los gases del HRSG es medida; c) Fijando el valor de la caída de entalpía máxima teóricamente posible (MTP); Si la determinación de la capacidad será hecha por: a) Medición de flujo de vapor; b) Desviaciones aceptables en las capacidades entre pruebas; Los propósitos detallados en esta sección representan las buenas prácticas de la ingeniería en la industria, para la determinación del desempeño del recuperador de calor. Los representantes de cada parte de la prueba, observaran y confirmarán que fue conducida de acuerdo con los procedimientos siguientes: Organización y calificación del personal de prueba; equipos para guardar lecturas y observaciones así como cálculos de los resultados de la prueba. Condiciones aceptables de operación, corrida preliminar, duración de pruebas y procedimientos que deberán ser seguidos durante la prueba. Limpieza de la unidad inicialmente y como se ha comportado durante la prueba. El combustible que será quemado, el método y frecuencia de obtención de muestras de combustible así como del laboratorio que hará el análisis. Correcciones que serán hechas para desviaciones a partir de las condiciones específicas de operación y sus valores numéricos. Limites de error en medición y muestras. Fugas permitidas. CAPÍTULO II IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 27 Tabla 2.2 Variaciones máximas permisibles sugeridas en condiciones de la prueba. Variables Variación de algunas condiciones observadas a partir de reportes promedio durante la corrida. a) Flujo de agua al economizador ±2% b) Flujo de recirculación al economizador ±3% c) Flujo de agua atemperadora ±4% d) Flujo de purga ±4% e) Flujo de combustible para la turbina de gas ±2% f) Flujo de combustible suplementario ±2% g) Potencia de salida de la turbina de gas ±2% h) Temperatura de gas de la caldera ± 5.5 °C i) Temperatura de gases a la chimenea ± 5.5 °C j) Temperatura de agua al economizador ± 5.5 °C k) Temperatura de vapor saliendo del sobrecalentador ± 5.5 °C l) Temperatura ambiente ±3 °C m) Presión barométrica ±1% n) Presión de vapor ±2% o) Flujo Aire ±2% Gases HRSG ±2% Escape turbina de gas ±2% Para estabilizar el funcionamiento de los equipos, se debe de preparar la corrida de tal manera que el equipo será operado por tiempo suficiente para establecer las condiciones de estado estacionario. El estado estacionario es logrado cuando los parámetros clave, asociados con los objetivos de la prueba han sido estabilizados. La estabilidad será lograda cuando el monitoreo continuo indique que las lecturas están dentro de las variaciones máximas permisibles sugeridas en la Tabla 2.2 en un periodo de tiempo. Duración de la prueba. Cuando se determine el desempeño de la caldera de recuperación, la prueba no deberá ser menor a una hora pero tampoco mayor a dos horas de duración. Una prueba o corrida es un conjunto de observaciones hechas sobre un periodo de tiempo. Procedimientos de arranque y paro. Las condiciones de flujos másicos, temperaturas y presiones deberán estar tan cerca como sea posible al final de la prueba como al principio. Condiciones de operación. Cada prueba será hecha para operar bajo las condiciones especificas tales como: tipo de combustible, flujos másicos, presiones y temperaturas; afín de evitar la aplicación de correcciones para los resultados de la prueba. Tolerancias y límites de error. Los resultados de la prueba serán reportados como los calculados a partir de las observaciones de la prueba. Los límites de probable error sobre la eficiencia calculada, efectividad o capacidad serán tomados como la raíz cuadrada de la suma de los cuadrados de los efectos individuales de eficiencia, efectividad o capacidad. CAPÍTULO II IPN Ing. Julio Ángel Reyes Santos 28 Instrumentos y métodos de medición Esta sección describe los instrumentos, métodos y precauciones que deberán ser empleados en pruebas al recuperador de calor bajo esta norma. La instrumentación generalmente requerida para la prueba es presentada en la siguiente lista para los siguientes propósitos: Medición de flujo Medición de temperatura Medición de presión Las series de la norma ASME PTC 19 contienen las descripciones de los instrumentos, dispositivos y métodos de medición probables que se requieren en cualquier prueba de los equipos. Estos incluyen indicaciones de aplicaciones de instrumentos, límites y fuentes de error, incertidumbre y métodos de calibración. Medidores de flujo Esta norma recomienda auxiliarse en la norma ASME PTC 19.5 para calibrar venturis, placas orificios y boquillas de flujo en laboratorios, para poder medir la entrada de agua o flujo de vapor en cada nivel de presión del HRSG. La precisión del flujo es vital para determinar el desempeño de la planta. Varias técnicas disponibles tienen limitaciones como la precisión y magnitud de flujo, por lo cual es su inconvenientemente.
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