Modelado-y-simulacion-dinamica-de-aerocondensador-de-la-central

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I N S T I T U T O P O L I T É C N I C O N A C I O N A L 
ESCUELA SUPERIOR DE INGENIERÍA MECÁNICA Y ELÉCTRICA 
SECCIÓN DE ESTUDIOS DE POSGRADO E INVESTIGACIÓN 
 
 
LABORATORIO DE INGENIERÍA TÉRMICA E HIDRÁULICA APLICADA 
 
 
“MODELADO Y SIMULACIÓN DINÁMICA DEL 
AEROCONDENSADOR DE LA CENTRAL DE CICLO 
COMBINADO SAN LORENZO” 
 
 
PRESENTA 
ING. RAFAEL AGUILAR ALDERETE 
 
 
DIRECTOR DE TESIS 
DR. FLORENCIO SÁNCHEZ SILVA 
 
 
 MÉXICO, D.F. NOVIEMBRE, 2012 
 
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c 
 
 
 
 
 
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DEDICATORIA 
Le dedico esta tesis a mi esposa, por su compañía, por estar conmigo en los momentos difíciles y 
por ser una persona sensible y humilde. A mi mamá, por su amor, por ser un ejemplo de 
disciplina y trabajo y por enseñarme los valores de la honradez y honestidad. Finalmente a mis 
hermanas y hermano por su cariño y ayuda incondicional e inconmensurable. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
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AGRADECIMIENTOS 
Al Instituto Politécnico Nacional por darme las herramientas para contribuir en un futuro, con mis 
actividades profesionales, al desarrollo tecnológico del país y por abrirme las puertas para hacer 
investigación, que es lo que más me gusta. 
A mi director de tesis, Dr. Florencio Sánchez Silva por sus consejos, guía y supervisión durante el 
desarrollo y terminación de la tesis. 
A los profesores del LABINTHAP por los conocimientos transmitidos y consejos dados durante los 
primeros semestres de la maestría. 
Al Ingeniero Armando Buendía y a los ingenieros del área de operación de la central de ciclo 
combinado San Lorenzo, por proporcionarme la información del sistema bajo estudio y por 
responder y aclarar todas mis dudas respecto a su operación, todo de manera desinteresada. 
Al CONACYT y al sistema de becas PIFI e IPN por la ayuda económica sin la cual no hubiera sido 
posible la realización de este trabajo. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
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CONTENIDO 
Página 
DEDICATORIA i 
AGRADECIMIENTOS ii 
ÍNDICE TEMÁTICO iii 
ÍNDICE DE FIGURAS vi 
ÍNDICE DE TABLAS x 
NOMENCLATURA xi 
RESUMEN xiv 
ABSTRACT xv 
INTRODUCCIÓN xvi 
 
CAPÍTULO 1. ANTECEDENTES 1 
 1.1 Necesidades de condensación en las plantas termoeléctricas 2 
 1.1.1 Sistemas convencionales de enfriamiento y nuevas tecnologías en 
 plantas de generación de potencia 4 
 1.1.1.1 Sistemas de enfriamiento húmedo 6 
 1.1.1.2 Sistemas de enfriamiento seco 7 
 1.2 Principio de funcionamiento de los aerocondensadores 9 
 1.3 Estado del arte sobre aerocondensadores 11 
 1.4 La simulación dinámica de procesos como herramienta de análisis 17 
 1.4.1 Importancia de la simulación dinámica 19 
CAPÍTULO 2 MODELADO MATEMÁTICO 21 
 2.1 Configuración y características técnicas principales del aerocondensador 
 del caso de estudio 22 
 2.2 Técnica empleada para la simulación 28 
 2.3 Simplificación de diagramas de tubería e instrumentación (DTI’S) 31 
 2.3.1 Análisis del DTI original del aerocondensador 31 
 2.3.2 DTI simplificado del aerocondensador 33 
 2.4 Modularización 35 
 2.5 Modelado matemático 39 
 
 
iv 
 
 2.5.1 Planteamiento del modelo para un tubo aletado 39 
 2.5.2 Parámetros del sistema 48 
 2.5.2.1 Coeficiente de convección interior en la sección de 
 condensación 48 
 2.5.2.2 Coeficiente de convección exterior del tubo 50 
 2.5.2.3 Eficiencia de las aletas y efectividad del área aletada 54 
 2.5.3 Planeamiento del modelo para un submódulo de condensación con 
 haces de tubos condensadores 57 
CAPÍTULO 3 SIMULACIÓN 61 
 3.1 Pruebas de simulación preliminares en un tubo individual 62 
 3.1.1 Ordenamiento del sistema de ecuaciones diferenciales del tubo 62 
 3.1.2 Simulación empleando el método de la Función de Transferencia 68 
 3.1.3 Simulación empleando el método del Espacio de Estados 89 
 3.2 Simulación de un submódulo de condensación o unidad de enfriamiento 94 
 3.2.1 Ordenamiento del sistema de ecuaciones diferenciales del submódulo 94 
 3.2.2 Simulación del submódulo por medio del método de Espacio de Estados 98 
 3.2.2.1 Ajuste de los parámetros con valores de planta 98 
 3.2.2.2 Programa de la simulación del submódulo y su respuesta 100 
 3.3 Programa M File para distintos estados de operación del ventilador EOV 104 
 3.3.1 Implementación del programa 104 
 3.3.2 Pruebas al submódulo con el programa M File 108 
 3.4 Programa de simulación del aerocondensador 113 
 3.4.1 Acoplamiento de los submódulos de condensación 113 
 3.4.2 Valor de las matrices 115 
CAPÍTULO 4 PRUEBAS AL AEROCONDENSADOR Y ANÁLISIS DE RESULTADOS 117 
 4.1 Pruebas al aerocondensador 118 
 4.1.1 Comparación en estado permanente para la validación del modelo 118 
 
 
v 
 
 4.1.2 Pruebas con todos los submódulos de condensación del aeroconden- 
 sador activados (pruebas de diseño) 119 
 4.1.3 Pruebas con bloqueo de una calle del aerocondensador (pruebas de sus- 
 pensión parcial) 123 
 4.1.4 Pruebas con disturbios 125 
4.2 Análisis de resultados 129 
 4.2.1 Análisis de resultados de las pruebas realizadas en el submódulo de con- 
 densación 129 
 4.2.2 Análisis de resultados de las pruebas realizadas en el aerocondensador 130 
 
CONCLUSIONES 134 
RECOMENDACIONES 136 
REFERENCIAS 137 
APÉNDICE A 139 
APÉNDICE B 143 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
vi 
 
ÍNDICE DE FIGURAS 
Figura 1.1 Esquema funcional del aerocondensador 9 
Figura 2.1 Aerocondensador de la Central Ciclo Combinado San Lorenzo (Puebla) 22 
Figura 2.2 Configuración de una calle del aerocondensador 25 
Figura 2.3 Forma y disposición de las aletas a lo largo del tubo 25 
Figura 2.4 Flujo y contraflujo en un aerocondensador 27 
Figura 2.5 Pasos de la técnica usada para la simulación 30 
Figura 2.6 Diagrama de instrumentación y tubería del aerocondensador 32 
Figura 2.7 Diagrama de instrumentación y tubería simplificado 34 
Figura 2.8 Módulos que integran al aerocondensador y su interacción con la 
 turbina y las bombas de condensado 36 
Figura 2.9 Módulo de condensación calle 1 y su división en cinco submódulos 
 de condensación C1-1 al C1-5 37 
Figura 2.10 Submódulo de condensación C1-1 38 
Figuras 2.11 Volumen de control del tubo aletado inclinado como referencia para 
 balances de masa y energía 40 
Figura 2.12 Esquema de la transferencia de calor por convección durante la 
 condensación 42 
Figura 2.13 Transferencia de calor a través de tubo y convección con el aire 
 de enfriamiento 44 
Figura 2.14 Modelo de transferencia de calor por condensación 49 
Figura 2.15 Ductos entre aletas de sección rectangular aproximada por los que 
 pasa el aire de enfriamiento 51 
Figura 2.16 Aleta con placa de separación 56 
Figura 3.1 Programa de simulación en bloques de una EDO de segundo orden 68 
Figura 3.2 Solución de una EDO de segundo orden mediante Simulink 69 
Figura 3.3 Diagrama de bloques de la solución de la ecuación diferencial 
 
 
vii 
 
 respecto a la entrada 84 
Figura 3.4 Diagramade bloques de la solución de la ecuación diferencial 
 respecto a la entrada 84 
Figura 3.5 Diagrama de bloques de la solución de la ecuación diferencial 
 respecto a la entrada 85 
Figura 3.6 Programa de simulación para la solución de la masa de vapor dentro 
 del tubo y la presión de condensación con el método de función de 
 transferencia 86 
Figura 3.7 Masa de vapor saturado en el interior del tubo en el tiempo por el 
 método de FT 88 
Figura 3.8 Presión de condensación en el interior del tubo en el tiempo mediante 
 el método de FT 88 
Figura 3.9 Programa de simulación para un tubo individual mediante el método 
 del Espacio de Estados 92 
Figura 3.10 Ventana para agregar los valores de la matrices 93 
Figura 3.11 Presión de condensación en el interior del tubo en el tiempo mediante 
 el método de Espacio de Estados 93 
Figura 3.12 Programa de simulación de un submódulo de condensación 101 
Figura 3.13 Presión de condensación en el submódulo de condensación con ajuste 
de datos en estado permanente 102 
Figura 3.14 Temperatura de condensación y de los tubos en el submódulo de 
 condensación 102 
Figura 3.15 Temperatura promedio del aire entre los ductos aletados en el 
 submódulo de condensación 103 
Figura 3.16 Diagrama de flujo del programa M File Submódulo Condensación EOV 105 
Figura 3.17 Primer nivel del programa de simulación de un submódulo de 
 condensación con tres estados de operación del ventilador 106 
Figura 3.18 Segundo nivel del programa, donde se presenta la estructura de 
 
