000130598

UNIVERSIDAD SIMÓN BOLÍVAR

Decanato de Estudios Profesionales

Coordinación de Ingeniería Mecánica

DISEÑO DE UN SISTEMA DE ENFRIAMIENTO PARA LOS

COJINETES COMBINADOS DE LAS UNIDADES 7 A 10 DE

EDELCA – GURI

Por:

Antonio José Mundarain Cortés

Sartenejas, Enero de 2006

UNIVERSIDAD SIMÓN BOLÍVAR

Decanato de Estudios Profesionales


DISEÑO DE UN SISTEMA DE ENFRIAMIENTO PARA LOS

COJINETES COMBINADOS DE LAS UNIDADES 7 A 10 DE

EDELCA – GURI

Por:


Realizado con la asesoría de

Profesora Nathaly Moreno

Ingeniero Antonio De Santis

INFORME DE PASANTÍAS

Presentado ante la ilustre Universidad Simón Bolívar

como requisito parcial para optar para el título de

Ingeniero Mecánico

Sartenejas, Enero de 2006

UNIVERSIDAD SIMÓN BOLÍVAR Decanato de Estudios Profesionales


DISEÑO DE UN SISTEMA DE ENFRIAMIENTO PARA LOS COJINETES COMBINADOS DE LAS UNIDADES 7 A 10 DE

EDELCA – GURI

PROYECTO DE GRADO presentado por Antonio José Mundarain Cortés

REALIZADO CON LA ASESORÍA DE

Profesora Nathaly Moreno Ingeniero Antonio De Santis

RESUMEN El presente informe muestra el diseño de un nuevo sistema de enfriamiento para los cojinetes combinados de los generadores de las unidades 7 a 10 de Casa de Maquinas 1 de la Central Hidroeléctrica Raúl Leoni (Guri). Para esto fue necesario evaluar y determinar las condiciones operativas de los cojinetes, con el fin de conocer primordialmente el calor que en estos se genera. En base a estos parámetros, se diseñó un intercambiador de calor tipo tubo-carcaza con el fin de mantener una temperatura adecuada del aceite dentro del cárter de los cojinetes combinados, para así evitar el sobrecalentamiento de los componentes internos del mismo. Previamente al diseño del intercambiador se determinó la ubicación más eficiente del equipo, tomando en cuenta el espacio disponible, y la disposición y longitud de las tuberías. Habiendo definido con precisión el sistema a emplear se realizó el cálculo pertinente de la red hidráulica que permitió definir los parámetros requeridos para la selección de las bombas centrífugas como sistema de bombeo. Por último se estimaron los costos de inversión requeridos para la implementación del proyecto.

PALABRAS CLAVES Sistema de enfriamiento, turbina hidráulica, Central hidroeléctrica Guri.

Aprobado con mención: X

Postulado para el premio: ______________ Sartenejas, Enero de 2006

DEDICATORIA

Quiero dedicar este trabajo a mi padre, Antonio José Mundarain Hernández, y a mi

madre, Cecilia Cristina Cortés Casas, como un pequeño reconocimiento al continuo apoyo que

me han brindado. La constancia, el esfuerzo y el empeño que los han caracterizado durante sus

vidas ha sido un modelo que me ha guiado hasta llegar a lo que soy hoy en día. Sencillamente

muchas gracias, los quiero mucho.


AGRADECIMIENTOS

Aprovecho esta oportunidad para agradecer a las diversas personas que permitieron

que el presente trabajo se pudiera llevar a cabo de forma satisfactoria. Entre ellas pudiera

destacar a los ingenieros Antonio De Santis, Jesús Barrios y a la profesora Nathaly Moreno,

quienes supervisaron y guiaron el buen desempeño de las pasantías. A Leovaldo Leal y

Alcides Valdez, los cuales me proporcionaron conocimientos invaluables en las áreas de

funcionamiento y mantenimiento de los equipos. Al ingeniero Álvaro Castillo por la gran

oportunidad y apoyo que me brindó durante la pasantía. Y en fin, a todo el Departamento de

Mantenimiento Mecánico, con quienes día a día compartimos en la oficina y en el campo de

trabajo.

i

ÍNDICE GENERAL INDICE DE FIGURAS INDICE DE TABLAS LISTA DE SÍMBOLOS Y ABREVIATURAS 1. INTRODUCCIÓN 1.1 La empresa......................................................................................................... 1.1.1 Fin....................................................................................................... 1.1.2 Misión................................................................................................. 1.1.3 Valores................................................................................................ 1.1.4 Visión.................................................................................................. 1.2 Central Hidroeléctrica Raúl Leoni..................................................................... 1.2.1 Generación.......................................................................................... 1.2.2 Características generales..................................................................... 1.3 Departamento de Mantenimiento Mecánico...................................................... 1.3.1 Misión................................................................................................. 1.3.2 Objetivo.............................................................................................. 1.3.3 Funciones generales............................................................................ 1.3.4 Estructura organizativa....................................................................... 1.4 El proyecto......................................................................................................... 1.4.1 Antecedentes....................................................................................... 1.4.2 Importancia......................................................................................... 1.4.3 Objetivo principal............................................................................... 1.4.4 Objetivos específicos.......................................................................... 2. MARCO TEÓRICO 2.1 Cojinetes combinados........................................................................................ 2.1.1 Cojinetes de empuje de los generadores de las unidades 7 a 10......... 2.1.2 Cojinetes guías de los generadores de las unidades 7 a 10................. 2.2 Material antifricción en los cojinetes................................................................. 2.3 Equipos asociados a los cojinetes combinados.................................................. 2.3.1 Interruptor e indicador del nivel del aceite......................................... 2.3.2 Detector de agua en el cárter del cojinete........................................... 2.3.3 Indicadores de temperaturas............................................................... 2.4 Sistema de enfriamiento de los cojinetes........................................................... 2.5 Lubricante empleado en los cojinetes................................................................ 2.5.1 Características del lubricante.............................................................. 2.5.2 Usos del lubricante Turbolub.............................................................. 2.5.3 Propiedades del lubricante..................................................................

iv v vi 1 2 2 2 2 3 3 3 4 4 4 5 5 6 6 6 7 7 9 10 10 11 11 12 12 13 13 14 14 15 15

ii

2.6 Transferencia de calor....................................................................................... 2.6.1 Radiación............................................................................................ 2.6.2 Conducción......................................................................................... 2.6.3 Convección......................................................................................... 2.6.3.1 Convección libre.................................................................. 2.6.3.2 Convección forzada.............................................................. 2.7 Clasificación de los intercambiadores............................................................... 2.7.1 De acuerdo a la disposición de los fluidos.......................................... 2.7.2 De acuerdo al Tipo de Construcción................................................... 2.8 Diseño de un intercambiador de calor de tubo y carcaza.................................. 2.9 Métodos de análisis del intercambiador de calor............................................... 2.9.1 Método de la diferencia de temperatura media logarítmica............... 2.9.2 Método de Eficiencia-NUT................................................................ 2.10 Mecánica de fluidos......................................................................................... 2.10.1 Pérdidas primarias............................................................................. 2.10.2 Pérdidas secundarias......................................................................... 2.11 Sistema de bombeo.......................................................................................... 2.11.1 Bombas centrífugas........................................................................... 2.12 Cavitación en turbomáquinas.......................................................................... 3. METODOLOGÍA 3.1 Cálculo del calor generado por el cojinete........................................................ 3.1.1 Cálculo de las temperaturas del agua.................................................. 3.2 Ubicación del sistema de enfriamiento.............................................................. 3.2.1 Alternativa “Sistema de enfriamiento 1”............................................ 3.2.2 Alternativa “Sistema de enfriamiento 2”............................................ 3.3 Selección del intercambiador de calor............................................................... 3.4 Diseño del intercambiador de calor tipo tubo y carcaza.................................... 3.4.1 UA requerido...................................................................................... 3.4.2 UA de diseño...................................................................................... 3.5 Sistema de enfriamiento.................................................................................... 3.6 Sistema de tuberías............................................................................................ 3.7 Sistema de bombeo............................................................................................ 3.7.1 Energía requerida por el sistema de bombeo...................................... 3.7.2 Selección del sistema de bombeo....................................................... 4. RESULTADOS........................................................................................................ 5. CONCLUSIÓN........................................................................................................ 6. BIBLIOGRAFÍA..................................................................................................... 7. ANEXOS..................................................................................................................... 7.1 Anexo 1: Plano del cojinete de Empuje y Guía de la Unidades 7 a 10

16 16 16 17 17 19 21 21 22 29 30 30 32 33 34 35 35 38 38 41 41 44 45 46 49 51 52 55 55 56 59 59 63 66 72 73 74

iii

7.2 Anexo 2: Cálculos realizados para el desarrollo del proyecto 7.3 Anexo 3: Diagrama referente al factor de Colburn 7.4 Anexo 4: Planos referentes al intercambiador de calor y al sistema de enfriamiento 7.5 Anexo 5: Planos y cotización del sistema de bombeo

iv

INDICE DE FIGURAS

Figura 1.1 Organigrama de la estructura organizativa del Departamento de Mantenimiento mecánico..........................................................................................

Figura 2.1 Cojinete combinado de las unidades 7 a 10 (Catálogo General Electric).....................................................................................................................

Figura 2.2 Pastilla de un cojinete guía....................................................................... Figura 2.3 Conexiones a los medidores de temperatura RTD................................... Figura 2.4 Desarrollo de la capa límite hidrodinámica laminar en un tubo circular. Figura 2.5 Intercambiador de calor doble tubo (González, 2002)............................. Figura 2.6 Intercambiador enfriado por aire.............................................................. Figura 2.7 Intercambiador de placas paralelas.......................................................... Figura 2.8 Intercambiador de Calor Tubo y Carcaza (González, 2002)................... Figura 2.9 Diferentes secciones de placas deflectoras (González, 2002).................. Figura 2.10 Esquema de transferencia de calor en un intercambiador de calor........ Figura 2.11 Factor de corrección para un intercambiador de calor de tubo-carcaza

y cualquier múltiplo de dos pasos (Incropera, 2003)................................................ Figura 2.12 Sistema hidráulico esquemático............................................................. Figura 2.13 Punto de funcionamiento de una bomba en un sistema......................... Figura 2.14 Diferentes diseños de rodetes en función de la velocidad específica

(McNaughton, 1994)................................................................................................. Figura 3.1 Esquema de transferencia de calor del sistema........................................ Figura 3.2 Esquema de la ubicación del Sistema de Enfriamiento 1........................ Figura 3.3 Esquema de la ubicación del Sistema de Enfriamiento 2........................ Figura 3.4 Disposición actual de las tuberías de agua del sistema de enfriamiento

del cojinete................................................................................................................. Figura 3.5 Distribución de las tuberías de aceite en la ménsula inferior................... Figura 3.6 Trayectoria del aceite dentro del intercambiador de calor....................... Figura 3.7 Factor de fricción en banco de tubos con arreglo de tubos en línea

(Incropera, 1994)....................................................................................................... Figura 3.8 Gráfica de curvas de operación del sistema.............................................

5 9 10 13 19 23 24 25 26 27 31 32 33 37 37 42 45 47 48 57 61 62 64

v

INDICE DE TABLAS

Tabla 2.1 Propiedades de los lubricantes turbolub.................................................... Tabla 3.1 Diferentes temperaturas tomadas en la ménsula inferior.......................... Tabla 4.1 Componentes del sistema de enfriamiento propuesto...............................

15 42 66

vi

LISTA DE SÍMBOLOS Y ABREVIATURAS A: área transversal de flujo Af: área frontal del intercambiador de calor Ai: área interna de los tubos Ao: área externa de los tubos B: distancia entre placas deflectoras babbitt: material antifricción Ci: número de cámaras entre placas deflectoras Cp: calor específico D: diámetro Dc: diámetro interno de la carcaza Deq: diámetro equivalente Dh: diámetro húmedo Di: diámetro interno de los tubos Do: diámetro externo de los tubos F: factor de corrección de la diferencia de la temperatura media logarítmica f: factor de fricción fimax: coeficiente de fricción máximo en un banco de tubos G: velocidad de masa g: aceleración gravitacional H: altura HA: altura del punto A HB: altura del punto B h: coeficiente de convección hagua: coeficiente de convección del agua haire: coeficiente de convección del aire hA-B: pérdidas hidráulicas entre dos puntos hb: energía hidráulica de una bomba hi: coeficiente de convección interna hi-2: pérdidas hidráulicas debido a un flujo transversal a un banco de tubos ho: coeficiente de convección externa hp: pérdidas hidráulicas primarias hs: pérdidas hidráulicas secundarias Jh: factor de Colburn K: coeficiente de pérdidas k: conductividad térmica L: longitud m: flujo másico mc: flujo másico del fluido frío mh: flujo másico del fluido caliente n: velocidad de rotación Nf: número de filas del banco de tubos

vii

NPSH: carga neta positiva de succión NPSHdisponible: carga neta positiva de succión disponible NPSHrequerida: carga neta positiva de succión requerida Nt: número de tubos Nu: número de Nusselt NUT: número de unidades de transferencia P: presión PA: presión en el punto A PB: presión en el punto B Pitch: distancia entre tubos Pm: perímetro mojado Pr: número de Prandtl Pt: espaciamiento entre los tubos Pv: presión de vaporización Q: caudal q: calor q”: calor por unidad de área Ra: número de Rayleigh Re: número de Reynolds R”fi: factor de impureza del fluido interno a los tubos R”fo: factor de impureza del fluido externo a los tubos Tci: temperatura fría de entrada Tco: temperatura fría de salida Thi: temperatura caliente de entrada Tho: temperatura caliente de salida Ts: temperatura de superficie T∞: temperatura de fluido UA: coeficiente global de transferencia de calor UAdiseño: coeficiente global de transferencia de calor diseño UArequerido: coeficiente global de transferencia de calor requerido V: velocidad VA: velocidad del punto A VB: velocidad del punto B Vimax: velocidad perpendicular máxima en un banco de tubos Xcd,h: longitud hidrodinámica de entrada α: difusividad térmica β: coeficiente de expansión térmica volumétrica ΔT: variación de temperatura ΔTLM: diferencia de temperatura media logarítmica ΔTLMCF: diferencia de temperatura media logarítmica en flujo cruzado ε: eficiencia γ: peso específico ν: viscosidad cinemática μ: viscosidad dinámica ρ: densidad

Capítulo 1. Introducción

1

1. INTRODUCCIÓN 1.1 La empresa CVG Electrificación del Caroní, C.A bajo la tutela de la Corporación Venezolana de

Guayana, es la empresa de generación hidroeléctrica más importante que posee Venezuela.