 
viii 
 
 selección del flujo de aire del ventilador 107 
Figura 3.19 Tercer nivel del programa donde se resuelve el sistema de ecuaciones 
 diferenciales para un submódulo de condensación 107 
Figura 3.20 Resultados de la prueba 3.1 Ta-a_FMv-b_EOV2 109 
Figura 3.21 Resultados de la prueba 3.2 Ta-b_FMv-b_EOV2 109 
Figura 3.22 Resultados de la prueba 3.3 Ta-b_FMv-a_EOV2 110 
Figura 3.23 Resultados de la prueba 3.4 Ta-b_FMv-c_EOV2 110 
Figura 3.24 Resultados de la prueba 3.5 Ta-b_FMv-b_EOV1 111 
Figura 3.25 Resultados de la prueba 3.6 Ta-c_FMv-b_EOV1 111 
Figura 3.26 Resultados de la prueba 3.7 Ta-b_FMv-c_EOV1 112 
Figura 3.27 Resultados de la prueba 3.0 Ta-b_FMv-d_EOV0 112 
Figura 3.28 Subsistemas del primer nivel o capa del programa de simulación del 
 aerocondensador 113 
Figura 3.29 Subsistemas del segundo nivel del programa de simulación del 
 aerocondensador 113 
Figura 3.30 Subsistemas del tercer nivel del programa de simulación del aerocon- 
 densador en donde se acoplan los submódulos de condensación 114 
Figura 4.1 Forma de la entrada propuesta del flujo de vapor al 
 aerocondensador 120 
Figura 4.2 Resultados de las pruebas para determinar el efecto de la tempe- 
 ratura del aire ambiental en la presión de condensación 121 
Figura 4.3 Resultados de las pruebas para determinar el efecto de la carga de 
 vapor a la salida de la turbina en la presión de condensación 122 
Figura 4.4 Resultados de las pruebas para determinar el efecto del flujo má- 
 sico de aire enviado por el ventilador en la presión de condensa- 
 ción 123 
Figura 4.5 Resultados de las pruebas con bloqueo de una calle del 
 Aerocondensador 124 
 
 
ix 
 
Figura 4.6 Presión de salida de la prueba 4.11 
Ta-B_FMv-B_EOV2 ----- Ta-B_FMv-B_EOV1 126 
Figura 4.7 Entrada de temperatura para la prueba 4.13 Ta-B_FMv-B_EOV2 126 
Figura 4.8 Presión de salida de la prueba 4.13 Ta-B_FMv_B_EOV2 127 
Figura 4.9 Temperaturas de salida de la prueba 4.13 Ta-B_FMv-B_EOV2 
 Ta-C_FMv-B_EOV2 127 
Figura 4.10 Presión de salida de la prueba 4.14 Ta-B_FMv-B_EOV2 ----- 
Ta-B_FMv-D_EOV2 128 
Figura 4.11 Temperaturas de salida de salida de la prueba 4.14 
 Ta-B_FMv-B_EOV2 ----- Ta-B_FMv-D_EOV2 128 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
x 
 
ÍNDICE DE TABLAS 
Tabla 2.1 Condiciones de diseño del aerocondensador 28 
Tabla 3.1 Valores de los coeficientes de las ecuaciones diferenciales para la si- 
mulación de un tubo 79 
Tabla 3.2 Valores de parámetros en estado permanente de la planta 98 
Tabla 3.3 Valores de los coeficientes de las ecuaciones diferenciales para la si- 
 mulación de un submódulo de condensación 100 
Tabla 3.4 Código de pruebas en el submódulo de condensación 108 
Tabla 3.5 Pruebas a realizarse en la unidad de enfriamiento o submódulo de 
 condensación 109 
Tabla 4.1 Código de pruebas en el aerocondensador 118 
Tabla 4.2 Comparación de datos de planta contra salida de la simulación del 
 modelo 119 
Tabla 4.3 Pruebas en el aerocondensador con todos los submódulos de 
 condensación activados 121 
Tabla 4.4 Pruebas en el aerocondensador con una calle bloqueada 123 
Tabla 4.5 Pruebas de disturbio en el aerocondensador 125 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
xi 
 
NOMENCLATURA 
Símbolo Descripción Unidades 
 Área 
 Calor específico 
G Velocidad másica 
 Número de Nusselt --- 
 Número de Prandtl --- 
 Flujo de calor 
 Constate del vapor 
 Número de Reynolds --- 
S Superficie de la aleta 
 Temperatura °C 
 Energía interna 
 Velocidad 
 Volumen 
 Flujo de trabajo 
 Factor de compresibilidad --- 
 Energía específica 
 Coeficiente convectivo o de película W / m2°C 
 Entalpía específica 
 Conductividad térmica W / m°C 
 Masa 
 Flujo másico 
 Número de tubos por submódulo --- 
 Presión 
 
 
 
xii 
 
Subíndices 
 Aluminio 
 Aire 
 Aire a la entrada 
 Aire a la entrada de las aletas del tubo 
 Aire a la salida 
 Aire a la salida de las aletas del tubo 
 Aire en el volumen de control o en los ductos entre aletas 
 Aire en el vol de control por tubo o aire en los ductos entre aletas por tubo 
 Aire entre las aletas de los tubos del submódulo 
 Aire enviado por el ventilador a la entrada del submódulo 
 Aire enviado por el ventilador a la salida del submódulo 
 Condensación 
 Exterior 
 Exterior del tubo 
 Entrada al tubo 
 Exterior por submódulo 
 Entrada al submódulo 
 Hidráulico del tubo 
 Hidráulico de la aleta 
 Interior en la sección de condensación 
 Interior en la sección de condensaciónpor tubo 
 Interior de la sección de condensación por submódulo 
 Aleta 
 De líquido a gas 
 Laminar 
 
 
xiii 
 
 Líquido saturado a la salida del tubo 
 Líquido saturado a la salida del submódulo 
 Líquido saturado en el volumen de control 
 A presión constante 
 Reducida 
 Saturación 
 Superficie exterior 
 Salida del tubo 
 A la salida del submódulo 
 Tubo 
 Tubos del submódulo 
 Turbulento 
 Vapor saturado a la entrada del tubo 
 Vapor saturado a la entrada del submódulo 
 Vapor saturado a la salida del tubo 
 Vapor saturado a la salida del submódulo 
 Vapor saturado en el volumen de control o dentro del tubo 
 Porosa o por donde pasa el aire de enfriamiento 
Griegas 
 Densidad kg / m3 
 Efectividad ---- 
 Viscosidad dinámica kg/m s 
Abreviaturas 
FT Función de transferencia 
EOV Estado de operación del ventilador 
 
 
 
xiv 
 
RESUMEN 
Este trabajo de tesis se realizó con el objetivo de conocer la respuesta transitoria para diversas 
condiciones ambientales, de operación y disturbios, producidos en un programa de simulación 
representativo del aerocondensador de la Central de Ciclo Combinado San Lorenzo. 
Para lograrlo, se aplica una técnica de simulación que consiste en una serie de pasos consecutivos, 
los cuales son: estudio detallado del sistema a analizar mediante sus diagramas de 
instrumentación y tuberías, simplificación del sistema, definición de módulos, aplicación de leyes 
de conservación a cada módulo para la generación del modelo matemático, finalmente la 
simulación, que consiste en resolver las ecuaciones del modelo matemático. 
Después de analizar el DTI y simplificar el aerocondensador, se determinan los módulos que lo 
integran y la interacción entre ellos. Usando el método de parámetros concentrados, se aplican 
los principios de conservación de masa y energía en un tubo aletado donde se lleva a cabo la 
condensación y se obtiene un conjunto de ecuaciones diferenciales ordinarias. Después se 
extiende el modelo hacia un submódulo de condensación integrado por tubos, que son 
enfriados por el mismo ventilador. La solución de las ecuaciones de un tubo individual se lleva a 
cabo mediante dos métodos implementados en un paquete de cómputo. Una vez que se verifica 
la validez de la simulación usando los dos métodos, se utiliza el más fácil de ellos para simular y 
hacer pruebas a un submódulo de condensación, ajustando antes los valores de los parámetros 
con datos de la central termoeléctrica. Por último, se acoplan los submódulos de condensación 
para obtener un programa de simulación de todo el aerocondensador que considera los estados 
de operación de los ventiladores. 
Con el programa de simulación, se realizan varios tipos de pruebas para ver cómo inciden la 
temperatura del aire ambiental, la carga de flujo másico de vapor y el flujo de aire de los 
ventiladores en la presión de condensación del aerocondensador. Se corrió una prueba con los 
datos de estado permanente del ajuste del modelo (25°C de temperatura del aire y 126 kg/s de 
carga de vapor) y la presión que alcanza es la misma que la de la planta de 21 kPa, lo que indica 
que el modelo sí predice el valor que alcanza la presión en estado permanente. Se encontró que 
cuando la temperatura del ambiente aumenta, la presión de vacío aumenta, un aumento de 10° C 
implica un aumento de presión de 9.1 kPa. También se observó que el parámetro que más 
incidencia tiene en la duración del transitorio es el flujo másico de aire del ventilador, ya que las 
pruebas con distintas temperaturas y cargas de vapor pero con el mismo estado de operación de 
los ventiladores presentan un tiempo transitorio similar. Se realizaron pruebas bloqueando el 
flujo de vapor hacia una calle del aerocondensador (con solo 10 de los 15 ventiladores en 
funcionamiento a flujo máximo de aire) con valores de temperatura del aire y carga de diseño, la 
presión que alcanza el sistema es de 31.5 kPa, pero reduciendo la carga de vapor a 90 kg/s se 
obtiene una presión de 16 kPa. Se realizan pruebas de disturbio, en una de ellas al cambiar el 
estado de operación de los ventiladores de flujo máximo a flujo medio de aire, la presión sube de 
21 kPa hasta 63 kPa en un tiempo de 4.5 minutos. Con el programa se puede trabajar corriendo 
infinidad de pruebas y la información es muy útil en la etapa de diseño del aerocondensador. 
 