Esta forma parte del conglomerado industrial de la CVG ubicado en la región de Guayana,

conformado por las empresas básicas del aluminio, hierro, acero, carbón, bauxita y actividades

afines.

CVG EDELCA opera las Centrales Hidroeléctricas Guri con una capacidad instalada de

10.000 Megavatios, considerada la segunda en importancia en el mundo y la Central

Hidroeléctrica Macagua con una capacidad instalada de 3.140 Megavatios.

Durante el año 2003 se pusieron en operación comercial 4 unidades de la Central

Hidroeléctrica Caruachi, que tendrá una capacidad instalada final de 2.280 megavatios en el

año 2.006.

La ubicación de estas represas en las caudalosas aguas del río Caroní, al sur del país, le

permite producir electricidad en armonía con el ambiente, a un costo razonable y con un

significativo ahorro de petróleo. CVG EDELCA posee una extensa red de líneas de

transmisión que superan los 5.700 Km. cuyo sistema a 800 mil voltios es el quinto sistema

instalado en el mundo con líneas de Extra Alta Tensión en operación.

En los últimos tres años, CVG EDELCA ha aportado más del 70% de la producción nacional

de electricidad, principalmente a través de sus grandes Centrales Hidroeléctricas Macagua y

Guri. Esta empresa ha desempeñado un papel fundamental en el desarrollo económico y social

de Venezuela.


2

1.1.1 Fines

• Generar beneficio económico para los accionistas, incrementando el valor de la

empresa.

• Lograr la satisfacción de los clientes mediante un servicio de excelente calidad, basado

en la gestión sustentable de los recursos, para apoyar el desarrollo del país.

1.1.2 Misión

Producir, transportar y comercializar energía eléctrica a precios competitivos, en forma

confiable y en condiciones de sustentabilidad, eficiencia y rentabilidad.

1.1.3 Valores

• Humanismo

• Participación

• Respeto

• Honestidad

• Compromiso

• Competitividad

• Excelencia

1.1.4 Visión

Empresa de servicio eléctrico de clase mundial, líder en desarrollo sustentable, pilar de

progreso del país.


3

1.2 Central hidroeléctrica Guri

En el Cañón de Necuima, 100 kilómetros aguas arriba de la desembocadura del río

Caroní en el Orinoco, se levanta imponente la estructura de la central hidroeléctrica "Raúl

Leoni", con 10 millones de kilovatios en sus dos casas de máquinas.

En los actuales momentos, Guri es la segunda planta hidroeléctrica de mayor potencia

instalada en el mundo, después del complejo binacional de Itaipú: Brasil-Paraguay. En

relación al embalse, Guri se encuentra en octavo lugar entre los diez de mayor volumen de

agua represada.

1.2.1 Generación

La generación de esta planta supera los 50.000 GWh al año, capaces de abastecer un

consumo equivalente cercano a los 300.000 barriles diarios de petróleo, lo cual ha permitido

cumplir con la política de sustitución de termoelectricidad por hidroelectricidad dictada por el

Ejecutivo Nacional, con la finalidad de ahorrar combustibles líquidos que pueden ser

utilizados para su exportación o su conservación con otros fines.

El desarrollo de Guri responde no solamente al acelerado crecimiento de la demanda

energética del país, sino también a la necesidad de afirmar la capacidad que se había instalado

en Macagua, cuya generación dependía de las temporadas de verano e invierno.

1.2.2 Características generales

La ejecución de esta obra en su primera fase comienza en 1963 y finaliza en 1978, con

una capacidad de 2.065 Megavatios en 10 unidades, con el embalse a la cota máxima de 215

metros sobre el nivel del mar.


4

La etapa final de la represa de Guri, concluida en 1986, consistió en la realización de los

trabajos siguientes:

• Realzamiento de la presa de gravedad y aliviadero hasta la cota 272 metros sobre el

nivel del mar.

• Construcción de dos presas de gravedad a ambas márgenes del río.

• Construcción de una segunda casa de máquinas que alberga 10 unidades generadoras,

de 730 MW cada una, al pie de una presa de gravedad situada en la margen derecha del

río.

• Excavación de un segundo canal de descarga.

• Construcción de dos presas de tierra y enrrocamiento a ambas márgenes del río.

• Construcción de los diques de cierre.

1.3 Departamento de Mantenimiento Mecánico 1.3.1 Misión

Asegurar la disponibilidad de los equipos y/o instalaciones de la Central, mediante la

administración y ejecución de las acciones de mantenimiento requeridas, de acuerdo con los

parámetros de calidad, costo y oportunidad exigidos por EDELCA, para lograr la satisfacción

de los clientes mediante un excelente servicio.

1.3.2 Objetivo

Mantener la disponibilidad de los equipos e instalaciones mecánicas del Sistema de

Potencia de Planta Guri, mediante la planificación, ejecución, control y evaluación de la

gestión de mantenimiento, de acuerdo con los parámetros de calidad, costo y oportunidad

exigidos por CVG EDELCA.


5

1.3.3 Funciones Generales

Planificar, ejecutar, controlar y evaluar la gestión de mantenimiento, preventivo,

correctivo y de mejoras a realizarse en los equipos principales, auxiliares y comunes de la

Central Hidroeléctrica Guri de CVG EDELCA.

1.3.4 Estructura Organizativa

El Departamento de Mantenimiento Mecánico depende en línea de mando de la

División de Planta Guri, su estructura organizativa se divide en áreas y secciones, las cuales se

ven representadas en la figura 1.1.

Figura 1.1 Organigrama de la estructura organizativa del

Departamento de Mantenimiento Mecánico

ÁREA DE EQUIPOS Y HERRAMIENTAS

ÁREA DE PLANIFICACIÓN Y

PROCURA

DEPARTAMENTO MANTENIMIENTO MECÁNICO

SECCIÓN EQUIPOS MECÁNICOS

PRINCIPALES

SECRETARIA ADMINISTRATIVA

SECCIÓN EQUIPOS MECÁNICOS AUXILIARES

SECCIÓN TALLERES


6

1.4 El proyecto

1.4.1 Antecedentes

En la Central Hidroeléctrica Guri, las unidades generadoras están compuestas por

sistemas y subsistemas que forman parte integral y vital para el proceso de transformación de

la energía, entre los cuales se encuentran sistemas auxiliares, compuertas de toma, gobernador,

excitatriz, transformador, turbina etc.

Uno de los principales componentes dentro de las unidades generadoras son los cojinetes de

empuje y guía los cuales limitan el movimiento axial y radial del eje. Estos cojinetes se

encuentran inmersos en aceite dentro de un cárter de una capacidad determinada dependiendo

de la unidad perteneciente. Durante el funcionamiento de la unidad generadora se produce

fricción entre las partes rotativas y estacionarias lo que se traduce en un incremento de la

temperatura en las partes metálicas del cojinete.

Para mantener la temperatura adecuada del cojinete esta generación de calor es retirada del

mismo a través del aceite el cual está en contacto directo con intercambiadores de calor tipo

serpentín. Estos elementos cumplen la función de transferir el calor del aceite al agua que

circula dentro de ellos. De esta manera la temperatura es mantenida en un valor estable de

acuerdo al diseño propio del cojinete.

1.4.2 Importancia

Los intercambiadores de calor se encuentran dentro del cárter del cojinete de empuje y

guía del generador. Esto motiva que cualquier falla en estos equipos sea necesaria la parada de

la unidad por un tiempo significativo para la reparación del mismo. Trayendo como

consecuencia la no producción de energía eléctrica de la unidad.


7

Aparte del tiempo de reparación, adicionalmente se encuentra presente la contaminación del

aceite, algunas veces irrecuperable, implicando altos costos.

Por las razones antes expuestas se requiere rediseñar el sistema de enfriamiento del

cojinete de empuje y guía del generador de las unidades No. 7 a 10 con la finalidad de tener

los intercambiadores de calor fuera del cárter que permita mantener la temperatura estable del

cojinete evitando tener las desventajas del actual sistema.

1.4.3 Objetivo general

Realizar un diseño alternativo del sistema de enfriamiento del aceite del cojinete guía y

empuje del generador de las unidades 7 a 10 de Casa de Máquinas 1, de la Central

Hidroeléctrica Guri, C.V.G. EDELCA.

1.4.4 Objetivos específicos

1) Determinar las condiciones de trabajo de los intercambiadores de calor actuales de los

cojinetes combinados de las unidades 7 a 10 de la Casa de Máquinas 1.

2) Calcular el sistema de enfriamiento, de acuerdo con la carga térmica y las condiciones

de operación actual.

3) Establecer la ubicación más fiable para el sistema de enfriamiento planteado.

4) Seleccionar el tipo de intercambiador de calor y establecer las especificaciones

técnicas.

5) Realizar el diseño de la red hidráulica del sistema y seleccionar el sistema de bombeo.

6) Elaborar planos básicos del sistema y detalle del intercambiador seleccionado.

7) Estimar los costos de inversión requeridos para la implementación del proyecto.


8

Para el desarrollo del presente proyecto fue de vital importancia el conocimiento de

diversas áreas de la ingeniería mecánica. Como pilares fundamentales para el desarrollo y

entendimiento de las actividades realizadas durante la pasantía principalmente se pudiera hacer

mención a los siguientes tópicos:

• Teoría de funcionamiento de cojinetes combinados.

• Transferencia de calor. Fenómenos de convección y conducción.

• Diseño de intercambiadores de calor.

• Mecánica de fluidos. Hidráulica en tuberías.

• Sistemas de bombeo.

En el capítulo que se presenta a continuación (Capítulo 2) se expone una base teórica

de estos temas y tópicos asociados que facilitará el entendimiento de los cálculos y

procedimientos empleados para el desarrollo y solución de este proyecto de pasantías. El

tercer capítulo presenta una metodología representativa de la empleada para el diseño del

sistema de enfriamiento requerido. Dicho capítulo se encuentra estructurado en función a la

secuencia dada durante el desarrollo del proyecto.

En base al diseño que se obtuvo del sistema de enfriamiento, se describió detalladamente los

componentes que este presenta en el Cuarto Capítulo (Resultados). De igual forma se realiza

en este capítulo una estimación del costo que representaría la implementación del proyecto. En

el Capítulo 5 se expresa la importancia e implicaciones de la implementación del presente

proyecto para la C.V.G. EDELCA – Guri.

Por último se presenta en el Capítulo 6 una lista de la bibliografía consultada durante el

desarrollo del este proyecto. Mientras que en el Capítulo 7 se encuentran los diversos anexos

que complementan diferentes áreas del informe

Capítulo 2. Marco Teórico

9

2. MARCO TEÓRICO

2.1 Cojinetes combinados

Uno de los principales componentes pertenecientes a los equipos generadores de una

central hidroeléctrica son los cojinetes combinados. En la figura 2.1 se observa el cojinete

combinado de las unidades 7 a 10 de Casa de Máquinas 1 de Guri. Estos componentes están

constituidos por un cojinete guía y un cojinete de empuje. El cojinete guía mantiene el eje

centrado y soporta cargas radiales y el cojinete de empuje transmite las cargas axiales del eje a

la fundación o soporte de la máquina y compensa la transmisión de la carga a través de una

película de aceite autolubricante durante la operación.

Figura 2.1 Cojinete combinado de las unidades 7 a 10 (Catálogo General Electric)

En el anexo 1 se encuentra un plano realizado por el fabricante del cojinete de empuje y guía

de las unidades 7 a 10. En este se presenta la disposición de los intercambiadores de calor en y

un corte transversal del equipo donde se aprecia sus diferentes componentes.


10

2.1.1 Cojinetes de empuje de los generadores de las unidades 7 a 10

El cojinete de empuje consta de un anillo giratorio pulido ensamblado a espiga y

pasador y apernado en la cara inferior del bloque de empuje. El anillo giratorio se sostiene

contra las zapatas recubiertas de metal antifricción que descansan sobre muelles y se

mantienen en posición sobre un anillo de asiento por medio de chavetas radiales con

abrazaderas terminales. El cojinete queda ubicado en un depósito de aceite a presión sobre el

soporte inferior y queda sumergido en el aceite cuando se llena el depósito.

2.1.2 Cojinetes guías de los generadores de las unidades 7 a 10

El cojinete de guía consta de segmentos recubiertos de metal antifricción que se

sostienen contra una superficie de apoyo pulida por fuera del bloque de empuje. Estos

segmentos están apoyados sobre una superficie maquinada encima del depósito de aceite. Su

espacio libre se ajusta por medio de gatos de husillo roscados interiormente a un anillo

soldado a la parte superior del depósito. En la figura 2.2 se observa una de las pastillas y el

perno de ajuste de un cojinete guía.

Figura 2.2 Pastilla de un cojinete guía


11

El aceite queda retenido en el depósito por un tubo para pozo que forma la pared interna del

depósito. El tubo para pozo se proyecta hacia arriba penetrando en una ranura del bloque de

empuje, quedando la parte superior del tubo varias pulgadas por encima del tope alcanzado

por el nivel del aceite cuando el cojinete está fijo. Alrededor del cojinete existen grupos de

serpentines de enfriamiento para enfriar el aceite.

2.2 Material antifricción en los cojinetes

El material antifricción se emplea con gran ventaja en la construcción de cojinetes.

Tiene un aspecto plateado y se designa generalmente con el nombre de metales blancos o

babbitts. Este material consiste en una aleación a base de estaño suficientemente fuerte,

especialmente en lo que respecta a la fatiga para evitar su deformación o rotura.

Su finalidad es evitar el roce con la superficie del collar de rotación y por ende, el

desprendimiento de trozos de material de cojinete, lo que se traduce en una condición

peligrosa y en la posibilidad de falla.

Gracias a su propiedad de deformidad, el de base de estaño, presenta un reblandecimiento

superficial en los puntos de frotamiento elevado, limpia localmente, se auto alisa y, por regla

general, funciona a entera satisfacción durante períodos prolongados de tiempo (Somoza,

2005).

2.3 Equipos asociados a los cojinetes combinados

El cojinete combinado del generador de las unidades 7 a 10, posee ciertos equipos de

instrumentación y control que permiten el correcto funcionamiento y monitoreo del cojinete.

A continuación se nombrarán algunos de estos instrumentos.


12

2.3.1 Interruptor e indicador del nivel del aceite

El depósito cuenta con un interruptor de nivel de aceite tipo magnetrol con alarmas

para alto y bajo nivel y dos indicadores visuales de nivel de aceite para mostrar el nivel del

aceite en el depósito. Uno de los indicadores de nivel de aceite está instalado adyacentemente

al depósito y el magnetrol indica el nivel de aceite cuando se llene el depósito. El segundo

indicador se facilita para mostrar el nivel de aceite en funcionamiento y está instalado fuera de

la caja de alojamiento. La indicación de nivel de aceite es sumamente útil cuando se llena el

depósito con la máquina en reposo.

Debido a la expansión volumétrica y al cambio de viscosidad en el aceite con la temperatura,

el nivel del aceite en funcionamiento diferirá del nivel del aceite en reposo. Por consiguiente,

puede resultar imprescindible el ajuste de la posición del magnetrol y el indicador de nivel real

de funcionamiento obtenido.

2.3.2 Detector de agua en el cárter del cojinete

Igualmente se facilita un detector de agua para captar la presencia de agua en el aceite

del cojinete. Este equipo es gran utilidad ya que permite conocer la ruptura de alguno de los

tubos pertenecientes al sistema de enfriamiento del cojinete. Se encuentra ubicado en un punto

bajo del sistema de aceite y opera en virtud del principio de cambio en la resistencia eléctrica

del aceite en presencia de agua. Está conectado eléctricamente a un relé sensible a la

resistencia, que a su vez va conectado a un relé de alarma.

Es importante hacer notar que la presencia de agua en el cárter de aceite es propensa a causar

corrosión en los diferentes elementos del equipo y a su vez variar las propiedades del

lubricante.


13

2.3.3 Indicadores de temperaturas

Los cojinetes combinados de las unidades 7 a 10 poseen en su interior diferente

instrumentos indicadores de temperatura. El termómetro, RTD (Detector de Resistencia-

Temperatura) o termopar y las cubetas de relé de temperatura se encuentran colocados cerca

de la parte más caliente del conjunto de soporte, cerca del borde posterior de las zapatas.

El termómetro del cojinete de empuje, el RTD y las cubetas del relé están instalados en pozos

secos y pueden desprenderse para su examen o calibración sin necesidad de desmontar el

cojinete o purgar el depósito de aceite. En la figura 2.3 se puede observar el cableado

perteneciente a los RTD que se encuentran instalado en las pastillas del cojinete guía.

Figura 2.3 Conexiones a los medidores de temperatura RTD

2.4 Sistema de enfriamiento de los cojinetes

Actualmente los cojinetes combinados de las unidades 7 a 10 poseen un sistema de

enfriamiento con el fin de mantener la temperatura del aceite interno de los cojinetes en un

rango adecuado. Este sistema de enfriamiento está conformado por una serie de serpentines

por los que fluye agua de enfriamiento.


14

Cada cojinete combinado posee en su interior un arreglo de cuatro serpentines ubicados cada

uno en un lado del cojinete. Este tipo de configuración en la cual los cuatro serpentines forman

un cuadrado alrededor de las pastillas del cojinete guía y de empuje, permite extraer el calor

que se genera debido a la fricción entre ciertos elementos y que a su vez se transfiere al aceite.

Dichos serpentines están compuestos por un arreglo cuadrado de 48 (6*8) tubos de cobre

níquel 70-30.

El agua de enfriamiento que es empleado en los sistemas de enfriamiento que posee la planta

proviene del río, específicamente aguas abajo de la presa. La tubería principal que suministra

el agua hacia el sistema de enfriamiento del cojinete combinado maneja un caudal de 730

L/min.

2.5 Lubricante empleado en los cojinetes

Debido a las características y propiedades requeridas para el funcionamiento de los

cojinetes combinados de las unidades 7 a 10 actualmente se emplea el lubricante PDV

Turbolub E68.

2.5.1 Características del lubricante

Aceite elaborado con básicos de alto índice de viscosidad, especialmente refinados y

tratados para obtener una gran estabilidad química. Contienen aditivos que les confieren

características sobresalientes de resistencia a la oxidación y protección contra la herrumbre, lo

cual permite un excelente comportamiento en condiciones variables de operación. Este

producto cumple con los requerimientos de la norma venezolana COVENIN 1122, los grados

ISO 32 y 46 cumplen los requerimientos de la BS-489, GEK 32568-C de General Electric,

ISO 8068, MIL-L-17331H del Ejército de los Estados Unidos y DIN 51524. Satisface la

norma COVENIN 1122 y posee el sello de calidad NORVEN. Los aceites TURBOLUB tienen

una vida mínima de 2000 horas en la prueba de oxidación TOST y una demulsibilidad típica

de 40-40-0 (20 minutos). (Catálogo de productos PDV)


15

2.5.2 Usos del lubricante Turbolub

Se recomienda principalmente para la lubricación de cojinetes de turbinas a gas, vapor

e hidráulicas, sistemas de lubricación por baño y cajas reductoras que no estén sometidas a

cargas variables o vibraciones. El grado ISO 32 se recomienda para la lubricación de turbinas

a gas marca General Electric modelo S-5001, las cuales presentan cojinetes sometidos a altas

temperaturas de operación. El grado G-56 ha sido especialmente formulado para cumplir con

los requerimientos de lubricación de los cojinetes de turbinas Hitachi.

2.5.3 Propiedades del lubricante

Los lubricantes PDV Turbolub poseen las propiedades que se presentan en la tabla 2.1.

El lubricante que se emplea en los cojinetes combinados de casa de máquinas 1 corresponde al

grado de viscosidad ISO 68.

Tabla 2.1 Propiedades de los lubricantes turbolub

Grado de Viscosidad ISO

32

ISO

46

G-56 ISO

68

78 ISO

100

ISO

150

Viscosidad @ 40 °C CST 32 46 56 68 78 100 150

Viscosidad @ 100 °C CST 5,5 6,5 7,5 8,5 9,5 11,0 14,5

Índice de Viscosidad - 95 95 95 95 95 95 95

Punto de Fluidez °C -6 -6 -6 -6 -6 -6 -6

Punto de

Inflamación

°C 210 220 220 220 230 230 235

Densidad Relativa @

15,6 °C

- 0,870 0.870 0.880 0.880 0.880 0,890 0,890

(Catálogo de productos PDV)


16

2.6 Transferencia de calor

La transferencia de calor es una rama de gran importancia en el campo de la ingeniería

mecánica. Para el desarrollo del presente proyecto de pasantías se requirió conocer, entender y

aplicar los diferentes conceptos, teorías y fenómenos que conforman la ciencia de la

Transferencia de Calor.

Esta área de la ingeniería estudia los diferentes mecanismos en el cual existe una energía en

tránsito debido a una diferencia de temperaturas. Los modos o mecanismos existentes que

rigen la transferencia de calor en la naturaleza se enumeran a continuación.

2.6.1 Radiación

La radiación térmica es la energía emitida por la materia que se encuentra a una

temperatura finita. La radiación es un fenómeno que puede presentarse tanto en superficies

sólidas, como también de líquidos y gases. Sin importar la forma de la materia, la radiación se

puede atribuir a cambios en las configuraciones electrónicas de los átomos o moléculas

constitutivas.

2.6.2 Conducción

La conducción se considera como la transferencia de energía de las partículas más

energéticas de una sustancia debido a las interacciones entre las mismas. La conducción esta

directamente relacionada al concepto de actividad atómica y molecular, pues hay procesos en

estos niveles que sustentan este modo de transferencia de calor.

La ecuación de transferencia de calor por unidad de área que se produce mediante la

conducción se presenta a continuación. La constante de proporcionalidad k, es una propiedad

de transporte conocida como Conductividad térmica y es una característica del material.


17

LTkq Δ

= *" (2.1)

2.6.3 Convección

La convección se refiere a la transferencia de calor que ocurrirá entre una superficie y

un fluido como resultado de la diferencia de temperatura entre estos elementos. El modo de

transferencia de calor por convección se sustenta tanto en el movimiento molecular aleatorio

como en el movimiento volumétrico del fluido en la capa límite.

En la ecuación 2.2 se puede observar el flujo de calor por unidad de área dado por el fenómeno

de convección. La constante de proporcionalidad h se denomina Coeficiente de transferencia

de calor por convección. Éste depende de las condiciones en la capa límite, en las que influyen

la geometría de la superficie, la naturaleza del movimiento del fluido y una variedad de

propiedades termodinámicas del fluido y de transporte.

)(*" ∞−= TThq S (2.2)

La transferencia de calor por convección se clasifica de acuerdo a la naturaleza del flujo. En la

convección libre (o natural) el flujo es inducido por fuerzas de empuje que surgen a partir de

diferentes densidades ocasionadas por variaciones de temperaturas en el fluido. En cambio, se

habla de convección forzada cuando el flujo es causado por medios externos, como un

ventilador, una bomba o vientos atmosféricos.

2.6.3.1 Convección libre

En la convección libre, el movimiento del fluido se debe a las fuerzas de empuje dentro

de éste. Dicho empuje se debe a la presencia combinada de un gradiente de densidad del fluido

y de una fuerza de cuerpo que es proporcional a la densidad. En la práctica, la fuerza de


18

cuerpo normalmente es gravitacional, aunque puede ser una fuerza centrífuga en una

maquinaria de fluido giratoria o una fuerza de Coriolis en movimientos atmosféricos y

oceánicos rotacionales.

Es importante advertir que las capas límite de convección libre no están restringidas al flujo

laminar. Los flujos de convección libre normalmente se originan de una inestabilidad térmica.

Es decir, el fluido más caliente, más ligero, se mueve verticalmente hacia arriba con relación

al fluido más frío, más pesado. Sin embargo, como con la convección forzada, también puede

surgir inestabilidades hidrodinámicas. Es decir, las perturbaciones en el flujo se pueden

amplificar, lo que conduce a la transición de flujo laminar a turbulento. (Incropera, 1999)

La transición en una capa límite de convección libre depende de la magnitud relativa de las

fuerzas de empuje y viscosidad en el fluido. Se acostumbra correlacionar su ocurrencia en

términos del Número de Rayleigh. En la ecuación 2.3 se tiene la relación que permite hallar el

Número de Rayleigh para cilindros.

ανβ

**)(** 3DTTg

Ra S ∞−= (2.3)

El número de Nusselt se refiere al gradiente de temperaturas adimensional en la

superficie. Para el caso de un elemento cilíndrico horizontal que se encuentra bajo condiciones

de convección libre el número de Nusselt se obtiene mediante la ecuación 2.4, en donde Pr se

refiere al número de Prandtl del medio en el que se encuentra el cilindro:

2

278

169

61

Pr559.01

*387.060.0

⎪⎪⎪⎪

⎭

⎪⎪⎪⎪

⎬

⎫

⎪⎪⎪⎪

⎩

⎪⎪⎪⎪

⎨

⎧

⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢

⎣

⎡⎟⎠⎞

⎜⎝⎛+

+=RaNu (2.4)


19

Mediante el conocimiento del número de Nusselt, del diámetro de la sección circular (D) y de

la constante de conductividad térmica (k), se puede hallar el coeficiente de convección local.

En la ecuación 2.5 se puede observar la fórmula que permite relacionar las variables antes

nombradas:

DNukh *

= (2.5)

2.6.3.2 Convección forzada

La condición de convección forzada viene dada por el flujo de un medio externo sobre

un elemento, estableciendo ciertas condiciones en el fenómeno de intercambio de calor,

presente en el sistema. El flujo presente en la convección forzada se puede clasificar como

externo o interno, dependiendo del recorrido y de las restricciones que este posea.

Para el análisis del fenómeno de convección forzada es fundamental el conocimiento de dos

variables que caracterizan el flujo presente. Primero, se debe determinar si el flujo es laminar o

turbulento, y segundo, si hay la existencia de regiones de entrada hidrodinámica o si se

encuentra en la región completamente desarrollada. En la figura 2.4 se observa el desarrollo de

la capa límite hidrodinámica laminar, en el cual se especifica las diferentes regiones que se

presentan en un tubo de sección circular. El perfil de velocidad completamente desarrollado es

parabólico para el flujo laminar en un tubo circular. En el caso de flujo turbulento, el perfil es

más plano debido a la mezcla turbulenta en la dirección radial.

Figura 2.4 Desarrollo de la capa límite hidrodinámica laminar en un tubo circular


20

Cuando se trata con flujos internos, es importante conocer la extensión de la región de entrada,

que depende de si el flujo es laminar o turbulento. El número de Reynolds para el flujo en un

tubo de sección circular se define en la ecuación 2.6.

μρ DV **Re = (2.6)

En un flujo completamente desarrollado, el número de Reynolds crítico que corresponde al

inicio de la turbulencia es aproximadamente 2300, aunque son necesarios números de

Reynolds mucho mayores (Re=10000) para alcanzar condiciones completamente turbulentas.

Es probable que la transición a la turbulencia comience con el inicio de la capa límite de la

región de entrada.

Para flujo laminar (Re=2300), la longitud hidrodinámica de entrada se puede obtener a partir

de la expresión que se presenta a continuación:

Re*05.0, ≈⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛

lam

hcd

DX

(2.7)

Esta expresión se basa en la suposición de que el fluido entra al tubo desde una boquilla

redonda convergente y por ello se caracteriza mediante un perfil de velocidad casi uniforme en

la entrada. Aunque no hay una expresión general satisfactoria para la longitud de entrada en

flujo turbulento, se sabe que ésta es aproximadamente independiente del número de Reynolds

y que como primera aproximación se tiene la siguiente expresión:

60,10 ≤⎟⎠⎞

⎜⎝⎛≤

DhXcd (2.8)


21

Debido a que el análisis de condiciones de flujo turbulento presenta cierta complejidad, se

debe recurrir a la utilización de correlaciones empíricas. Para el cálculo del número de Nusselt

local para flujo turbulento completamente desarrollado en un tubo de sección circular se

empleará la ecuación de Dittus-Boelter, la cual se presenta a continuación.

nNu Pr*Re*023.0 54

= (2.9)

Donde:

n = 0.4 para calentamiento

n = 0.3 para enfriamiento

El proceso de intercambio de calor entre dos fluidos que están a diferentes

temperaturas y separados por una pared sólida, ocurre en muchas aplicaciones de ingeniería.