 
xv 
 
 
ABSTRACT 
In this work a dynamic simulation and a mathematical model for an air cooled condenser is 
implemented in order to find out the response of the system under different environmental and 
operation conditions and disturbances. 
To achieve this, a simulation technique is used which consists on applying several continuous 
steps that are executed as follows: a detailed study of the system under analysis by checking the 
piping and instrumentation diagram, system simplification, modules definition, laws of energy an 
mass conservation application on each module and finally a mathematical model whose solution is 
obtained and is named simulation. 
 By using the concentrated parameters method, the energy and mass conservation laws are 
applied on a single finned tube where the condensation is taking place and a group of differential 
equations is obtained. The solution of the equations for a tube is carried out by a simulation 
program. Two methods are used to solve the equations and validate the solution. The easier 
method, named estates space, is used for the next simulations. The group of equations for the 
tubes module are also solved, adjusting some parameters to empirical data before solving the 
system. Finally a general simulation program is implemented by interconnecting the modules. 
Once the program was ready, several test were run under different conditions. The steam mass 
flow rate, the air temperature and the air mass flow were changed for each run. The model result 
is the condensation pressure inside the tubes and is the main parameter to be analyzed. Some 
interesting relations are observed, the air temperature influences on the vacuum. A decrement of 
10° C on the air temperature reduces the pressure 9.1 kPa. The air mass flow is the most 
important parameter en the air cooled condenser. A reduction of 50% the air mass flow rate 
causes the pressure to increase at above 60 kPa . The transient time is mostly affected when a 
change of the quantity of air is performed. Sections of the air condenser were blocked and the 
steam mass flow was reduced to get a pressure of 20 kPa; when only 10 of the 15 modules are 
working, the design value of the steam mass flow produces a pressure of 31.5 kPa, so the steam 
flow must be reduced to 90 kg/hr in order to have a value of 16 kPa. It was performed a test that 
consisted on reducing the air mass flow during permanent operation, the pressure got a total 
increase of 42 kPa during 4.5 minutes. The final pressure was 63 kPa for this disturbance. It was 
observed a good agreement on the simulation program results respect to the air cooled 
condenserperformance. 
 
 
 
 
 
 
xvi 
 
INTRODUCCIÓN 
La estrecha relación que guarda la generación de potencia con el recurso agua, se da 
principalmente por el necesario proceso de condensación del vapor, usado en el ciclo 
termodinámico en las plantas termoeléctricas. Sin embargo el acceso a este importante recurso 
cada día es más limitado, ya sea por la ubicación de la planta o por la competencia con otras áreas 
para su consumo. A esto se agregan los problemas ambientales que causa el uso de agua como 
sistema de enfriamiento y los procesos químicos a la que es sometida y los costos que eso 
conlleva. Una medida de reducir el alto consumo de agua, es reemplazando los sistemas 
convencionales por sistemas de enfriamiento con aire, uno de esos sistemas es el 
aerocondensador. Estos sistemas reducen el costo de operación de la planta y facilitan la 
instalación de la misma, porque no es necesario que haya agua en grandes cantidades para su 
funcionamiento y así se liberen permisos de construcción de manera menos problemática. 
A pesar de que los aerocondensadores son una muy buena opción en cuanto a costos de 
operación, presentan problemas debido a su alta dependencia en las condiciones ambientales, 
como la temperatura del aire; esto produce que su eficiencia respecto a los sistemas de 
enfriamiento con agua sea menor. Otro factor, es el gran espacio que ocupan y que hace que los 
costos de fabricación sean elevados. Por tanto, hay mucho que hacer para mejorar el rendimiento 
térmico de estos sistemas y reducir su gran tamaño, pero además se debe tener muy en cuenta 
también la naturaleza de su comportamiento dinámico. El aerocondensador tiene una relación 
dinámica dentro de la planta, cualquier comportamiento térmico fuera de valores de diseño, 
puede ocasionar daños en equipo con el que interactúa, como la turbina de vapor, que es un 
elemento muy costoso pero además susceptible a daños. La turbina maneja valores máximos y 
mínimos de contrapresión, y ésta es la presión de vacío que produce el aerocondensador. 
En el presente trabajo se realiza una simulación dinámica del aerocondensador y se persigue 
como objetivo determinar su comportamiento bajo diversas condiciones de operación y 
disturbios, y cómo éstas afectan algunos parámetros que lo caracterizan especialmente la presión 
de condensación. 
Esta tesis se divide en cuatro capítulos estructurados de tal manera que permitan llevar a cabo una 
adecuada simulación. 
En el capítulo 1 se hace reflexionar acerca de la importancia de los aerocondensadores como 
nueva opción de enfriamiento, sobre todo contrastando sus características con los sistemas de 
enfriamiento convencionales a base de agua. También se describe el principio de funcionamiento 
de estos sistemas y se hace una revisión del estado del arte para saber cuáles son los problemas 
más recurrentes que presentan y su solución. Finalmente se proporciona información general 
acerca de la importancia de la simulación dinámica y conceptos asociados a ella. 
 En el capítulo 2 se describe con cierto detalle al aerocondensador del caso de estudio. Se definen 
todos los elementos que lo integran y su información técnica y geométrica. Después de aplica una 
técnica para la simulación por módulos y se definen sus etapas. Más adelante se separa el sistema 
 
 
xvii 
 
en módulos y se determina cuales módulos serán parte del análisis en función del objetivo de la 
tesis. Finalmente se aplican los principios de conservación de la masa y la energía a cada módulo, 
esto conduce a tener un sistema de ecuaciones diferenciales que modelan al aerocondensador. 
En el capítulo 3 se lleva a cabo la simulación, que consiste en resolver los sistemas de ecuaciones 
obtenidos durante el modelado. Se simula primero un tubo aletado del aerocondensador por dos 
métodos distintos y después un submódulo de condensación compuesto por tubos usando el 
método más sencillo de implementar que es el método de espacio de estados. Finalmente se 
acoplan los submódulos en un programa general de simulación del aerocondensador. 
En el capítulo 4 se valida el modelo del aerocondensador y se corren distintas pruebas para 
determinar su comportamiento térmico bajo al distintas condiciones de operación y dinámico 
bajo algunos disturbios. Finalmente se analizan los resultados de las diversas pruebas llevadas a 
cabo.
CAPÍTULO 1 
 
1 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
CAPÍTULO 1 
 
ANTECEDENTES 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
CAPÍTULO 1 
 
2 
 
 
1.1 NECESIDADES DE CONDENSACIÓN EN LAS PLANTAS TERMOELÉCTRICAS 
Una planta termoeléctrica es una instalación que transforma energía térmica en energía eléctrica. 
Aproximadamente el 90 % de las plantas a nivel mundial son termoeléctricas y producen potencia 
eléctrica mediante el uso de vapor como fuente de energía térmica. El vapor es extremadamente 
valioso porque puede ser producido en cualquier lugar del mundo, usando el calor proveniente de 
un combustible disponible según la región; posee también propiedades únicas que son muy 
importantes en la producción de energía, como su capacidad de ser reciclado, es decir, de vapor a 
agua y después a vapor nuevamente, todo de una manera no tóxica [1]. 
La planta primero debe obtener calor. Este calor se suministra de una fuente de energía, de la que 
su forma varía de manera significativa, frecuentemente basada en la ubicación de la planta en el 
mundo. Algunas fuentes de calor son los combustibles fósiles, un combustible nuclear como el 
Uranio u otras formas de energía, como el calor de desecho contenido en los gases de salida de 
turbinas de gas, energía geotérmica, energía solar, etc. La energía es primero liberada y, por 
ejemplo, en el caso de los combustibles fósiles, esto se hace mediante un proceso de combustión 
cuidadosamente controlado. En una planta nuclear, la energía en forma de calor se libera 
mediante un proceso llamado fisión. En ambos casos el calor es liberado y posteriormente 
transferido al agua. Esto puede hacerse de diversas maneras, como a través de tubos que tienen 
agua fluyendo en su interior. Mientras el agua se calienta, eventualmente cambia su forma 
convirtiéndose en vapor y como el calor se añade continuamente, el vapor alcanza los valores 
deseados de temperatura y presión requeridos para la aplicación en particular, este proceso se 
lleva a cabo en un subsistema llamado caldera. 
Para describir el funcionamiento de una planta termoeléctrica es necesario recurrir al ciclo de 
vapor más simple de valor práctico, el llamado el ciclo Rankine. Este ciclo de vapor es importante 
porque conecta procesos, que permiten que el calor transferido al agua se convierta en trabajo de 
manera continua. El ciclo está basado en la generación de vapor saturado o vapor sobrecalentado, 
suministrado por una caldera como se explicó anteriormente, y que es dirigido hacia una unidad 
de potencia, tal como una turbina que actúa a un generador eléctrico. El vapor que pasa a través 
de la turbina sale hacia un condensador, desde el cual el líquido condensado es bombeado de 
regreso hacia la caldera. 
 Se obtiene una mayor eficiencia si se realizan algunas modificaciones al ciclo Rankine simple, lo 
que significa que se requiere menos vapor y menos combustible para una potencia específica de 
salida. Si se recalienta el vapor y se hace pasar por una segunda turbina, la eficiencia del ciclo 
aumenta. Mediante el calentamiento del agua de alimentación también se mejora el ciclo Rankine 
de manera significativa; esto se hace extrayendo vapor de varias etapas de la turbina, para 
calentar el agua de alimentación mientras ésta es bombeada desde el condensador de regreso a la 
caldera para completar el ciclo [2]. 
CAPÍTULO 1 
 
3 
 
Bajo cualquier escenario, es un hecho que el ciclo de vapor se lleva a cabo de acuerdo con el 
Enunciado de Kelvin-Planck de la Segunda Ley de la Termodinámica; queestablece la 
imposibilidad de construir una máquina térmica que funcione en un ciclo, reciba una determinada 
cantidad de calor de un cuerpo con alta temperatura y realice una cantidad igual de trabajo. La 
única opción es que algo de calor se debe transferir desde el fluido de trabajo a menor 
temperatura hacia un cuerpo a baja temperatura. Esto implica que es imposible que una máquina 
térmica tenga una eficiencia del 100 por ciento. 
Aplicando esto al caso de una central termoeléctrica, simplemente significa que de la energía en 
forma de calor que se le entrega al agua, sólo una fracción se puede convertir en trabajo 
entregado a la turbina, mientras que el resto de la energía térmica debe ser desechada a un 
sumidero de energía. Este proceso se lleva a cabo en el necesario elemento llamado condensador. 
En este punto, es importante subrayar que el proceso de condensación es el principal factor de la 
estrecha relación que guardan el agua y la generación de la energía eléctrica. Principalmente 
debido a que los sistemas de enfriamiento convencionales son del tipo húmedo y utilizan agua 
como fluido refrigerante. Esta dependencia de la generación de potencia eléctrica de los recursos 
de agua no siempre presenta garantías de que la primera se lleve a cabo (por limitaciones en la 
construcción de la planta) o como mínimo, de que se cumplan los niveles requeridos, por lo que 
recientemente se han desarrollado tecnologías que reducen la cantidad de agua a utilizar en una 
planta termoeléctrica. 
La suficiencia de adecuados recursos de agua tiene un impacto en la disponibilidad de la energía 
pero además, en contrasentido, la producción de potencia afecta la disponibilidad y calidad del 
agua. En la economía actual, el agua y la energía están ligadas y deben ser manejadas 
simultáneamente para mantener fuentes confiables de ambas. 
 El agua se usa a través de todo el sector energético, incluyendo extracción de recursos, refinado y 
procesamiento, generación de energía eléctrica, almacenamiento y transporte. Muchas 
instalaciones energéticas como plantas de generación de potencia, minas y refinerías son muy 
grandes y pueden tener un impacto significativo en recursos de agua locales y en la calidad del 
agua. En plantas termoeléctricas de Estados Unidos se utiliza una cantidad significativa de agua 
de enfriamiento para llevar a cabo la condensación del vapor [3], 220 mil millones de litros de 
agua de mar (220 millones de metros cúbicos) y 520 mil millones de litros de agua dulce diarios 
(520 millones de metros cúbicos) mediante sistemas de enfriamiento húmedo del tipo cerrado y 
abierto. En las plantas hidroeléctricas un promedio de 12 billones de litros por día fluyen a través 
de turbinas hidráulicas (12 mil millones de metros cúbicos). En las refinerías se usa agua para 
procesamiento y enfriamiento de entre 1 y 2.5 litros por cada litro de producto; si la cantidad de 
refinamiento es de cerca de 3 mil millones de litros de petróleo por día, esto produce un consumo 
de agua entre 3 mil millones y 7 mil millones de litros por día [3]. 
 
CAPÍTULO 1 
 
4 
 
Estos son solo algunos ejemplos del consumo de agua en el sector energético de Estados Unidos, 
que se pueden tomar como referencia del uso del agua en este sector en el mundo. Además el uso 
de agua en cuestiones energéticas compite con otras áreas como el campo (irrigación), recreación, 
hogar e industria. Todo este uso del agua debe ser solventado principalmente por aguas 
superficiales como ríos, lagunas y mares y por aguas de subsuelo constituidas por los mantos 
freáticos [4]. 
Es de entenderse pues, que en la actualidad existan limitaciones en la generación de energía 
eléctrica debido al factor agua, y no solo por la escasez de esta última sino también por cuestiones 
ambientales adversas que genera su uso. Hay algunas situaciones en las que se manifiesta la 
fuerte dependencia de la infraestructura energética con el agua, específicamente en la generación 
de energía eléctrica: bajos niveles de ríos que ocasionan suspensión temporal de las plantas, 
sequías, cambios de sistemas abiertos a sistemas cerrados de enfriamiento para evitar un daño en 
la vida acuática, oposición a la construcción de nuevas plantas debido a daños en las fuentes de 
agua, entre otros. De tal manera que en la construcción de una nueva planta, una de las 
consideraciones más importantes tiene que ver con el recurso del agua. 
Por otro lado, debido al crecimiento demográfico en años venideros, la demanda de energía 
eléctrica podría crecer sustancialmente y ocasionará que se requiera más agua para satisfacer las 
necesidades futuras tanto en esta área como en otras. Este asunto ha generado interés por el 
desarrollo de nuevas tecnologías que permitan la producción de energía, pero que al mismo 
tiempo reduzcan el uso de agua en distintas áreas; siendo una de estas, el agua requerida para la 
operación de plantas termoeléctricas, específicamente agua de enfriamiento para la condensación 
de vapor. 
1.1.1 SISTEMAS CONVENCIONALES DE ENFRIAMIENTO Y NUEVAS TECNOLOGÍAS EN 
PLANTAS DE GENERACIÓN DE POTENCIA 
El condensador es uno de los elementos principales de una planta termoeléctrica. Recibe vapor a 
la salida de la última etapa de la turbina y lo condensa en agua, que se bombea como agua de 
alimentación hacia la caldera. 
Si bien la función principal del condensador es la conversión del vapor en agua líquida, para que 
pueda ser reutilizada en el ciclo termodinámico; también aporta otra característica importante 
inherente al proceso de condensación, la generación de vacío. El agua de enfriamiento absorbe el 
calor contenido en el vapor y el volumen del mismo es reducido considerablemente cuando es 
condensado. Esto produce que el volumen ocupado por el agua condensada solo sea una 
pequeña porción del volumen ocupado por el vapor, creando el vacío. Condensando 
continuamente el vapor que sale de la turbina, se reduce la presión por debajo de la presión 
atmosférica. De esta manera, la contrapresión a la salida de la turbina es menor y el salto 
entálpico del vapor es mayor, aumentando la cantidad de potencia entregada por la turbina. Lo 
anterior indica claramente que existe una relación dinámica ente el condensador y la turbina y 
CAPÍTULO 1 
 
5 
 
dicha relación incide en el rendimiento del ciclo, por lo que un funcionamiento térmico pobre del 
condensador afectará de manera negativa el desempeño de toda la planta. 
Si se introduce aire al sistema, debe ser extraído junto con otros gases como O2 y CO2 que son 
llamados gases no condensables. Si estos gases no se extraen, disminuyen el vacío (aumentan la 
contrapresión a la salida de la turbina), produciendo que la salida de potencia de la turbina 
disminuya; además producen corrosión en la tubería y la caldera. Para evitar esto, el condensador 
está equipado con una serie de eyectores, que desalojan a los gases no condensables del espacio 
donde se está condensando el vapor. 
Existen condensadores de contacto directo y condensadores de contacto indirecto o de superficie. 
En los primeros, el agua de enfriamiento es rociada directamente en el vapor que sale de la 
turbina y la mezcla del vapor con el agua condensa el vapor. En los segundos, el fluido de 
enfriamiento y el vapor permanecen separados y en movimiento mientras se realiza la 
transferencia del calor latente, debido a la diferencia de temperatura entre los fluidos. La mayoría 
de las plantas de potencia usan condensadores de contacto indirecto, así que se hará una 
descripción de estos. 
Hay dos tipos de condensadores de contacto indirecto o de superficie, que son los de enfriamiento 
húmedo y los de enfriamiento seco. Los del tipo húmedo funcionan con agua como fluido 
refrigerante, mientras que los del tipo seco, lo hacen con aire. 
La mayoría de la plantas usan condensadores del tipo húmedo debido a que las propiedadesdel 
agua son mejores que las del aire para esta aplicación, en particular, el calor específico del agua es 
mayor, lo que ocasiona que la transferencia de calor se realice de manera más rápida y se requiera 
menor área de transferencia del lado del refrigerante. Estos condensadores son básicamente 
intercambiadores de calor de coraza y tubo, en donde el vapor se condensa del lado de la coraza y 
el agua de enfriamiento fluye a través de los tubos en uno o más pasos dependiendo del diseño 
del condensador [1]. 
En los condensadores del tipo seco se hace pasar el vapor por tubos aletados, mientras que el aire 
circula perpendicularmente a estos para lograr la condensación (más adelante se verá a detalle su 
funcionamiento). Un análisis simplista, indicaría que el enfriamiento seco es una opción válida solo 
en lugares áridos, pero tiene una serie de características adicionales que han provocado su 
desarrollo y uso de manera exponencial en los últimos años en diversas partes del mundo. 
Los sistemas de enfriamiento húmedo son sistemas convencionales, que han sido y son, los más 
utilizados en las plantas alrededor del mundo. Sin embargo, la fuerte dependencia que tienen con 
el uso de agua, los problemas y limitantes actuales y futuros de los recursos de esta última, han 
provocado interés en desarrollar nuevas tecnologías. Una de estas últimas es el enfriamiento 
seco, específicamente el aerocondensador. También se han desarrollado sistemas para recapturar 
parte del vapor que se evapora en sistemas de tipo húmedo (la evaporación ocurre en las torres 
de enfriamiento), de manera que lo recapturado se condense y se pueda seguir utilizando como 
refrigerante. Otra opción la constituyen los sistemas híbridos, que realizan la condensación con 
CAPÍTULO 1 
 