El dispositivo que se utiliza para llevar a cabo este intercambio se denomina intercambiador de

calor, y las aplicaciones específicas se pueden encontrar en calefacciones de locales y

acondicionamiento de aire, producción de potencia, recuperación de calor de desechos y

algunos procesamientos químicos.

2.7 Clasificación de los intercambiadores

Los intercambiadores normalmente se clasifican de acuerdo con el arreglo del flujo y el

tipo de construcción. Estos se describen a continuación. (González, 2002)

2.7.1 De acuerdo a la disposición de los fluidos

La escogencia de una disposición de flujo en particular depende de la eficiencia de

intercambio requerida, los esfuerzos térmicos permitidos, los niveles de temperatura de los

fluidos, entre otros factores. Algunas de las disposiciones de flujo más comunes son:


22

- Intercambiadores de Calor de paso único:

a) Flujo en Paralelo o Cocorriente: En este tipo ambos fluidos entran al equipo por el

mismo extremo, fluyen en la misma dirección y salen por el otro extremo. Las

variaciones de temperatura son idealizadas como unidimensionales

Termodinámicamente es una de las disposiciones más pobres

b) Flujo en Contracorriente o Contraflujo: En este tipo los fluidos fluyen en

direcciones opuestas el uno del otro. Las variaciones de temperatura son

idealizadas como unidimensionales Esta es la disposición de flujo

termodinámicamente superior a cualquier otra.

c) Flujo Cruzado: En este tipo de intercambiador, los flujos son normales uno al otro.

Las variaciones de temperatura son idealizadas como bidimensionales.

Termodinámicamente la efectividad de estos equipos es intermedia a las dos

anteriores.

- Intercambiadores de Calor de Pasos Múltiples:

Una de las ventajas de los pasos múltiples es que mejoran el rendimiento total del

intercambiador, con relación al paso único. Pueden encontrarse diferentes clasificaciones de

acuerdo a la construcción del equipo: Paralelo-cruzado, contracorriente-paralelo,

contracorriente-cruzado y combinaciones de éstos.

2.7.2 De acuerdo al Tipo de Construcción

En función al tipo de construcción se presentará a continuación, algunos de los

principales Intercambiadores de Calor que se emplean en las diferentes aplicaciones

industriales:


23

- Intercambiador de Calor de Doble Tubo:

Este es uno de los diseños más simples y consiste básicamente de dos tubos

concéntricos, en donde una corriente circula por dentro del tubo interior mientras que la otra

circula por el ánulo formado entre los tubos (figura 2.5). Este es un tipo de intercambiador

cuya construcción es fácil y económica, lo que lo hace muy útil.

Figura 2.5 Intercambiador de calor doble tubo (González, 2002)

Estos equipos son sumamente útiles, ya que se pueden fabricar en cualquier taller de plomería

a partir de partes estándar obteniendo así superficies de transferencia de calor a un costo muy

bajo.

- Intercambiadores Enfriados por Aire y Radiadores:

Son equipos de transferencia de calor tubulares en los que el aire ambiente al pasar por

fuera de un haz de tubos, actúa como medio refrigerante para condensar y/o enfriar el fluido

que va por dentro de los mismos. Comúnmente se le conoce como intercambiadores de flujo

cruzado debido a que el aire se hace soplar perpendicularmente al eje de los tubos.


24

Consisten en un arreglo rectangular de tubos, usualmente de pocas filas de profundidad, donde

el fluido caliente es condensado y/o enfriado en cada tubo al soplar o succionar aire a través

del haz mediante grandes ventiladores. Debido a que el coeficiente de transferencia de calor

del aire es bajo, es usual que los tubos posean aletas para aumentar la superficie de

transferencia de calor del lado del aire. Las filas de tubos generalmente se encuentran

colocadas en arreglo escalonado de modo de incrementar los coeficientes de transferencia del

aire. Una pequeña versión de estos intercambiadores son los radiadores usados en los sistemas

de enfriamiento de los vehículos y en las unidades de aire acondicionado (figura 2.6).

Figura 2.6 Intercambiador enfriado por aire

- Intercambiadores de Placas Paralelas:

En este tipo de intercambiadores las dos corrientes de fluidos están separadas por

placas, que no son más que láminas delgadas, rectangulares, en las que se observa un diseño

corrugado, formado por un proceso de prensado de precisión (figura 2.7).


25

Las placas son corrugadas en diversas formas, con el fin de aumentar el área superficial

efectiva de cada una; provocar turbulencia en el fluido mediante continuos cambios en su

dirección y velocidad, lo que a su vez redunda en la obtención de altos coeficientes de

transferencia de calor, aún a bajas velocidades y con moderadas caídas de presión. Las

corrugaciones también son esenciales para incrementar la resistencia mecánica de las placas y

favorecer su soporte mutuo.

Figura 2.7 Intercambiador de placas paralelas

- Enfriadores de Serpentín:

Este tipo de intercambiadores poseen un serpentín que se encuentra sumergido en un

medio. Dependiendo de las condiciones del sistema, el fluido a enfriar puede que se encuentre

circulando por el serpentín, o se encuentre estático en el recipiente. Aunque estos enfriadores

son de construcción simple, son extremadamente costosos por metro cuadrado de superficie.


26

- Intercambiadores de Calor de Tubo y Carcaza:

Actualmente este tipo de intercambiadores de calor son los más utilizados en las

diversas industrias. Esto es debido a que presentan características muy favorables, tales como:

relativa facilidad de construcción en gran variedad de tamaños, proporciona flujos de calor

elevados en relación con su peso y volumen, sencilla limpieza y reparación, entre otras.

Figura 2.8 Intercambiador de Calor Tubo y Carcaza (González, 2002)

En la figura 2.8 se puede ver un corte transversal de un intercambiador de calor de tubo y

carcaza en el cual se especifican los principales elementos que lo conforman. A continuación

se dará una breve descripción de tales elementos:

1. Carcaza: es simplemente el recipiente para el fluido externo. Es de sección transversal

circular, generalmente de acero de bajo carbono aunque pueden construirse de otras

aleaciones, especialmente, cuando se debe cumplir con requerimientos de altas

temperaturas o corrosión.

2. Tubos: proporcionan la superficie de transferencia de calor entre un fluido que fluye

dentro de ellos y otro que fluye sobre su superficie externa. Se encuentran disponibles

en varios metales como: acero de bajo carbono, cobre, aluminio, 70-30 cobre-níquel,

aluminio-bronce, aceros inoxidables, etc.


27

3. Placa de tubos: es generalmente una placa que ha sido perforada y acondicionada

(juntas de expansión) para soportar los tubos, las empacaduras, las barras espaciadoras,

etc. La placa de tubos además de cumplir con los requerimientos mecánicos, debe

soportar el ataque corrosivo por parte de ambos fluidos y debe ser químicamente

compatible con el material de los tubos.

4. Deflectores transversales: los deflectores transversales se emplean para soportar los

tubos evitando así el pandeo y vibración y para incrementar el coeficiente de

transferencia de calor del fluido ya que, variando la distancia entre las placas

deflectoras (baffles), el diseñador puede modificar (en ciertos intervalos) la velocidad

del fluido por la coraza, induciendo turbulencia.

Figura 2.9 Diferentes secciones de placas deflectoras (González, 2002)

5. Deflector longitudinal: se usan cuando se requieren dos o más pasos por la carcaza o

para sustituir a dos carcazas de un solo paso en serie. Estos deflectores son

denominados también divisores de paso.


28

6. Cabezal posterior: estos cabezales pueden ser de tres tipos principales: fijos, flotantes o

tubos en "U". Los cabezales fijos constituyen un sistema rígido ya que la placa de los

tubos está adherida a la carcaza, razón por la cual a los intercambiadores con este tipo

de cabezales se les denomina como tipo caja. Los intercambiadores que emplean tubos

en "U" sólo necesitan cubierta para los tubos, lo que permite que éstos puedan

"moverse libremente" respecto a la carcaza. Por otra parte el haz de tubos puede ser

extraído para limpieza mecánica externa, pero internamente deben limpiarse por

medios químicos; por lo que el fluido a circular por el lado de los tubos debe ser

relativamente limpio. Los cabezales flotantes son denominados así ya que mientras el

fijo se encuentra adherido a la carcaza, éstos se encuentran virtualmente flotando

dentro de la misma, permitiendo de esta forma la extracción completa del haz de tubos

y la ocurrencia de movimientos diferenciales entre los tubos y la carcaza.

7. Cabezal fijo: hay dos tipos básicos de cabezales fijos, los tipo canal (channel) y los

tipo sombrero (bonnet). Los cabezales de canal atornillados consisten en ductos

cilíndricos con bridas a ambos extremos, una de ellas es atornillada a una cubierta

plana y la otra a la placa de los tubos o a otra brida en el extremo de la carcaza. Otro

tipo son los de canales soldados que son similares a los atornillados pero sólo un

extremo posee bridas, las que son atornilladas a una cubierta plana. El otro extremo

está soldado a la placa de los tubos o a la carcaza.

8. Boquilla de la carcaza.

9. Boquilla para los tubos.

Los intercambiadores de tubo y carcaza (o tubo y coraza) se diseñan de acuerdo a los

estándares publicados por la Asociación de Fabricantes de Intercambiadores Tubulares,

conocida como TEMA (Tubular Exchanger Manufacturers Association). En Europa, por lo

general, se emplean las normas DIN.


29

TEMA también propone un sistema de normas para la designación de los tipos de

intercambiadores, conformada por tres letras que definen completamente al equipo. La primera

letra designa al tipo de cabezal anterior o estacionario empleado; la segunda el tipo de carcaza

y la última al tipo de cabezal posterior. Para la especificación de las medidas del

intercambiador, se tiene un sistema de designación basado en el diámetro interno de la carcaza

en milímetros. Por lo tanto la descripción completa de estos equipos es como sigue: diámetro

carcaza/longitud tubos XXX; donde XXX son las tres letras que lo definen.

La selección del tipo de equipo es gobernada por factores tales como la facilidad de limpieza

del mismo, la disponibilidad de espacios para la expansión entre el haz de tubos y la carcaza,

previsión de empacaduras en las juntas internas, y sobre todo la función que va a desempeñar.

2.8 Diseño de un intercambiador de calor de tubo y carcaza

La finalidad del diseño y fabricación de un intercambiador de calor es lograr que dicho

equipo tenga la capacidad de transferir una cierta cantidad de calor para un sistema que así lo

requiera. Para iniciar el diseño de un intercambiador de calor no es suficiente el conocimiento

de los componentes y funcionamiento que este presenta, es requisito fundamental el

conocimiento a profundidad de las características y necesidades del sistema.

Una de las variables de mayor importancia al momento del diseño de un intercambiador es el

Coeficiente Global de Transferencia de Calor (UA). Este coeficiente relaciona las resistencias

de conducción y convección entre fluidos separados por paredes planas o cilíndricas. El

coeficiente global de transferencia de calor toma en cuenta los diferentes fenómenos de

transferencia de calor presentes en el intercambiador, por lo tanto este valor se encuentra

relacionado significativamente con la capacidad de transferir calor por el equipo.


30

La inclusión de impurezas en las superficies de transferencia de calor de un intercambiador de

calor interfiere en la transferencia de calor e igualmente en el coeficiente global de

transferencia de calor. Para un intercambiador de calor tubo-carcaza sin aletas disipativas, se

emplea la ecuación 2.10 para hallar el coeficiente global de transferencia.

AohAoR

LkDi

DoLn

AiR

AihUA o

ofif

i *1"

***2

)("*11 ,, ++++=

π (2.10)

2.9 Métodos de análisis del intercambiador de calor

A continuación se desarrollarán dos procedimientos para realizar un análisis de

intercambiadores de calor, el método de la diferencia de temperaturas media logarítmica y el

método de eficiencia-NUT. Ambos métodos se pueden usar y obtener resultados equivalentes.

Sin embargo, dependiendo de los valores que se manejen inicialmente uno de los dos métodos

será el más apropiado para la resolución del problema.

2.9.1 Método de la diferencia de temperatura media logarítmica

Para diseñar o predecir el rendimiento de un intercambiador de calor, es esencial

relacionar la transferencia total de calor con cantidades tales como las temperaturas de entrada

y salida del fluido, el coeficiente global de transferencia de calor, y el área superficial total

para transferencia de calor. En la figura 2.10 se esquematiza el proceso de transferencia de

calor que se da en un intercambiador de calor, en el cual se puede observar las diferentes

variables que intervienen en el proceso


31

Figura 2.10 Esquema de transferencia de calor en

un intercambiador de calor

Al realizar un balance global de energía del sistema se llega a la ecuación 2.11 la cual

relaciona directa e indirectamente las diferentes variables que se encuentran en el esquema

representado anteriormente. El término ΔTLM se refiere a la diferencia de temperaturas

media.

TLMUAq Δ= * (2.11)

En el caso de que se esté analizando un intercambiador de calor tubo-carcaza de pasos

múltiples el valor del ΔTLM se halla mediante la ecuación 2.12. El ΔTLMCF es la diferencia

de temperaturas media en condición de flujo cruzado (ecuación 2.13).

CFTLMFTLM Δ=Δ * (2.12)

⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

−−

−−−=Δ

TciThoTcoThiLn

TciThoTcoThiTLM CF)()( (2.13)

Se han desarrollado expresiones algebraicas para el factor de corrección F para varias

configuraciones de intercambiadores de calor de tubos y carcaza y de flujo cruzado y los

resultados se pueden representar de forma gráfica. En la figura 2.11, se muestra los resultados

para intercambiadores de calor tubo-carcaza y cualquier múltiplo de dos pasos de tubo.