6 
 
sistemas tanto húmedos como secos. Hay otras tecnologías de generación de potencia que, si 
bien no fueron diseñadas para reducir el consumo de agua como objetivo principal, también son 
buenas opciones para evitar excesiva dependencia del agua; ejemplos de estas últimas son el ciclo 
combinado y fuentes limpias de energía como la eólica y solar. 
1.1.1.1 Sistemas de enfriamiento húmedo 
El sistema de condensación de vapor del tipo húmedo está integrado por los sistemas abiertos y 
los sistemas cerrados. 
Los sistemas abiertos de condensación de vapor fueron los primeros en ser utilizados en plantas 
termoeléctricas. Éstas están instaladas en la vecindad de aguas superficiales como ríos, mares y 
lagos; utilizan agua llamada agua de extracción. El agua extraída se hace pasar a través del 
condensador de contacto indirecto donde le es transferido el calor latente del vapor y se envía 
continuamente de regreso a la fuente a una temperatura mayor. El agua descargada podría tener 
algunas pérdidas por evaporación hacia la atmósfera que son alrededor del uno por ciento del 
agua extraída; al agua que se pierde por evaporación se le llama agua de consumo. A pesar de que 
estas plantas no utilizan gran cantidad de agua de consumo, la disponibilidad de grandes 
volúmenes de agua de extracción es crítica para la planta, siendo éste uno de los aspectos 
restrictivos para la instalación de nuevas plantas termoeléctricas con este sistema. El agua de 
extracción necesaria en una planta que utiliza carbón como combustible fósil, dependiendo de su 
capacidad, está entre 75,000 y 190,000 litros (75 y 190 metros cúbicos) por MWh producido ; con 
una eficiencia de la planta de 35 %. Las plantas nucleares necesitan aún más agua de extracción, 
entre 95,000 y 230,000 litros por MWh mientras que las de ciclo combinado entre 28,000 y 75,000 
litros por MWh. El agua de consumo que se pierde por evaporación es de aproximadamente 1,100 
litros/MWh en las fósiles, de 1500 litros/MWh en las nucleares y de 400 litros/MWh en las plantas 
de ciclo combinado [3]. 
Uno de los problemas que ocasionan estos sistemas, está relacionado con el agua que es 
regresada a la fuente (ríos, mares, lagos). Debido a la descarga de grandes volúmenes de agua a 
temperaturas mayores respecto a la temperatura de la extracción, estas plantas tienen 
consecuencias ambientales importantes ya que la vida acuática puede ser afectada de manera 
adversa. El daño a algunas especies además causa problemas en actividades económicas 
circunscritas a la fuente de agua de extracción, como la pesca; consecuencia del desequilibrio 
ecológico causado [5]. 
En los sistemas cerrados el agua de enfriamiento es circulada a través del condensador donde 
absorbe el calor del vapor que sale de la turbina. El agua calentada se hace circular a través de una 
torre de enfriamiento y el calor absorbido se rechaza hacia la atmósfera por la evaporación de 
una parte del agua. Después el agua enfriada se bombea hacia el condensador por una bomba de 
circulación de agua pero se debe de reemplazar el agua perdida durante la evaporación. 
Los sistemas cerrados usan mucho menos agua de extracción que los sistemas abiertos, pero una 
fracción significativa se utiliza como agua de consumo; por lo tanto la cantidad usada de esta 
CAPÍTULO 1 
 
7 
 
última es mayor respecto a los sistemas abiertos. El agua de extracción usada en plantas fósiles es 
de aproximadamente 1,900 y 2,300 litros/MWh de la que se consumen alrededor de 1,800 
litros/MWh por evaporación, en plantas nucleares se emplea entre 1,900 y 4,200 litros/MWh de 
agua de extracción de la cual se consume entre 1,500 y 2,700 litros/MWh mientras que en las 
plantas de ciclo combinado son 900 litros/MWh y 700 litros/MWh, respectivamente. Es muy 
probable que en la capacidad instalada de sistemas húmedos en el futuro, se empleen 
principalmente sistemas cerrados, por lo que se incrementaría el agua de consumo, aunque el 
agua de extracción usada podría mantenerse en niveles parecidos a los actuales o aún menores 
debido al reemplazo de sistemas abiertos por cerrados [3]. 
El agua de extracción de los sistemas cerrados se puede obtener ya sea de aguas superficiales o 
bien de mantos freáticos. Se presentan algunos problemas, sobre todo en el caso de los mantos 
freáticos, porque si la tasa de agua extraída excede la tasa de recarga, a la larga el agua debe ser 
bombeada desde niveles más profundos. Además, mientras los mantos son agotados 
frecuentemente las aguas se hacen salobres y requieren tratamiento antes de ser usadas en un 
sistema cerrado. El incremento de energía para bombear el agua reduce la salida de potencia de la 
planta y el tratamiento del agua incrementa el costo de generación de energía [3]. 
Tanto las aguas superficiales como las del subsuelo, usadas en ambos sistemas (cerrados y 
abiertos) pueden requerir tratamiento y su costo varía bastante dependiendo de las características 
del agua sin tratar. Las aguas superficiales de ríos y lagos podrían requerir un tratamiento mínimo 
o la remoción de partículas sólidas suspendidas. El agua de océanos o áreas costeras también 
requiere tratamiento y/o el uso de materiales resistentes a la corrosión para que pueda ser 
utilizada en los sistemas abiertos. Las aguas de subsuelo tienen altas concentraciones de sólidos 
disueltos que deben ser removidos con tratamiento antes de ser usadas en sistemas cerrados. 
Además del agua que se requiere para condensar el vapor, las plantas la requieren para otras 
funciones como lavado y enfriamiento de equipo, tratamiento de emisiones y servicios para el 
personal de la planta. El uso para estas actividades representa una fracción pequeña comparada 
con la usada para la condensación del vapor, 110 litros por MWh en plantas nucleares y entre 27 y 
40 litros por MWh en plantas de ciclo combinado. El amplio rango del costo del agua tiene 
importantes implicaciones en la sustentabilidad de los suministros [3]. 
1.1.1.2 Sistemas de enfriamiento seco 
Una opción para reducir considerablemente el uso de agua en plantas termoeléctricas es 
reemplazando lossistemas de enfriamiento húmedo por enfriamiento seco. Estos últimos están 
constituidos por sistemas de enfriamiento seco indirecto y sistemas de enfriamiento seco directo. 
A los sistemas de enfriamiento en seco directo se les conoce como aerocondensadores. En esta 
parte se trataránde manera general estos sistemas y posteriormente se explicará en detalle su 
funcionamiento. 
Es indudable que estos sistemas presentan grandes ventajas, porque evitan la dependencia tan 
marcada que tiene la generación de potencia con el recurso de agua. Sin tener que disponer de 
CAPÍTULO 1 
 
8 
 
grandes cantidades de agua como elemento indispensable para la operación de la planta, se 
pueden tener varias ventajas como las que se señalan a continuación: 
 
 A veces es necesario instalar una planta en zonas áridas, en donde el agua es muy escasa 
y se requiere para otros tipos de servicios. Los permisos de instalación de una planta en 
estos sitios son más sencillos de obtener, porque no se compite con el agua usada para 
otras actividades. 
 Las plantas se pueden instalar cerca de las minas de combustible, por ejemplo cerca de las 
minas de carbón; situación que ha provocado su desarrollo en China en los años más 
recientes. 
 Se evitan los costos del tratamiento del agua de enfriamiento 
 No se vierten grandes volúmenes de agua a mayor temperatura en aguas superficiales, por 
lo que se evitan daños al ecosistema acuático, situación que también facilita los trámites 
burocráticos para una nueva instalación. 
 Se elimina el problema del ensuciamiento y corrosión del agua de enfriamiento y no se 
mezcla ésta con el agua de proceso, por lo que los costos de mantenimiento son más 
bajos. 
 
Sin embargo los sistemas de enfriamiento seco presentan una serie de desventajas respecto a los 
sistemas húmedos ya que, al usar aire como refrigerante, son altamente dependientes de la 
temperatura del ambiente. Mientras la temperatura del ambiente aumenta, la eficiencia de la 
planta baja. Es una realidad que la eficiencia de las plantas con sistemas húmedos es mayor que en 
las que tienen sistemas secos, sobre todo en días cálidos. En el curso de un año, la eficiencia de 
una planta puede ser 2 por ciento menor que la eficiencia de una planta similar con un sistema 
cerrado de enfriamiento húmedo, dependiendo del clima local. Sin embargo en los climas más 
cálidos la eficiencia de la planta puede reducirse hasta en un 25 %. Esto implica consumir más 
combustible e incrementar la emisión de gases. 
Otro aspecto negativo es el espacio que ocupan estos sistemas, debido a que, para incrementar la 
transferencia de calor es necesario utilizar una gran cantidad de superficie de intercambio. Esto 
incrementa el costo para construcción, instalación y terreno. A pesar de que los costos de 
construcción e instalación sean mayores que los sistemas convencionales, los costos de operación 
son significativamente más bajos, por lo que a largo plazo la inversión inicial se amortiza. 
Por otro lado, si el valor del agua se sigue incrementando debido a su escasez y a la competencia 
que se tiene con otros sectores también en crecimiento, se aumenta la necesidad y el valor de 
desarrollar tecnologías que reduzcan el uso de agua. 
 
CAPÍTULO 1 
 
9 
 
1.2 PRINCIPIO DE FUNCIONAMIENTO DE LOS AEROCONDENSADORES 
La función principal del aerocondensador es la de condensar el vapor proveniente de la turbina, 
utilizando aire atmosférico, para que el agua pueda ser reutilizada posteriormente en el ciclo de la 
planta. 
El vapor proveniente de la turbina, entra a un distribuidor de tubo múltiple (cabezal) localizado en 
la cima de la estructura del aerocondensador (ver figura 1.1). Después, el vapor es distribuido 
dentro de intercambiadores de calor en forma de tubos aletados, arreglados en una estructura de 
techo con una configuración en A. Fluyendo hacia abajo en el interior de los tubos, el vapor se 
condensa debido al enfriamiento producido por el aire ambiental. Éste se hace pasar sobre la 
superficie externa de las aletas de los tubos mediante ventiladores, que están localizados en el 
fondo de la estructura en A. El condensado se drena desde los tubos aletados hacia los cabezales 
de condensado y después se recolecta en un tanque de condensado antes de ser bombeado a la 
caldera. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
Figura 1.1 Esquema funcional del aerocondensador [6] 
A pesar de que el principio de funcionamiento del aerocondensador es relativamente simple, su 
configuración responde a cuestiones fundamentales de transmisión de calor. A diferencia de los 
condensadores convencionales, los sistemas de enfriamiento en seco presentan una alta 
resistencia térmica del lado del refrigerante, ya que la resistencia térmica del aire es mucho más 
grande que la del agua de enfriamiento de los sistemas convencionales. El bajo coeficiente de 
transferencia de calor del aire h ocasiona que el coeficiente global U sea pequeño y la resistencia 
térmica sea mayor. Por lo tanto, para incrementar el coeficiente global, se hace que la convección 
AIRE CALIENTE
AIRE FRIO VENTILADORES
AIRE CALIENTE
AIRE FRIO VENTILADORES
ENTRADA VAPOR
SALIDA CONDENSADO
ENTRADA VAPOR
SALIDA CONDENSADO
TUBOS
ALETADOS
CAPÍTULO 1 
 
10 
 
del lado del aire sea forzada y se requiera de ventiladores para lograrlo. Otra manera de disminuir 
la resistencia térmica es aumentando considerablemente el área de transmisión, lo que se logra 
con aletas del lado del aire. Esto hace que la cantidad de área superficial sea muy grande y que los 
aerocondensadores ocupen gran espacio respecto a los sistemas convencionales, los cuales son 
compactos. Estudiando los fenómenos de transferencia de calor en mayor detalle, tanto del lado 
del vapor como del lado del aire, pero sobre todo de este último, ha sido posible desarrollar 
superficies de intercambio que incrementen la tasa de transferencia de calor. Otro factor que 
incrementa la resistencia térmica, es el ensuciamiento tanto en el interior como en el exterior de 
los tubos, por lo que el sistema se debe someter a un mantenimiento periódico para reducir el 
valor de esa resistencia en la medida de lo posible. 
Al llevarse a cabo la condensación, el cambio de volumen de gas a líquido es muy grande. Este 
gran cambio de volumen, causa que la presión del cambio de fase sea menor a la presión 
atmosférica y se imponga una presión de vacío en el interior del aerocondensador. Entre mayor 
sea la tasa a la cual se rechaza el calor del sistema hacia el ambiente, la presión de condensación 
se reduce. Esta presión también es la contrapresión a la salida de la turbina. La potencia de salida 
de la turbina, varía dependiendo de la presión de vacío; para valores bajos de esta última, y debido 
a que existe un mayor cambio en la entalpía del vapor al pasar este a través de la turbina, ésta 
entrega mayor cantidad de trabajo. Esto también ayuda a que en la caldera se demande mayor 
cantidad de flujo másico de vapor. Se puede notar entonces, que el aerocondensador está 
relacionado dinámicamente con otros sistemas de la planta y que un buen funcionamiento 
térmico suyo incrementa la eficiencia de la central. Por supuesto, si la temperatura del aire del 
ambiente aumenta, entonces la tasa de calor rechazado disminuye, y la eficiencia de la planta 
también, incluso hasta por debajo de los valores de diseño. Es lógico que se prefieran bajos valores 
de la temperatura del ambiente, esto implica tener menor presión de vacío y se presenta un mejor 
comportamiento térmico del aerocondensador. Por otro lado, existen otras condiciones en la 
planta que podrían ocasionar un funcionamiento pobre del aerocondensador, como la 
recirculación del aire caliente y el efecto de la velocidad del viento que impacta sobre su 
estructura. Para inhibir estos efectos se ha dispuesto de muros contra el viento y una ubicación 
estratégica del sistema de enfriamientoseco dentro de la planta. 
Un aerocondensador con buen funcionamiento, debe de descargar todos los no condensables de 
manera continua y completa. Estos son gases que resultan de fugas atmosféricas en algunos 
equipos de la planta y por los químicos usados en el tratamiento del agua de alimentación a la 
caldera. Los no condensables se atrapan dentro de los tubos y cabezales si no se remueven del 
sistema. Tal retención de los no condensables es responsable de un problema en la condensación 
del vapor. Durante el invierno, los gases no condensables pueden causar congelamiento del 
condensado. El congelamiento aparece cuando existe una diferencia en la cantidad de 
condensado entre tubos, entonces se produce una diferencia también en la caída de presión en 
cada tubo; esto causa que haya dos flujos de vapor en contrasentido en el tubo de mayor caída 
de presión (uno por arriba y otro por su parte inferior) y que se atrapen en su interior los gases no 
condensables; al atraparse éstos, reducen el área de la sección del tubo por la que pasa el vapor a 
CAPÍTULO 1 
 
11 
 
lo largo de cierta longitud del tubo. Debido a que se tapa el paso del vapor, éste fluye en menor 
cantidad y como no hay suficiente calor, el condensado se enfría y se congela a bajas 
temperaturas. La razón por la que se diseña el aerocondensador con flujo de vapor y de 
condensado a la salida de cada tubo, es precisamente para que el calor del vapor evite el 
subenfriamiento del condensado y no se congele cuando haya bajas temperaturas; pero la 
presencia de no condensables atascados afecta en esta condición de diseño y deben ser 
removidos. 
Durante el verano, los gases no condensables cubren una porción de la superficie de intercambio 
de calor reduciendo la capacidad de transferencia de calor porque aumentan la resistencia térmica 
en el interior del tubo. Esta resistencia también afecta en el invierno, pero no tiene tanta 
influencia como el congelamiento, porque para bajas temperaturas el aerocondensador tiene 
mejor comportamiento térmico. 
Además, los no condensables son absorbidos y quedan atrapados en cavidades, promoviendo la 
corrosión del metal. Estos gases se remueven mediante elementos llamado eyectores. 
 
1.3 ESTADO DEL ARTE SOBRE AEROCONDENSADORES 
Actualmente, sistemas de condensación por medio del aire son muy usados en distintas 
aplicaciones tecnológicas. Son frecuentemente encontrados en sistemas de refrigeración y aire 
acondicionado y en las industrias petroquímica y química. Los sistemas de enfriamiento en seco 
también son usados en el sector de generación de energía eléctrica, debido a que son los mejores 
sustitutos de los sistemas de enfriamiento húmedo. Existen dos opciones para circular el aire 
ambiental: ya sea mediante ventiladores o bien mediante empuje natural. 
Los sistemas de empuje natural usan una torre hiperbólica (que puede exceder los 90 metros de 
altura) con series de intercambiadores de calor en su interior. El aire frío entra a través de la 
periferia inferior de la torre, pasando a través de los elementos de intercambio de calor (en cuyo 
interior fluye vapor) y el aire ya caliente se eleva en el interior de la torre, empujando aire frío 
dentro de la misma. A este tipo de sistemas se les conoce como sistemas de enfriamiento con aire 
tipo indirecto [7]. 
 La otra opción de diseño, y que es más familiar, es el aerocondensador. Éste usa ventiladores 
accionados por un motor en lugar de confiar en la flotación natural del aire caliente. En estos 
sistemas el vapor se descarga de la turbina y se distribuye en los tubos aletados, arreglados en una 
estructura de techo con una configuración en forma de A (la forma más usada). Fluyendo hacia 
abajo en los tubos, el vapor se condensa debido al efecto de enfriamiento producido por el aire 
ambiental que pasa a través de la superficie externa aletada de los tubos, y que es impulsado por 
ventiladores que están ubicados en la parte inferior de la estructura en A. A este tipo de sistemas 
se le conoce como sistemas de enfriamiento con aire tipo directo o aerocondensadores. 
CAPÍTULO 1 
 