(Incropera, 1999)


32

Figura 2.11 Factor de corrección para un intercambiador de calor de

tubo-carcaza y cualquier múltiplo de dos pasos (Incropera, 1999)

2.9.2 Método de Eficiencia-NUT

El método, de ΔTLM descrito anteriormente, se aplica principalmente a problemas en

donde se conocen, o puedan determinarse, todas las temperaturas de los fluidos involucrados

en el intercambio de calor. Si una o más de estas variables no se conocen, este método se

vuelve muy engorroso ya que requiere de un procedimiento de ensayo y error, lo que alarga

considerablemente los cálculos. Por esta razón, cuando solamente se conocen las temperaturas

de entrada de ambos fluidos es preferible emplear un método alterno denominado factor de

eficiencia - número de unidades de transferencia (ε-NTU). (González, 2002)

Los números adimensionales que se emplean en el método ε-NTU tienen significado

termodinámico. El factor de eficiencia (ε) relaciona el calor transferido desde el fluido caliente

al frío (Q), en un equipo dado con cualquier arreglo de flujo, con el máximo posible, que sería

el transmitido en un equipo si su superficie fuese infinita y operase con flujo en

contracorriente (Qmax). A continuación se presenta la ecuación desarrollada que relaciona las

variables antes nombradas. (González, 2002)


33

)(*)*()(**

)(*)*()(**

minmin TciThimCpTciTcomCpc

TciThimCpThoThimCph ch

−−

=−

−=ε (2.14)

El número de unidades de transferencia (NUT) es un parámetro adimensional que se usa

ampliamente para el análisis del intercambiador de calor y se define como:

( )min* mCpUANUT = (2.15)

2.10 Mecánica de fluidos

Debido a las características del presente proyecto el área de mecánica de fluidos es de

gran importancia. Principalmente se requirió del conocimiento y aplicación de los principios

de hidrodinámica para llevar a cabo el sistema de enfriamiento para los cojinetes combinados

de las unidades 7 a 10.

Para el estudio de los fluidos en movimiento es fundamental el conocimiento y entendimiento

de la ecuación de Bernoulli (ecuación 2.16). Esta importante ecuación inicia con la aplicación

de la segunda ley de Newton a una partícula de fluido. En la figura 2.12 se puede apreciar un

sistema hidráulico que permite esquematizar la ecuación de Bernoulli entre los puntos A y B.

Figura 2.12 Sistema hidráulico esquemático


34

BABBB

bAAA hH

Pg

VhH

Pg

V−+++=+++

ρρ *2*2

22

(2.16)

Donde VA y VB se refiere a la velocidad, PA y PB las presiones, y HA y HB las alturas de los

puntos A y B. Mientras que hb se refiere a la energía que le proporciona la bomba al fluido y

hA-B las pérdidas hidráulicas existentes entre los puntos A y B.

Uno de los cálculos que más se realiza para el flujo en tuberías es la pérdida energética que

experimenta los fluidos. El cálculo que permite cuantificar la caída de energía de un fluido se

ha clasificado como: pérdidas primarias y pérdidas secundarias.

2.10.1 Pérdidas primarias

Las pérdidas primarias son las pérdidas de superficie en el contacto del fluido con la

tubería (capa límite), rozamiento de unas capas de fluido con otras (régimen laminar) o de las

partículas de fluido entre sí (régimen turbulento). Tiene lugar en flujo uniforme, por tanto

principalmente en los tramos de tubería de sección constante. (Mataix, 2001)

Experimentos realizados con tuberías de agua de diámetro constante demostraron que la

pérdida de carga era directamente proporcional al cuadrado de la velocidad media en la tubería

y a la longitud de la tubería e inversamente proporcional al diámetro de la misma. La fórmula

fundamental que expresa lo anterior, llamada ecuación de Darcy-Weisbach se expresa a

continuación:

gV

DLfhP *2

**2

= (2.17)


35

El factor de fricción f, depende directamente de la densidad, viscosidad dinámica y velocidad

que presenta el fluido, e igualmente de características de la tubería como lo son: el diámetro y

la rugosidad de su superficie. Manejando tales variables y empleando el Diagrama de Moody

se puede hallar dicho factor de fricción.

2.10.2 Pérdidas secundarias

Las pérdidas secundarias son las pérdidas de forma, que tienen lugar en las transiciones

(estrechamientos o expansiones de la corriente), codos, válvulas, y en toda clase de accesorios

de tubería. Estos elementos producen una perturbación de la corriente que origina remolinos y

desprendimientos, que intensifican las pérdidas. A pesar de llamarse secundarias, pueden ser

más importantes que las pérdidas primarias si la conducción es relativamente corta. (Mataix,

2001)

La fórmula que permite hallar las pérdidas hidráulicas secundarias es análoga a la ecuación de

Darcy-Weisbach ya que es directamente proporcional al cuadrado de la velocidad del fluido

(ecuación 2.18). En este caso se emplea el factor K, también llamado coeficiente de pérdidas.

Los valores de K se han determinado experimentalmente para los diversos aditamentos y

cambios de geometría que interesan en los sistemas de tuberías.

gVKhs *2

*2

= (2.18)

2.11 Sistema de bombeo

Una bomba es una máquina que absorbe energía mecánica y restituye al líquido que la

atraviesa energía hidráulica. Las bombas se emplean para impulsar toda clase de líquidos

(agua, aceites de lubricación, combustibles, ácidos, etc). También se emplean las bombas para


36

bombear líquidos espesos con sólidos en suspensión, como pastas de papel, melazas, fangos,

desperdicios, etc. Las bombas hidráulicas se pueden clasificar de la siguiente forma: (Mataix,

1999)

- Bombas rotodinámicas. Este tipo de equipos basan su funcionamiento en la

ecuación de Euler y su órgano transmisor de energía se llama rodete. Se llaman

rotodinámicas porque su movimiento es rotativo y la dinámica de la corriente

juega un papel esencial en la transmisión de la energía.

- Bombas de desplazamiento positivo. A este grupo pertenecen no solo las

bombas alternativas, sino las rotativas llamadas rotoestáticas porque son

rotativas, pero en ellas la dinámica de la corriente no juega un papel esencial en

la transmisión de la energía. Su funcionamiento se basa en el principio de

desplazamiento positivo.

Un ensayo elemental de una bomba rotodinámica es aquel en que, manteniéndose constante el

número de revoluciones (n), se varía el caudal (Q) y se obtiene experimentalmente las curvas

de altura, presión y eficiencia en función del caudal. Estas curvas, y en particular la curva de

altura en función del caudal se llaman curvas características. Estas curvas son realizadas por

los fabricantes de estos equipos.

Para la selección de una bomba se requiere de un estudio detallado del sistema al cual se desea

instalar tal equipo. Para lograr tal fin es de gran importancia y ayuda conocer la curva de

demanda del sistema. Esta curva se determina mediante la aplicación de la ecuación de

Bernoulli y estará caracterizada debido a las propiedades que posea el sistema.

La intersección de la curva característica de la bomba dada por el fabricante con la curva de

demanda del sistema, permitirá conocer el punto de operación del sistema (figura 2.13). De

esta forma se puede determinar variables como caudal, altura, eficiencia y potencia requerida

por esa bomba ante el sistema a ser empleada.


37

ALT

UR

A (H

)

Figura 2.13 Punto de funcionamiento de una bomba

en un sistema

Para la selección del tipo de bomba rotodinámica más adecuada para una aplicación

específica, es sumamente útil el empleo de la gráfica que se presenta en la figura 2.14. En esta

gráfica se presentan los diferentes diseños de impulsores que presentan las bombas

rotodinámicas en función de la velocidad específica.

Figura 2.14 Diferentes diseños de rodetes en función

de la velocidad específica (McNaughton, 1994)

El término velocidad específica relaciona tres factores característicos de una bomba, como lo

son: capacidad, carga y velocidad de rotación. En su forma básica, la velocidad específica es

un número índice que se expresa en la ecuación 2.19.


38

43

*

H

QnNs = (2.19)

2.11.1 Bombas centrífugas

Una bomba centrífuga transforma la energía mecánica de un impulsor rotatorio en la

energía cinética y potencial requerida. Aunque la fuerza centrífuga producida depende tanto de

la velocidad en la punta de los álabes o periferia del impulsor y de la densidad del líquido, la

cantidad de energía que se aplica por libra de líquido es independiente de la densidad del

líquido. Por tanto, en una bomba dada que funcione a cierta velocidad y que maneje un

volumen definido de líquido, la energía que se aplica y se transfiere al líquido es la misma

para cualquier líquido sin que importe su densidad. (McNaughton, 1994)

2.12 Cavitación en turbomáquinas

La cavitación es un fenómeno de gran importancia al momento de la selección de un

sistema de bombeo. Dicho fenómeno se refiere a condiciones en ciertos puntos dentro de la

bomba donde la presión local cae hasta la presión de vapor del líquido. El resultado es la

formación de cavidades llenas de vapor. Al ser transportadas estas cavidades a través de la

bomba hacia regiones de mayor presión, se colapsan rápidamente, generando presiones

localizadas extremadamente altas. Las burbujas que se colapsan cerca de fronteras sólidas

pueden debilitar la superficie sólida, y después de ciclos de colapso repetidos puede haber

erosión y fatiga de la superficie.

Los indicios de cavitación en las bombas incluyen ruido, vibración y depresión de las curvas

de carga-descarga y de eficiencia. Las regiones más susceptibles a dañarse en una

turbomáquina son las que están más allá de las zonas de baja presión en el lado de atrás de los

impulsores. En general, los cambios repentinos de dirección, los aumentos repentinos de área

y la falta de diseño hidrodinámico son los culpables de que haya daños por cavitación en las

bombas.


39

Al momento de la selección de una bomba, existen ciertos parámetros y condiciones que se

deben cumplir para evitar la presencia de la cavitación en una bomba. Específicamente se está

haciendo referencia a la Carga Neta Positiva de Succión (NPSH en sus siglas en ingles). Este

término como su nombre lo indica, se refiere a la energía hidráulica disponible a la entrada de

la bomba.

Todas las bombas requieren determinada carga neta positiva de succión, para permitir que el

líquido fluya a la carcaza de la bomba. Este valor (NPSHrequerido) lo determina el diseñador de

bombas y se basa en la velocidad de rotación, la superficie de admisión o del ojo del impulsor

en una bomba centrífuga, el tipo y número de álabes en el impulsor, etc. Para cuantificar la

carga neta positiva de succión que presenta un determinado sistema (NPSHdisponible) se emplea

la ecuación que se presenta a continuación:

Sdisponible hPvHsP

NPSH Σ−−+=γγ

1 (2.20)

Para evitar la aparición de la cavitación en una bomba que operará en un determinado sistema,

debe cumplirse sin excepción las siguientes condiciones. Estas condiciones relacionan los

requerimientos establecidos por el fabricante y las características energéticas presente en el

sistema hidráulico.

• NPSHdisponible > 0

• NPSHdisponible > NPSHrequerido

• NPSHdisponible / NPSHrequerido = 1.5

• NPSHdisponible – NPSHrequerido > 1 metro

Capítulo 3. Metodología

40

3. METODOLOGÍA

El desarrollo del sistema de enfriamiento que se desea implementar en los cojinetes

combinados de las unidades 7 a 10 de casa de máquinas 1, requirió de un proceso

metodológico que permitió llevar a cabo cada etapa del proyecto de forma lógica y adecuada.

En el presente capítulo se describió detalladamente dicha metodología de manera tal que se

permita conocer de forma esquemática el desarrollo empleado para llevar a cabo el presente

proyecto. Al mismo tiempo, se presentará las diferentes variables o esquemas que se

manejaron.

Para un mejor entendimiento del presente capítulo se colocó como anexo 2 los diferentes

cálculos que se realizaron para el desarrollo del Sistema de Enfriamiento. De esta forma se

complementa la metodología empleada en el proyecto con los valores numéricos que se

manejaron en el mismo.

Como fue acotado en el capítulo anterior, el desarrollo del presente proyecto requirió del

entendimiento y aplicación de ciertos basamentos teóricos. Por esta razón se hará referencia

consecuentemente a las ecuaciones y conceptos presentes en el capítulo del marco teórico.

Como punto de partida para el diseño del sistema de enfriamiento alterno que posee

actualmente los cojinetes combinados, se requirió analizar el conjunto cojinete-sistema de

enfriamiento. Los cojinetes combinados de las unidades 7 a 10 poseen un sistema de

enfriamiento conformado por cuatro serpentines alimentados por agua, y que se ubican en el

depósito de aceite del cojinete.


41

Los cuatro serpentines se alimentan por una tubería que se ramifica para distribuir el agua de

enfriamiento a cada intercambiador de calor. La tubería principal maneja un flujo continuo de

730 L/min. Es decir, por cada serpentín fluye aproximadamente 182.5 L/min.

3.1 Cálculo del calor generado por el cojinete

Para el diseño del sistema de enfriamiento que se tiene planteado fue fundamental el

conocimiento de la cantidad de calor que se produce en el equipo. Ya que la temperatura del

aceite que se encuentra en el interior del cojinete se encuentra estable, se puede estimar que el

calor que se genera en el cojinete combinado es retirado por el sistema de enfriamiento actual.

En la estimación del calor retirado por el sistema de enfriamiento actual se requirió del

conocimiento de las temperaturas de entrada y salida del agua de enfriamiento a los

serpentines. En el sistema de enfriamiento que se encuentra instalado no se monitorean las

temperaturas del agua de enfriamiento. La instalación de instrumentos tales como termo-pozos

en las tuberías de entrada y salida a los serpentines que se encuentran dentro de los cojinetes

implica el cierre del paso del agua al sistema de enfriamiento, obligando necesariamente la

parada de la unidad generadora.

Debido a las razones antes expuestas se debió recurrir a otro mecanismo que permitiera

conocer las temperaturas del fluido. En base a los principios de transferencia de calor

expuestos en la sección 2.6 se estableció un mecanismo para el cálculo de dichas temperaturas.

3.1.1 Cálculo de las temperaturas del agua

Empleando un medidor de temperatura láser de marca Raytek, modelo Raynger ST, se

midió la temperatura ambiental en el cual se encuentra el cojinete combinado y las tuberías de

enfriamiento. Posteriormente se midieron las temperaturas de las superficies de los tubos de


42

entrada y salida del sistema de enfriamiento de los cojinetes. Dichas temperaturas se presentan

en la tabla 3.1. En base a estas variables se procedió al cálculo de las temperaturas del agua de

entrada y salida.

Tabla 3.1 Diferentes temperaturas tomadas en la ménsula inferior

Temperaturas (ºC) Ambiental Entrada de agua Salida de agua

Unidad 7 46,2 31,1 35,4 Unidad 8 No se encontraba operativa Unidad 9 46,1 30,5 36 Unidad 10 45,7 31,6 36,5

En la figura 3.1 se puede observar el modelaje del sistema empleado para el cálculo de las

temperaturas del agua que entran y salen a los cojinetes combinados. Para el cálculo de dichas

temperaturas se requirió del cálculo de ciertas variables propias del sistema. Específicamente

estas variables son: el coeficiente de convección del agua (hagua) y del aire (haire).

Figura 3.1 Esquema de transferencia de calor del sistema

Para el cálculo del coeficiente de convección del aire se empleó la teoría referente a la

convección libre, esto debido a la ausencia de un flujo de aire donde se ubica el cojinete

combinado. Principalmente se requiere del conocimiento de las diferentes propiedades


43

referentes al aire, la geometría de los tubos y de las temperaturas tomadas experimentalmente

con el medidor láser. En base a las ecuaciones 2.3, 2.4 y 2.5 expresadas en el capítulo anterior

se hallan los valores del Rayleigh, Nusselt y Coeficiente de Convección del aire

respectivamente.

Con respecto al cálculo del coeficiente de convección del agua se requirió del uso de la teoría

de convección forzada. Ya que el flujo de agua de enfriamiento se da a través de una tubería

de sección circular se presenta específicamente la convección forzada mediante un flujo

interno (sección 2.6.3). Debido a las características del sistema ya descritas, fue necesario el

conocimiento del régimen del flujo (laminar o turbulento) y la extensión de la región de

entrada. Estas variables se determinaron mediante el uso de las ecuaciones 2.6, 2.7 y 2.8.

En base a los resultados obtenidos al aplicar las ecuaciones antes mencionadas se determinó

que el flujo es turbulento y a su vez se encuentra completamente desarrollado. Debido a estas

condiciones se aplicó la ecuación de Dittus-Boelter (2.9) para así conseguir el valor de Nusselt

presente en el fluido. Por último para el cálculo del coeficiente de convección del agua se

empleó la ecuación 2.5.

Ya que la temperatura del sitio donde se encuentra el cojinete combinado es superior a las

temperaturas de las superficies de los tubos de enfriamiento, el flujo de calor se da en el

sentido que se ilustra en la figura 3.1. Para conocer la cantidad de calor que se transfiere del

ambiente a los tubos se empleó la ecuación 2.2 que se refiere al fenómeno de convección,

debido a que este es el mecanismo que rige dicho proceso.

Conociendo el calor que se transfiere del ambiente a las tuberías de suministro de agua de

enfriamiento, el coeficiente de convección del agua y la constante de conductividad de los

tubos, se realizó un balance de energía entre la superficie del tubo y el agua que fluye

internamente. Para esto se utilizaron las ecuaciones referentes a los fenómenos de convección

y conducción (2.1 y 2.2). En base a dicho balance se hallaron las temperaturas del agua de

enfriamiento que fluye en las tuberías de entrada y salida de los cojinetes combinados de las

unidades 7 a 10.


44

En función a la variación de temperatura que experimentó el agua de enfriamiento a través de

un serpentín, se pudo conocer el calor que recibió dicho intercambiador de calor. Esto se

estimó al realizar un balance energético que se puede observar en la ecuación 3.1. En donde m

se refiere al flujo másico de agua que fluye por la tubería, el Cp la capacidad calorífica del

agua y el ΔT el cambio de temperatura del agua.

TCpmq Δ= ** (3.1)

Ya que cada cojinete combinado posee en su interior cuatro serpentines, el calor transferido

por el sistema de enfriamiento de aceite de cada cojinete combinado es cuatro veces el valor

calculado mediante la ecuación 3.1.

En base a los cálculos realizados hasta el momento se estableció algunos de los parámetros

técnicos y a su vez de gran importancia para el diseño del sistema de enfriamiento que se

desea implementar a las unidades 7 a 10 de Casa de Máquinas 1. Ya que la cantidad de calor

que retira el sistema de enfriamiento que se tiene actualmente instalado es suficiente para

mantener la temperatura del aceite en un rango aceptable, se planteó que el nuevo sistema

debe transferir esa misma cantidad de calor o un poco más.

3.2 Ubicación del sistema de enfriamiento

Para el diseño del sistema de enfriamiento es de gran importancia determinar la

ubicación más apropiada para su instalación. La selección del sitio debe contemplar diversos

factores tales como: espacio suficiente, desagües cercanos, cercanía del pozo de la turbina

(donde se encuentra el cojinete combinado), facilidad para su limpieza y mantenimiento, no

debe interferir en la operación de equipos cercanos al mismo, entre otros.


45

En base a las variables antes mencionadas se establecieron dos posibles ubicaciones para el

sistema de enfriamiento que se desea implementar. En las figuras 3.2 y 3.3 se encuentran dos

esquemas de cualquiera de las unidades 7 a 10 (piso 2), en la cual se puede observar las dos

posibilidades de colocación de los sistemas de enfriamiento, y ciertos equipos que se

encuentran aledaños al pozo de la turbina. Estos equipos limitaron en gran forma ciertas

ubicaciones que pudieran ser adecuadas.

Con respecto al agua que utilizan actualmente los cojinetes combinados en el sistema de

enfriamiento, sería clausurado para así definir una nueva ruta hacia alguno de los sistemas de

enfriamiento que se tienen planteado.

3.2.1 Alternativa “Sistema de enfriamiento 1”

La ubicación denominada “Sistema de enfriamiento 1” se colocó en la parte trasera del

pozo de la turbina. Específicamente entre el recipiente a presión del gobernador referente a la

misma unidad, y el cubículo actuador y de bomba del la unidad siguiente. En la figura 3.2 se

especifica gráficamente su ubicación junto a las rutas de las tuberías implícitas en el sistema.

Figura 3.2 Esquema de la ubicación del Sistema de Enfriamiento 1


46

Las tuberías necesarias para transportar el aceite desde el cojinete al sistema de enfriamiento

se estimó que saliera del carter del primero y que descendiera a través de la lámina que posee

la ménsula inferior (ubicación específica donde se encuentra el cojinete combinado). Dicha

tubería debe pasar por la cavidad que emplean las tuberías de aceite que alimentan los

servomotores, para luego ascender a nivel del piso (cota 124,5 m.s.n.m.). De este punto habrá

un tramo recto paralelo a la pared de 17 metros hasta el sistema de enfriamiento. La tubería

que transporta el aceite desde el sistema de enfriamiento hacia el cojinete tendrá la misma

trayectoria que la tubería antes descrita.

Ya que el sistema de enfriamiento que se tiene actualmente en los cojinetes combinados será

clausurado, se definirá una nueva trayectoria a la tubería que surtirá y desechará el agua que se

emplee en el sistema de enfriamiento.

En la figura 3.2 se hace referencia a una toma de agua, la cual es la tubería que surte de agua a

diferentes sistemas de enfriamiento de la unidad (incluyendo al sistema de enfriamiento del

cojinete combinado). Para el “Sistema de Enfriamiento 1” se acoplaría una tubería a dicha

toma de agua que a su vez rodearía el pozo de la turbina para así proveer de agua al sistema.

Luego de ser utilizada el agua en el sistema de enfriamiento, esta realizaría una ruta similar a

la anterior con el fin de llegar a la abertura que se encuentra en el piso para descargar el agua

calentada. Vale acotar que esta abertura es donde actualmente se encuentra la tubería de

desagüe de las aguas servidas del sistema de enfriamiento del cojinete combinado.

3.2.2 Alternativa “Sistema de enfriamiento 2”

Como fue acotado anteriormente el “Sistema de enfriamiento 2” se observa en la figura

3.3. Esta propuesta se ubica adyacente a la pared frontal del pozo de la turbina. Una de las

limitaciones que posee esta ubicación es la presencia de un par de vigas que sirven como

soporte de una tubería principal de agua.


47

Pozo de la turbina

Sistema de enfriamiento 2

Sistema de engrase e izamiento del rotor

Toma de agua

Desagüe

Tuberías de entrada y salida de aceite del cojinete

Tubería de desagüe

Cojinete combinado

Figura 3.3 Esquema de la ubicación del Sistema de Enfriamiento 2

Actualmente existen un par de agujeros pasantes en el pozo de la turbina que son empleados

por las tuberías de alimentación y desagüe del sistema de enfriamiento del cojinete combinado

(figura 3.4). Ya que estas tuberías serían eliminadas para la implementación del presente

proyecto, el “Sistema de Enfriamiento 2” plantea utilizar dichos orificios para instalar las

tuberías de entrada y salida de aceite del cojinete combinado. Dichas tuberías, que se conectan

al cojinete y luego pasan por tales orificios, se orientan hacia una abertura (actualmente se

encuentran condenadas por unas bridas ciegas) que atraviesa la pared frente al pozo de la

turbina (ver figura 3.4). Es relevante hacer notar que de las unidades 7 a 10 solo la séptima no

posee tal abertura en la pared, lo cual requeriría de la elaboración de la misma. El “Sistema de

Enfriamiento 2” se ubicó adyacente a dicha pared y cercano a la abertura de la pared, con fines

de simplificar y reducir las redes hidráulicas.


48

Figura 3.4 Disposición actual de las tuberías de agua del

sistema de enfriamiento del cojinete

Con respecto al agua requerida por el sistema, será transportada por unas tuberías desde la

toma hacia el intercambiador de calor, y desde el intercambiador hasta el desagüe, pasando

igualmente por la abertura en la pared.

Para la selección del posicionamiento más adecuado del sistema de enfriamiento se debió

evaluar de forma técnica las ventajas y desventajas de ambas propuestas. A continuación se

nombrarán algunos de los aspectos más relevantes a mencionar que diferencian cada sistema

de enfriamiento propuesto:

• El “Sistema de Enfriamiento 1” utiliza aproximadamente 69 metros de tubería por

donde fluirá el aceite, mientras que el “Sistema de Enfriamiento 2” empleará 50

metros.

• El “Sistema de enfriamiento 2” requiere únicamente para la unidad 7 la perforación de

la pared que se encuentra frente al pozo de la turbina para lograr pasar las tuberías

necesarias en el sistema de enfriamiento.

Tubería de desagüe

Tubería de alimentación

Brida ciega Toma de agua


49

• Para la implementación del “Sistema de Enfriamiento 1” es necesario hacer una

abertura a través de la plataforma de acceso de acople al eje de las unidades 7 a 10,

para lograr instalar la tubería que transporta el aceite desde y hacia el cojinete

combinado.

• La tubería de agua necesaria para el “Sistema de enfriamiento 1” posee una longitud

aproximada de 50 metros, en cambio el “Sistema de Enfriamiento 2” requiere de 21

metros de la misma.

En función de estos parámetros y a los diferentes criterios de selección de la ubicación más

apropiada para el sistema de enfriamiento se estableció que la mejor locación es la segunda

opción. Principalmente se seleccionó el “Sistema de Enfriamiento 2” como la ubicación más

conveniente debido a la simplicidad de las redes hidráulicas que este requiere, lo cual se

traduce en menores costos y reducción de posibilidades de fallas. Igualmente esta locación

favorece las labores de mantenimiento o reparación de cualquier equipo del sistema de

enfriamiento dado el espaciamiento de su ubicación y a la presencia de desagües cercanos.

Hasta los momentos se han determinado los parámetros requeridos por el sistema de

enfriamiento que se desea implementar y la ubicación del mismo. En base a esto elementos se

procedió a definir (seleccionar y diseñar) el nuevo sistema de enfriamiento para los cojinetes

de empuje y guías de las unidades 7 a 10 de Casa de Máquinas 1.

3.3 Selección del intercambiador de calor

Como fue descrito en el marco teórico, los intercambiadores de calor son equipos que

comúnmente se emplean en diversas aplicaciones de sectores industriales. En la sección 2.7 se

hizo referencia a algunos de los intercambiadores de calor más empleados en la actualidad.

Generalmente, se utiliza un criterio de selección para la escogencia del tipo de intercambiador

de calor más apropiado en una aplicación específica. Este criterio se basa en el conocimiento

del empleo de un tipo de intercambiador de calor determinado, en una aplicación similar a la


50

que se pretende abordar. En caso de que no se tenga conocimiento de la solución a un esquema

con condiciones semejantes, se debe estudiar la compatibilidad de los parámetros requeridos

del sistema con los intervalos comunes de operación de los intercambiadores que usualmente

se emplean.

Actualmente el mecanismo de transferencia de calor que poseen los cojinetes combinados de

Casa de Máquinas 2 se encuentran externos a los mismos. Las unidades impares de esta casa

de máquinas, emplean como sistema de enfriamiento intercambiadores de calor del tipo tubo-

carcaza dispuestos verticalmente. Mientras que las unidades pares utilizan los mismos tipos de

intercambiadores, pero ubicados de forma horizontal. El desempeño obtenido por estos

equipos a través del tiempo ha sido bastante satisfactorio. Vale acotar que tanto las unidades

generadoras, como las características de los cojinetes combinados de Casa de Máquinas 2 con

respecto a Casa de Máquinas 1, varían significativamente.

En base al criterio de selección de un tipo de intercambiador de calor para una aplicación

específica expuesto anteriormente, y al hecho de la existencia de un sistema similar al que se

desarrolla en el presente proyecto, la selección de un intercambiador de calor tipo tubo-carcaza

pareció ser bastante favorable.

De igual forma se analizó las principales características que presentan los intercambiadores de

calor tipo tubo-carcaza para observar la compatibilidad con los parámetros presentes en el

sistema a emplearse. Las características típicas que manejan los intercambiadores de calor tipo

tubo y carcaza son las siguientes:

• Usos: multiuso. Prácticamente se amolda a cualquier servicio, por lo general es el

primer intercambiador que se considera en una determinada aplicación.

• Temperatura máxima de operación: entre -200 a 700º C.

• Presión máxima de operación: 35000 kPa.

• Superficie de intercambio de calor: de 5 a 1000 m2.


51

Para el sistema de enfriamiento que se pretende elaborar en el presente proyecto se empleó el

criterio de selección de tipos de intercambiadores, y a su vez las principales características de

los intercambiadores de calor tipo tubo y carcaza se amoldan claramente a los parámetros de

diseño que se manejan. Por estas razones se optó por utilizar intercambiadores de calor tipo

tubo-carcaza como equipos de transferencia de calor en el sistema de enfriamiento para los

cojinetes combinados de las unidades 7 a 10.