12 
 
El gran tamaño de las torres hiperbólicas hace que la opción de empuje natural sea una opción no 
viable para instalaciones pequeñas; en consecuencia, alrededor del 90 % de las plantas que usan 
enfriamiento seco tienen instalados aerocondensadores. 
A pesar de que los primeros casos registrados del uso de sistemas de enfriamiento seco datan de 
la época de los 30’s del siglo pasado, su real historia en unidades de tamaño considerable y su 
evolución, comenzaron en 1962 con sistemas de enfriamiento indirecto en Gran Bretaña. En los 
últimos cuarenta años, el enfriamiento en seco ha experimentado un desarrollo significativo, 
especialmente desde 1990, en diversas partes alrededor del mundo. Se estima que entre 15 y 20 
GW de potencia eléctrica, se producen en plantas que utilizan este tipo de sistemas; de hecho, 
desde principio de los 90´s y hasta la fecha el crecimiento ha sido exponencial [7]. Este trabajo se 
centra en el caso de los sistemas directos de condensación con aire, ya que son los más usados 
comparados con los sistemas de enfriamiento indirecto. 
Un entendimiento detallado de este tipo de sistemas es muy importante, ya sea para el diseño o 
para mejorar su comportamiento durante la operación. Se han hecho muchos reportes de los 
esfuerzos para mejorar los sistemas de enfriamiento en seco; los estudios han apuntado a mejorar 
formas y geometrías de los componentes del sistema (especialmente los tubos y las aletas), y 
también en determinar cómo afectan los factores ambientales a su comportamiento. Además, se 
ha simulado dinámicamente este sistema para obtener el comportamiento de algunos parámetros 
respecto al tiempo. 
Algunas investigaciones han ayudado a determinar las geometrías que optimizan el 
funcionamiento de un aerocondensador. La parte más importante y clave, relacionada con la 
geometría, consiste en buscar formas tanto de las aletas como de los tubos, para incrementar la 
transmisión de calor sobre todo en la parte exterior en contacto con el aire. Los tubos que 
comenzaron a usarse para enfriamiento con aire eran tubos redondos aletados; sin embargo, se 
ha encontrado que los tubos planos con aletas onduladas y tubos aletados de sección elíptica 
incrementan la transferencia de calor. 
 
M. M. Awad y H.M. Mostafa [8] realizaron estudios en un tubo plano con aletas corrugadas sobre 
la superficie transversal del tubo, las cuales no solo incrementan la transferencia de calor sino que 
además reducen la caída de presión; el material que se usa es aluminio y está soldado al exterior 
del tubo plano. Ya con el conocimiento obtenido de investigaciones previas en el sentido de que 
los tubos planos con aletas corrugadas mejoran el comportamiento térmico; ellos inclinaron los 
tubos planos con la finalidad de determinar su efecto en la transferencia de calor por convección 
del lado del aire, la inclinación fue en sentido horario y sentido anti-horario desde 0 hasta 16° y 
encontraron que el ángulo óptimo es de 4°. M. S. Sohal y J. E. O’Brien [9] realizaron estudios 
experimentales haciendo dos cambios: reemplazaron los tubos redondos por tubos ovalados y 
agregaron generadores de vórtices estratégicamente localizados en las aletas. Estos cambios 
pueden ser implementados de manera independiente o simultánea. Dependiendo de varios 
parámetros de diseño, el coeficiente de transferencia de calor puede ser aumentado entre 25 y 
35% con un incremento mínimo en la caída de presión. 
CAPÍTULO 1 
 
13 
 
Shuguo Zhang y Xinglou Zhao [10] realizaron modelos estáticos (estado permanente) en tres 
dimensiones para dos geometrías de aleta; las aletas que se analizaron fueron de dos tipos: aleta 
ondulada en tubo plano y aleta vertical en tubo plano. Para realizar la simulación numérica se 
empleó Dinámica de Fluidos Computacional.Utilizaron el análisis diferencial en las ecuaciones de 
conservación de masa, momentum y energía para obtener los modelos. Para seis distintas 
condiciones de flujo de aire, analizaron en los dos tipos de aleta: coeficientes de transferencia de 
calor, calor disipado y cambios en la temperatura superficial promedio de la aleta; encontraron 
que la aleta vertical en tubo plano es la más eficiente ya que disipa calor en 8.82 % más que la 
aleta ondulada. 
Existen en el mercado tres formas de tubos disponibles: oval, redondo y plano. Los más 
sofisticados y que tienen un mejor comportamiento bajo casi todas las condiciones son los 
ovalados y los planos. La forma de la aleta varía según el fabricante. Algunas son menos 
susceptibles a la suciedad y son mecánicamente más resistentes para condiciones de transitorio. 
Un factor importante es el material seleccionado para los tubos aletados; las tecnologías más 
confiables para uso en plantas de generación de energía eléctrica son: aletas de aluminio soldadas 
en tubos planos desnudos bañados con aluminio y haces de tubos aletados ovalados galvanizados 
[7]. 
 