3.4 Diseño del intercambiador de calor tipo tubo y carcaza

En base al tipo de intercambiador de calor que se optó a utilizar, y conociendo

parámetros como el calor que se debe retirar de los cojinetes de empuje y guía, se inició el

proceso de diseño del sistema de enfriamiento.

Como punto de partida para iniciar dicha etapa se requirió establecer las temperaturas del agua

de enfriamiento y la del aceite a la entrada de los intercambiadores de calor a diseñar. A partir

de la lectura de las temperaturas del agua en el termómetro que se encuentra a la entrada del

sistema de enfriamiento de ciertas unidades de refrigeración (chillers) se determinó que la

mayor temperatura fue de 28º C. El agua empleada en los diversos sistemas de enfriamiento

que posee una unidad generadora proviene de una red hidráulica que distribuye el líquido a

cada sistema. Por esta razón es coherente emplear los 28º C como el caso en que el fluido de

enfriamiento entrará más caliente a los intercambiadores de calor.

En base al manual del fabricante del cojinete combinado (General Electric Canadiense) se

obtuvo como dato que la temperatura máxima a la cual puede llegar el aceite antes de que se

envíe una señal de alarma (temperatura de alarma) es de 65º C. Igualmente se tomó esta

temperatura como valor crítico para abordar el diseño del intercambiador de calor. Al emplear

las temperaturas máximas del agua y aceite se garantiza el correcto funcionamiento del

intercambiador de calor bajo condiciones críticas.


52

Conociendo las temperaturas del aceite y del agua a la entrada del intercambiador de calor, y

el calor que debe transferir, se procedió a calcular las temperaturas de salida del

intercambiador de ambos fluidos. Para esto se hizo uso de la ecuación 3.1, referente a un

simple balance energético. Para dicho balance se requiere el flujo másico del agua y del aceite.

Ya que el sistema actual de enfriamiento del cojinete combinado será clausurado para la

implementación del presente proyecto se dispondrá de un caudal de agua de 730 L/min, flujo

que será empleado en el nuevo sistema de enfriamiento. El flujo másico de aceite vino dado

mediante la suposición de valores que a través del proceso iterativo para el diseño del

intercambiador se determinó que fuera 1000 L/min.

3.4.1 UA requerido

Debido a los datos iniciales (temperaturas de entrada y salida de aceite y agua, y calor

a transferir) que se manejan para iniciar el diseño del intercambiador de calor tubo y carcaza

se empleó el método de la diferencia de temperatura media logarítmica. Primeramente se hizo

uso de la ecuación 2.13 para determinar la ΔTLM en flujo cruzado, basándose en los valores

de las temperaturas antes nombradas. Posteriormente se empleó la gráfica presente en la figura

2.11 para hallar el factor de corrección F. En base a los coeficientes antes hallados se utilizó la

ecuación 2.12 referida al valor del la diferencia de temperatura media logarítmica para

intercambiadores de calor tubo-carcaza de pasos múltiples.

Realizando un balance energético en el sistema (ecuación 2.11) se halló el coeficiente global

de transferencia de calor. Este coeficiente representa el valor mínimo del cual el coeficiente

global de transferencia del intercambiador debe alcanzar. Este valor es comúnmente

denominado el coeficiente global de transferencia de calor requerido.

Conociendo el valor del coeficiente global de transferencia de calor requerido por el

intercambiador a diseñar, se define uno de los principales parámetros que permitió relacionar

las principales variables que intervienen en la transferencia de calor del equipo.


53

El diseño del intercambiador de calor tipo tubo-carcaza implicó un proceso iterativo entre las

diferentes variables que lo conforman, para que el coeficiente global de transferencia del

intercambiador de calor sea igual o superior al requerido. Para iniciar el proceso de diseño del

intercambiador de calor tubo y carcaza se debió suponer las siguientes variables:

• Material de los tubos internos.

• Diámetro y espesor de los tubos.

• Número de tubos.

• Número de pasos de tubo.

• Longitud de los tubos.

• Espaciamiento entre los tubos

(pitch).

• Disposición de los tubos.

• Área libre de las placas deflectoras.

• Espaciamiento entre las placas

deflectoras.

• Diámetro de la carcaza.

• Número de pasos por la carcaza.

Algunas de las principales limitaciones que se manejaron al definir las variables antes

mencionadas del intercambiador de calor fue la limitación de espacio que se disponía en la

ubicación seleccionada para el sistema de enfriamiento y la disponibilidad comercial de los

tubos a emplearse en el intercambiador de calor. Tomando en cuenta dichos factores se inició

el proceso de diseño del equipo.

Habiendo definido las diferentes variables presentes en el intercambiador de calor se procedió

al cálculo de los coeficientes de convección del agua (fluye internamente por los tubos) y del

aceite (fluye entre los tubos y la carcaza). Ambos coeficiente hacen referencia a la teoría de

convección forzada.

Debido al flujo de agua que se presenta en el interior de los tubos, el régimen

hidráulico es turbulento. Esto fue determinado empleando la fórmula de Reynolds (ecuación

2.6). En base al tipo de régimen hidráulico del agua se utilizó la ecuación 2.9 con el fin de

determinar el valor del Nusselt. Por último se determinó el coeficiente de convección del agua

mediante la ecuación 2.5, el valor del Nusselt y ciertas propiedades del agua.


54

La metodología referente al cálculo del coeficiente de convección del aceite varía en cierta

forma respecto a la descrita en el párrafo anterior. Debido a que el flujo de aceite se da a través

de los tubos y la carcaza, fue necesario definir ciertos parámetros tales como el diámetro

equivalente (ecuación 3.2), el área frontal del intercambiador de calor (ecuación 3.3) y

velocidad de masa (ecuación 3.4).

O

OT

EQ D

DPD

π

π22

2

44 ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ −

= (3.2)

( )T

OTC

PDPDB

Af−⋅

= (3.3)

AfmG = (3.4)

En base a las variables antes definidas se procedió al cálculo del Reynolds del aceite a través

del intercambiador de calor. No se puede aplicar la ecuación que se empleó anteriormente para

el cálculo del Reynolds debido a que la sección transversal por donde fluye el fluido no es

circular. Por esta razón se define a continuación la ecuación de Reynolds para la presente

aplicación:

μEQ

E

DGR

⋅= (3.5)

Conociendo los valores del Reynolds y del área libre que poseen las placas deflectoras para

que fluya el aceite a través del intercambiador de calor, se puede entrar a la gráfica que se

presenta en el anexo 3. Empleando esta gráfica y los valores antes mencionados se halló el

factor de Colburn (Jh). Con este último valor y con el del Prandtl del aceite se utilizó la

ecuación 3.6 con el fin de obtener el Nusselt. Finalmente se aplica la ecuación 2.5 para hallar

el coeficiente de convección del aceite cuando atraviesa el intercambiador de calor.


55

31

PrHJ

Nu = (3.6)

3.4.2 UA de diseño

En función de los parámetros definidos inicialmente para el diseño del intercambiador

de calor se definió la constante de conducción de los tubos internos, se hallaron los

coeficientes de convección del agua y del aceite, y las geometrías que presenta algunos de los

componentes del equipo. Tomando estos factores en cuenta se aplicó la ecuación 2.10 para

cuantificar el coeficiente global de transferencia de calor del intercambiador. Ya que este

parámetro depende directamente del diseño del equipo, se denominó como: coeficiente global

de transferencia de calor de diseño (UAdiseño).

Anteriormente se acotó que el UA de diseño debía ser igual o mayor que el requerido.

Partiendo de esta premisa se asegura que el intercambiador de calor va a tener la capacidad de

transferir la cantidad de calor establecida inicialmente. Al dividir el coeficiente global de

transferencia de calor de diseño con el requerido se obtuvo un valor de 1.1. De esta forma se

garantizó que el diseño obtenido supera en cierta cantidad los requerimientos del sistema. En

caso de que se observe una disminución de la temperatura del aceite respecto a sus valores

típicos, bastará con reducir el flujo de agua a la entrada del intercambiador de calor para

alcanzar el rango usual de la temperatura de aceite dentro del carter del cojinete.

3.5 Sistema de enfriamiento

Habiendo definido el tipo de intercambiador de calor y sus especificaciones técnicas se

estableció que el sistema de enfriamiento estaría compuesto por dos intercambiadores tubo y

carcaza. Solo uno funcionaría a la vez, mientras que el otro se encontrará como respaldo del

primero. En caso de que el intercambiador que se encuentre funcionando presente alguna falla


56

o requiera de algún tipo de mantenimiento, el otro se encontrará disponible para operar sin la

necesidad de parar la unidad generadora. Para poner en funcionamiento o deshabilitar uno de

los intercambiadores se dispuso de una serie de válvulas que regularán el flujo de aceite y de

agua a los equipos. Específicamente se colocaron válvulas de compuerta en las entradas del

intercambiador, y válvulas de globo en las salidas del equipo. Los planos referentes a los

principales componentes del intercambiador de calor y del sistema de enfriamiento se

encuentran en el anexo 4.

3.6 Sistema de tuberías

Respecto a las redes hidráulicas requeridas para el funcionamiento del sistema de

enfriamiento se definieron rutas simples que redujeran en lo posible las pérdidas hidráulicas

del sistema. La red hidráulica de aceite y agua se presentó anteriormente en la descripción del

“sistema de enfriamiento 2”. Igualmente se hallan diversos planos en el anexo 4 que describen

gráficamente la red de tuberías presentes en el sistema.

Las tuberías que transportan el aceite caliente y frío entre el pozo de la turbina y el

intercambiador de calor poseen un diámetro nominal de cuatro pulgadas. Estas tuberías son de

Cédula 40 Standard y como material, acero con bajo porcentaje de carbono. Un inconveniente

que se presentó durante el diseño del sistema de tuberías que maneja aceite, fue la presencia de

una escotilla en la plataforma de acceso de acople al eje. Las tuberías no debían obstaculizar el

acceso a dicha entrada, lo cual requirió que estas fueran dispuestas paralelas a los soportes de

los frenos del rotor. En el plano que se encuentra en el anexo 4, específicamente la Vista 3 del

Sistema de Enfriamiento, se aprecia la disposición de las tuberías, la escotilla y el cojinete

combinado.

Las tuberías de 4 pulgadas de diámetro presentan dos ramificaciones de tuberías de 3 pulgadas

que rodean paralelamente al cojinete combinado. Debido a la disposición de las tuberías de 4

pulgadas que se adoptó dada la presencia de la escotilla en la plataforma, las longitudes de las


57

tuberías de 3 pulgadas de cada rama son diferentes. Ya que se debe garantizar que por cada

ramificación de las tuberías de 3 pulgadas debe fluir la misma cantidad de aceite (500 L/min),

las pérdidas hidráulicas en cada rama deben ser las mismas. En la figura 3.5 se presenta una

imagen que esquematiza la ubicación de las tuberías que permiten la recirculación del aceite

en el cojinete.

Escotilla

Base de los frenos

Cojinete combinado

Ramificación derecha

Ramificación izquierda

Figura 3.5 Distribución de las tuberías de aceite

en la ménsula inferior

Para lograr que el flujo de lubricante fuese el mismo en las ramificaciones izquierdas y

derechas fue necesario emplear un esquema especial en la tubería con mayor longitud (rama

derecha). Las tuberías de la ramificación izquierda (succión y descarga) luego de la conexión

tipo “T” de 4 pulgadas, presentan una conexión reductora para acoplar la tubería de 3 pulgadas

hasta la próxima reducción. Mientras que las tuberías referentes a las ramificaciones derecha

luego de la conexión “T”, continua un tramo de tubería de 4 pulgadas de diámetro de una

longitud determinada. A las tuberías de las ramas derechas se instalarán una conexión

reductora acoplada a un tramo de tubería de 3 pulgadas de diámetro.


58

El tramo derecho de tubería que permite el flujo de aceite desde y hacia el cojinete combinado

posee una tubería de cuatro pulgadas entre la conexión T y la tubería de tres pulgadas con la

finalidad de reducir las pérdidas hidráulicas en esta sección. Esto es debido a que las pérdidas

por fricción se reducen con tuberías de mayores diámetros. Para estimar la longitud de dicho

tramo de tubería se calculó las pérdidas primarias y secundarias del tramo izquierdo y se

igualó con las pérdidas hidráulicas de la ramificación derecha. Ya que la única variable

desconocida fue la longitud del tubo de 4 pulgadas, se despejó dicha variable para conocer tal

magnitud (4,78 metros para la tubería de descarga, y 4,95 metros para la tubería de succión,

desde la conexión “T”).

La configuración de las tuberías de 4 y 3 pulgadas de diámetro que transportan el aceite

paralelo al cojinete combinado, posee el diseño antes mencionado para conseguir que las

pérdidas hidráulicas sean las mismas, e igualmente los caudales.

En los extremos de las tuberías de 3 pulgadas de diámetro se colocó unas conexiones

reductoras que a su vez se acopla a una unión tipo T que ramifica la tubería en dos ramas más.

Estas ramificaciones poseen un diámetro de 2 pulgadas las cuales ingresan al cojinete

combinado a través de las boquillas que dicho equipo emplea actualmente para el enfriamiento

del aceite. En total se utilizarán 4 boquillas para la extracción del aceite del cojinete y 4

boquillas por donde ingresará el aceite enfriado por los intercambiadores de calor tipo tubo y

carcaza.

Dentro del cojinete cada ramificación estará compuesto por una tubería de 2 metros de

longitud y 2 pulgadas de diámetro. Distribuidos a lo largo de dicha tubería se encontrarán tres

agujeros que permitirán succionar o retornar (dependiendo de la tubería) el aceite al depósito

del cojinete, de forma tal de que se mantenga una temperatura lo más uniformemente posible

dentro del equipo.


59

3.7 Sistema de bombeo

Para el funcionamiento del sistema de enfriamiento es fundamental la utilización de un

sistema de bombeo. Esto es necesario para llevar a cabo el proceso de recirculación del aceite

a través de la red hidráulica, las diferentes válvulas, accesorios e intercambiador de calor.