Se han realizado otro tipo de investigaciones para determinar el efecto de las condiciones 
ambientales en el aerocondensador, como las variaciones de la temperatura en el exterior y la 
velocidad y dirección del viento. 
M. Pieve y G. Salvadori [11] analizaron el comportamiento de un aerocondensador instalado en 
una planta de recuperación de calor de desecho bajo distintas condiciones ambientales. La tasa de 
calor rechazado por el aerocondensador influye directamente en la potencia de salida de la 
turbina y existen varios parámetros ambientales que inciden en dicha tasa; como la temperatura 
del aire ambiental y la velocidad y dirección del viento. 
En este estudio se desarrolla un modelo matemático estático (estado permanente) para predecir 
la influencia de fluctuaciones en la temperatura del aire ambiental en el comportamiento del 
aerocondensador, y se hizo evaluando puntualmente para distintos valores de temperatura. Para 
este propósito consideraron una unidad base de enfriamiento, en la que el elemento fundamental 
es un banco de tubos aletados enfriados con aire forzado. El modelo es después aplicado a un caso 
específico, un aerocondensador localizado en Pisa Italia, instalado en una planta de recuperación 
de calor de desecho que opera basada en un ciclo Rankine convencional. Pieve y Salvadori 
obtuvieron el modelo mediante balances de energía, considerando la transferencia por convección 
en el interior y en el exterior de los tubos y despreciando la resistencia conductiva del tubo. 
Emplearon el método de diferencia media logarítmica de temperaturas (LMTD). Durante el 
desarrollo, consideraron la eficiencia de las aletas y correlaciones entre el número de Nusselt y los 
números de Reynolds y Prandtl en el exterior de un haz de tubos aletados dispuestos en zig-zag, 
para el cálculo de coeficiente de transferencia de calor exterior. Trabajando con estas ecuaciones, 
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obtuvieron ecuaciones del flujo de calor y la temperatura del aire a la salida en función de la 
temperatura del aire a la entrada y otros parámetros; encontraron una relación del tipo lineal 
entre ellos. Con estas funciones propusieron valores de temperaturas de entrada del aire desde 0° 
hasta 40°C y calcularon valores de flujo de calor extraído para cada una de ellas. Se observó que 
mientras se aumentó la temperatura del aire a la entrada, el flujo de calor que extraía el 
aerocondensador decrecía; ocasionando que para temperaturas arriba de 27° C el intercambiador 
trabajara por debajo de su valor nominal, afectando el rendimiento del ciclo. También 
determinaron que a medida que la temperatura del aire aumenta a la entrada, la diferencia con la 
temperatura de salida disminuye, lo que redujo la tasa de calor extraído. Otro análisis que 
realizaron fue determinar el número de unidades o módulos necesarios, si se quiere que la planta 
mantenga una potencia de salida mínima a pesar de que la temperatura del aire ambiental 
aumente considerablemente. Por ejemplo cuando pasó de 6 módulos a 10, la planta pudo operar 
hasta con 38° C y seguir entregando la potencia nominal. 
En la práctica, se puede formar la recirculación de aire caliente debido a la acción del viento del 
ambiente. Este fenómeno ha causado la falla de algunas plantas fósiles alrededor del mundo 
especialmente durante el verano. Wanli Zhao y Peiqing Liu [12] investigaron la relación entre la 
recirculación del aire caliente y el viento en un sistema de enfriamiento seco directo y tomaron 
medidas para disminuirla. Encontraron que la velocidad del viento tiene una gran influencia en la 
razón de recirculación (R). Esta última es un número entre cero y uno; si tiende a cero, indica que 
la temperatura de salida de los haces de tubos es muy diferente a la temperatura del ambiente 
pero si tiende a uno, significa que la temperatura a la salida está cercana a la temperatura del 
ambiente. Es decir, valores de la razón de recirculación cercanos a uno indican que la tasa de calor 
rechazado por el aerocondensador ha reducido su valor ya que el aire ambiental que rodea a los 
módulos está caliente. Pues bien, al incrementarse la magnitud de la velocidad del viento, también 
R se incrementa por lo que el comportamiento térmico del aerocondensador se ve afectado de 
manera negativa, ya que al entrar aire caliente, la transferencia de calor es pobre. Teóricamente, 
en ausencia de viento, es difícil que exista la recirculación. 
Lei Shi y Cheng Shi [13] estudiaron el efecto del viento en la tasa de calor rechazado por el 
aerocondensador para una distribución específica de una planta; lo hicieron para distintas 
direcciones del viento y a una rapidez de 3 m/s. Utilizaron un software numérico llamado FLUENT 
para simular el campo de aire en una planta completa para resolver un modelo estático obtenido a 
partir de la aplicación de las leyes de conservación a un elemento diferencial. La simulación se 
realizó tomando solo un módulo del aerocondensador, del cual sus paredes de viento se 
consideraron como condiciones de frontera de pared sólida en el modelo. Éste se validó con datos 
de campo de un solo módulo que se aproximaron a los resultados de la solución numérica, ya que 
el calor rechazado por la unidad en la solución numérica no excedió el 1.5% del calor rechazado 
por el sistema real. Basándose en este modelo, se simuló y analizó en detalle el comportamiento 
térmico del aerocondensador bajo diferentes direcciones del viento con una cierta rapidez del 
aire. De acuerdo con el sistema de referencia que usaron, 0° es el este, 90° el norte y 180o el oeste, 
hicieron simulaciones para cinco ángulos distintos. Hacia el este está ubicado el hogar de la 
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caldera y cuando el viento se dirige desde ese lugar se encuentra la tasa más baja de calor 
rechazado por el aerocondensador. Para ángulos entre 0 y 45°, encontraron que la tasa de calor 
rechazada era menor que la de condición de diseño por alrededor de 18.5%, por lo que es difícil 
que la turbina opere con carga completa. Los vientos provenientes del oeste (180°) no tuvieron un 
efecto significativo en el comportamiento térmico. 
Zhao Hongbin y Cao Ling [14] estudiaron el efecto que tiene el ensuciamiento en el coeficiente de 
transferencia de calor, ya que agrega una resistencia por ensuciamiento. La resistencia por 
ensuciamiento provoca que el vacío disminuya, por lo que la temperatura de condensación se 
incrementa y la potencia entregada por la turbina disminuye. Se estudiaron los diferentes tipos de 
resistencia por ensuciamiento y se obtuvo una guía para el manejo de la limpieza del 
aerocondensador. Encontraron que la mayor resistencia por ensuciamiento se da en el interior de 
los tubos y en contracorriente; se presenta una resistencia también cuandola corriente va hacia 
abajo en el interior de los tubos pero menor que en contracorriente. La influencia menor se dio 
por la resistencia por ensuciamiento en el exterior de los tubos, sin embargo el funcionamiento del 
aerocondensador se afecta si no se limpia continuamente también el exterior. 
Zhao Hongbin y Cao Ling [15] también realizaron un estudio teórico acerca de la presión óptima en 
un aerocondensador. Su investigación se basó en el hecho de que si se desea reducir la 
contrapresión a la salida de la turbina para incrementar su potencia de salida, se debe incrementar 
el flujo másico de aire de los ventiladores. Con lo anterior, el consumo de potencia de los 
ventiladores también se incrementa. El objetivo que se plantearon fue establecer la relación entre 
la contrapresión del condensador y los correspondientes elementos influyentes, con esto se 
propusieron encontrar la contrapresión óptima de un módulo de enfriamiento para otorgar una 
guía útil en la operación de aerocondensadores. 
Huifang Deng y Robert F. Boehm [16] investigaron la influencia de las condiciones ambientales en 
un aerocondensador de una planta solar, ya que los cambios de las condiciones afectan la salida 
de potencia de la planta. Como herramienta para efectuar los estudios usaron un software 
comercial para hacer balances de calor y masa, llamado GE’s GateCycle y que es usado para el 
análisis de una gran variedad de tipos de plantas de generación de potencia eléctrica. 
El programa GateCycle tiene dos formas de trabajo, modo de diseño y modo fuera de diseño. El 
modo de diseño calcula el tamaño físico y otros aspectos de diseño, para parámetros clave 
específicos bajo ciertas condiciones de operación. El modo fuera de diseño evalúa el 
comportamiento del sistema de cierto tamaño físico previamente establecido, pero con distintas 
condiciones de operación. Para validar los resultados del programa, se realizaron comparaciones 
con un programa realizado en Matlab para un ciclo Rankine típico bajo las mismas condiciones en 
las formas de diseño y fuera de diseño. Es importante señalar que las simulaciones se hicieron en 
estado permanente. 
En el modo de diseño del software se dimensionó un aerocondensador con tubos aletados 
redondos, para lograr una cierta presión y temperatura de condensación bajo ciertas condiciones 
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del ambiente. Después, se simuló el comportamiento del modelo del ciclo Rankine en el modo 
fuera de diseño para el cual se modificaron las condiciones del ambiente. Además, se dimensionó 
en el modo de diseño, un sistema de enfriamiento convencional tipo húmedo, se usaron un 
condensador y una torre de enfriamiento en lugar del aerocondensador, el tamaño que se le dio al 
sistema fue para que se cumplieran la misma presión y temperatura de condensación que con las 
que se dimensionó al aerocondensador previamente. Después se corrieron simulaciones similares 
en el modo fuera de diseño (mismos cambios en las condiciones ambientales). Finalmente 
dimensionaron un aerocondensador con tubos planos aletados para que igualmente se cumpliera 
la presión y temperatura de condensación del primer diseño y con el modo fuera de diseño se 
evaluara el comportamiento del aerocondensador con otras condiciones de operación. En 
resumen, se determinó el tamaño de tres tipos distintos de condensadores para lograr la misma 
presión y temperatura de condensación bajo la misma condición de operación; después se 
determinó el comportamiento de los tres para distintas condiciones de operación, 
específicamente variación de la temperatura de bulbo seco y se estudió y comparó el 
comportamiento en cada caso, principalmente los efectos en la eficiencia de la planta. 
La condición de operación que se modificó fue la temperatura de bulbo seco desde 0° C hasta 40° 
C y se llegó a lo siguiente: 
El uso de un aerocondensador con tubos aletados redondos produce una eficiencia menor de la 
planta que la producida por un sistema húmedo, para cualquier temperatura de bulbo seco 
(temperatura del ambiente). Por ejemplo, para una temperatura de 5°C en el ambiente, con el 
aerocondensador de tubos redondos se tiene una eficiencia de la planta cercana al 23%, mientras 
que con un sistema de enfriamiento húmedo para esa misma temperatura del ambiente y una 
humedad relativa de 10%, la eficiencia de la planta es cercana al 24 %. Más aún, para 
temperaturas cada vez mayores, el aerocondensador hace que la planta sea todavía menos 
eficiente que con un sistema húmedo; para una temperatura ambiental de 40° C la eficiencia 
producida por el sistema seco es de alrededor de 18%, mientras que la eficiencia debida al sistema 
húmedo es de 21% con humedad relativa de 10%. Un hecho significativo es que al aumentar la 
temperatura los dos sistemas hacen que baje la eficiencia de la planta, pero el brinco es más 
significativo en el caso del aerocondensador. 
Al modificar los tubos redondos aletados por tubos planos aletados, se incrementó 
considerablemente al área de transferencia de calor, por lo que la eficiencia de la planta aumenta 
con estos tubos comparada con los tubos redondos y además es parecida a la eficiencia lograda 
con el sistema de enfriamiento húmedo. Esto indica que si se sigue desarrollando tecnología para 
reducir la resistencia térmica del lado del aire de enfriamiento, los aerocondensadores pueden 
competir en rendimiento respecto a los sistemas convencionales. 
La mayoría de las investigaciones acerca de los aerocondensadores, analizan su comportamiento 
con modelos estáticos, para determinar la respuesta del sistema en ciertas condiciones de 
operación fijas y sin considerar al factor tiempo (inercia del sistema) como uno de los parámetros 
que integran a los modelos. Es decir, el análisis del sistema se realiza en estado permanente. Se 
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ha encontrado poca información acerca del análisis dinámico de un aerocondensador, o sea un 
estudio de los estados transitorios que ocurren al modificar las condiciones de operación, para 
determinar el comportamiento del sistema con respecto al tiempo. 
Shuangmei Dong y Jianmin Liu [17] usaron una técnica llamada modelado modular con la que 
obtuvieron un modelo matemático dinámico de un aerocondensador. La simulación la realizó con 
un software llamado STAR-90 desarrollado por la Universidad del Norte de China durante la 
década de los 90´s. Se simuló un aerocondensador de 200 MW de capacidad en estado 
permanente bajo ciertas condiciones de operación y también en estado transitorio, al imponerle al 
sistema distintos disturbios. El modelo matemático fue establecido mediante la aplicación de 
distintas leyes físicas como la conservación de la masa y energía, a volúmenes de control y 
utilizando el método de análisis integral. 
Realizaron diversas simulaciones en estado permanente con las que validó el modelo al comparar 
sus resultados contra los valores de diseño. Se obtuvieron mediante la simulación, valores de 
temperatura de condensación, presión de condensación en el interior de los tubos y flujo másico 
de condensado, los cuales se compararon contras los valores de diseño con condiciones de 
operación fijas. El porcentaje de error reportado fue menor al 1% en cada caso. 
Posteriormente, realizaron diversos disturbios en el sistema para estudiar su comportamiento 
durante estados transitorios, como reducción del flujo másico de aire, incremento de la 
temperatura del aire de enfriamiento, interrupción de una sección de aire de enfriamiento y 
variaciones de la carga de la turbina. Con estos disturbios, vieron el comportamiento de algunos 
parámetros en el tiempo, tales como la presión y la temperatura de condensación y el flujo másico 
de agua condensada. Por ejemplo, al reducir el flujo de aire de enfriamiento, tanto la temperatura 
como la presión de condensación comenzaron a aumentar y volvieron a llegar al estado 
permanente