El agua requerida por los intercambiadores de calor tubo y carcaza será tomada de la

tubería que provee actualmente de este líquido a los serpentines de enfriamiento de los

cojinetes combinados. Cada una de las unidades generadoras posee una red hidráulica

independiente que permite abastecer de agua a los diferentes sistemas de enfriamiento

requeridos por algunos de sus componentes.

Para evitar una variación en los caudales de agua que emplean estos sistemas de enfriamientos

se debió garantizar que por cada intercambiador de calor diseñado anteriormente debe fluir

730 L/min. Esto requirió del cálculo de las pérdidas hidráulicas (secciones 2.10.1 y 2.10.2)

causadas por flujo del agua de enfriamiento a través de los serpentines (sistema presente

actualmente) y por los intercambiadores de calor tubo y carcaza. Estos cálculos (incluidos en

el anexo 2) reflejaron la presencia de una mayor cantidad de pérdidas hidráulicas en el sistema

de enfriamiento por serpentines que en el de intercambiadores de tubo-carcaza. Esto implica

que habrá una mayor energía hidráulica de agua de enfriamiento presente en el sistema que se

pretende implantar que en el que se tiene actualmente. Por esta razón es necesaria la

colocación de una válvula de globo y un medidor de flujo que permita regular el flujo de agua

en 730 L/min.

3.7.1 Energía requerida por el sistema de bombeo

El cálculo de la energía requerida por el sistema de bombeo se realizó mediante un

balance energético entre la succión y descarga del fluido a través de las tuberías propias del

sistema de enfriamiento. Para esto fue necesario del uso de la Ecuación de Bernoulli (2.16)

descrita en el capítulo anterior.


60

Debido a características del sistema a analizar, se presentaron ciertas simplificaciones en la

ecuación fundamental de Bernoulli. La ecuación resultante se presenta a continuación:

BAB hg

Vbh −+=*2

2

(3.7)

Un factor de importancia a determinar son las pérdidas hidráulicas que se producen en la red

por donde circula el aceite. Para esto se requirió de la cuantificación de las pérdidas primarias

y secundarias presentes en el circuito. A continuación se presentarán los diferentes factores

tomados en cuenta para la estimación de las pérdidas existentes en la red hidráulica:

• Longitudes de los tramos de tuberías.

• Cuantificación del número de accesorios presentes en el sistema (codos, válvulas,

placas orificio, etc).

• Características y propiedades de las tuberías (diámetros y rugosidades).

• Propiedades del lubricante (viscosidad y densidad).

En base a los parámetros antes mencionados se procedió al cálculo de las pérdidas referentes

al sistema hidráulico empleando las ecuaciones 2.17 y 2.18 descritas en el capítulo anterior.

Para el cálculo de las pérdidas que se dan en el intercambiador de calor se empleó una

metodología diferente.

Ya que la estimación de las pérdidas hidráulicas que se dan debido a la trayectoria del aceite

dentro del intercambiador de calor (figura 3.6) no se encuentra definida por las fórmulas antes

descritas, se modeló el sistema en base a dos perspectivas.


61

Figura 3.6 Trayectoria del aceite dentro del intercambiador de calor

Primeramente se estimó las pérdidas debido a la fricción producida por el flujo del aceite de

forma paralela a los tubos por donde pasa el agua de enfriamiento. Para el cálculo de dicho

coeficiente de fricción se hallo el diámetro húmedo (Dh) presente en el interior del

intercambiador de calor por donde fluye el aceite. A continuación se presentan las ecuaciones

empleadas:

PmADh *4

= (3.8)

4*

*4

edNtA

π= (3.9)

edNtDcPm *** ππ += (3.10)

Conociendo el valor del diámetro húmedo se halló el Número de Reynolds (ecuación 2.6), con

la finalidad de obtener el coeficiente de fricción empleando el diagrama de Moody. En base a

este término y a la ecuación de pérdidas primarias se estimó las pérdidas debido al flujo

paralelo del aceite por los tubos enfriadores.


62

El lubricante no solo fluye paralelamente a los tubos, debido a la presencia de las placas

deflectoras este fluido también describe una trayectoria perpendicular a dichos tubos (como se

puede apreciar en la figura 3.6). En base a este fenómeno se procedió al cálculo de la caída de

energía que experimenta el aceite.

En la ecuación 3.11 se presenta la fórmula que permite estimar las pérdidas hidráulicas que

experimenta un fluido al moverse a través de un banco de tubos de forma perpendicular a estos

(hi-2). El término Vimax se refiere a la máxima velocidad que presenta el aceite al fluir a través

de los tubos, la cual se da cuando todo el flujo másico se encuentra direccionado

perpendicularmente a los tubos que transportan el agua. El valor de la velocidad máxima es el

que debe emplearse para el cálculo del número de Reynolds (Re-max). Conociendo este

parámetro se obtuvo el coeficiente de fricción (fimax) mediante el uso de la figura 3.7.

)**(**2

maxmax

2

2 CiNtfg

Vih ii =− (3.11)

Figura 3.7 Factor de fricción en banco de tubos con

arreglo de tubos en línea (Incropera, 1999)


63

En base a los dos criterios antes expuestos se sumaron las pérdidas que se presentan en el

intercambiador de calor debido al flujo de aceite por el interior del mismo. La totalidad de la

caída de energía hidráulica presente en el sistema, se estimó en función de los resultados

obtenidos de los cálculos referentes a pérdidas primarias, secundarias y en el intercambiador

de calor.

La curva característica de un sistema es una herramienta de gran utilidad al momento de la

selección de un sistema de bombeo. Por esta razón los cálculos energéticos de la red hidráulica

antes realizados, se llevaron a cabo basados en un rango de caudales. En este rango de

caudales (200-1600 L/min) se encuentra el caudal de diseño al cual debe operar la bomba

(1000 L/min). De esta forma se obtuvo la gráfica altura en función de caudal del sistema. Esta

gráfica se encuentra en el anexo 2, junto a los cálculos referentes a la red hidráulica.

3.7.2 Selección del sistema de bombeo

Conociendo el caudal de operación y la altura energética requerida por la bomba

(28,874*m) se procedió a la selección del sistema de bombeo requerido. Debido a los dos

parámetros antes mencionados y el tipo de fluido que se debe bombear, se manejó la

posibilidad del empleo de una bomba centrifuga, o una de tornillo o engranajes. Se descartaron

diversas bombas de desplazamiento positivo debido a la presencia de efectos negativos en el

sistema de enfriamiento, tal como flujos pulsantes.

Ya que el caudal de operación (1000 L/min) es medianamente alto para el empleo de bombas

de tornillo y engranajes, y que en el sistema no se presentan altas presiones (35,5 psi), se optó

el uso de bombas centrífugas para la presente aplicación.

Habiendo establecido el tipo de bomba a emplear en el sistema de enfriamiento, se recurrió a

los manuales de fabricantes de bombas centrífugas. En base a estos manuales se buscaron

bombas que abarcaran en sus rangos de operación el caudal y altura requerido por el sistema.


64

Ya que el fluido a bombear es aceite y las curvas características proporcionadas por los

fabricantes son construidas en base a la operación con agua, fue necesario aplicar ciertos

factores correctivos al caudal, altura y eficiencia de la bomba para verificar la compatibilidad

del equipo con las características del sistema.

Luego de una búsqueda detallada entre los diferentes fabricantes de bombas que se encuentran

en el mercado venezolano, se seleccionó una bomba que cumplió con los parámetros antes

mencionados. Esta es una bomba centrífuga, de marca Goulds Pumps, modelo 3196/HT3196.

En el anexo 5 se encuentra los planos de esta bomba y la cotización realizada por la empresa

distribuidora de estos equipos.

En la figura 3.8 se presenta la gráfica donde se observa la coincidencia de la curva referente a

la energía del sistema y la curva característica de la bomba. Dicha intersección es el

denominado punto de operación, el cual refleja que la bomba operará satisfaciendo los valores

de altura y caudal requeridos por el sistema.

PUNTO DE OPERACIÓN DEL SISTEMA

0

10

20

30

40

50

60

70

80

0 500 1000 1500 2000Caudal [L/min]

curva del sistemacurva de la bomba

Figura 3.8 Gráfica de curvas de operación del sistema


65

Ya que la elección del equipo se ubica en el área referido a bombas rotodinámicas se empleó

la gráfica de la figura 2.14 para la verificación de que el uso de una bomba centrífuga fue la

apropiada. Mediante la ecuación 2.19 se cálculo el valor de la velocidad específica. En base a

este valor y la gráfica antes comentada, se corroboró que el uso de bombas de flujo radial es el

adecuado para la presente aplicación.

Habiendo asegurado que la bomba que se eligió fue una correcta elección bajo los parámetros

mencionados anteriormente, se procedió a verificar que dicho equipo no presente el fenómeno

de cavitación. Se calculó el NPSHdisponible mediante la ecuación 2.20 y se comparó con el

NPSHrequerido establecido por el fabricante (1.174*m).

Al comparar los valores de las cargas netas positivas de succión empleando los cuatro

criterios necesarios para evitar la aparición de cavitación en las bombas (sección 2.12) se

obtuvo que dicho equipo no deba presentar tal fenómeno.

En el diseño del sistema de bombeo que se instalará en el presente proyecto se aplicó el mismo

criterio utilizado para los intercambiadores de calor. Se colocarán dos bombas dispuestas en

paralelo, donde funcionará una a la vez. En caso de presentarse una falla o simplemente la

necesidad de intervención del equipo por labores de mantenimiento, solo se requerirá de la

apertura y cierre de válvulas, y la activación y el apagado de los motores eléctricos.

Capítulo 4. Resultados

66

4. RESULTADOS

El diseño del sistema de enfriamiento que se desarrolló en el presente informe para las

unidades 7 a 10 de Casa de Máquinas 1 de la Central Hidroeléctrica Raúl Leoni está

compuesto por una serie de componentes. A continuación (tabla 4.1) se describen de forma

esquemática los diferentes elementos que conforman el sistema de enfriamiento para

cualquiera de las unidades antes nombradas.

Para la estimación del costo de implementación del presente proyecto, se cotizaron los

diferentes componentes requeridos por los sistemas de enfriamiento planteados. Estos precios

fueron obtenidos a través de distribuidores presentes en la región (principalmente Puerto

Ordaz).

Tabla 4.1 Componentes del sistema de enfriamiento propuesto

Cant. Unidad Descripción Observación Costo (Bs) INTERCAMBIADOR DE CALOR (componentes de un solo intercambiador)

336 tubo Acero Inoxidable AISI

304. Diámetro ¼”.

Longitud 2m.

El banco de tubos posee un

arreglo cuadrado. Ente los

tubos debe haber un

espaciamiento (pitch) de 0,7”.

El flujo de agua de

enfriamiento que pasa por los

tubos se da en dos pasos.

39.200.000


67

Continuación de la Tabla 4.1

Cant. Unidad Descripción Observación Costo (Bs) 5 placa

deflectora

Acero al carbono.

Espesor 10mm.

Diámetro 387,35mm.

El área libre permitida por las

placas deflectoras es de 25%.

El espaciamiento entre las

placas deflectoras es de 0,35m

----------

1 tubo Acero al carbono.

Diámetro 16”, schedule

Standard. Longitud

2,2m.

Carcaza del intercambiador de

calor.

1.200.000


Diámetro 16”, schedule

Standard. Longitud

0,25m.

Cabezal del intercambiador de

calor.

135.000

2 plato

divisor

Acero al carbono.

Espesor 10mm.

Diámetro 387,35mm.

Colocadas a cada extremo del

banco de tubos.

----------


Diámetro 4”. Longitud

230mm

Conexiones de entrada y salida

del aceite y agua al

intercambiador de calor.

55.000

4 brida Brida Ø16”, acero al

carbono, 150#, SO, FF.

Empleadas para la conexión

requeridas por las carcazas.

11.200.000


carbono, 150#, Blind,

FF.

Tapas del intercambiador de

calor.

4.600.000


carbono, 150#, SO, FF.

Empleadas para la conexiones

de entrada y salida de agua y

aceite.

440.000


68


Cant. Unidad Descripción Observación Costo (Bs) SISTEMA DE BOMBEO

2 bomba Conjunto Motor-

Bomba. Bomba

centrífuga, marca

Goulds Pumps, modelo

3196, 3*4-10.

Las bombas se deben conectar

en paralelo.

28.500.000

TUBERÍAS

14 tubo Tubos de acero al

carbono. Diámetro 4”,

Schedule 40Std,

Longitud 6m.

Tubería empleada para el

transporte de aceite y agua en

tramos de 4”.

5.270.000



Schedule 40Std,

Longitud 6m.


transporte de aceite en tramos

de 3”.

267.000



Schedule 40Std,

Longitud 6m.


transporte de aceite en tramos

de 2”.

665.000

ACCESORIOS

2 conexión Conexiones “T” de

acero. Diámetro 4”,

150#.

Empleadas en las tuberías

entradas y salidas de 4” de

aceite del cojinete.

260.000

4 conexión Conexiones “T” de

acero. Diámetro 2”,

150#.

Empleadas en las tuberías

entradas y salidas de 2” de

aceite del cojinete.

240.000


69


Cant. Unidad Descripción Observación Costo (Bs) 4 válvula Válvulas de globo de

acero, 150#., marca

Fametec.

Empleadas a las salidas de las

conexiones de aceite y agua del

intercambiador de calor.

800.000

8 válvula Válvulas de compuerta

de acero, 150#., marca

Fametec.

Empleadas a las entradas de las

conexiones de aceite y agua del

intercambiador de calor. Se

conectarán dos válvulas a las

entradas de cada bomba

2.400.000

2 válvula Válvula check de acero.

Diámetro 4”, serie 716,

marca Victaulic.

Acopladas en las tuberías de 4”

de entrada y salida de aceite en

la ménsula inferior.

990.000

4 conexión Conexiones reductoras

de 4” de diámetro a 3”.

Conectadas a las reducción de

la tubería de 4” debido a

ramificaciones.

270.000

4 conexión Conexiones reductoras

de 3” de diámetro a 2”.

Conectadas a las reducción de

la tubería de 3” debido a

ramificaciones.

160.000

1 filtro Unidad filtrante de

aceite, marca Victaulic,

modelo Vic-Strainer,

tipo Y, diámetro 4”.

Ubicado en la tubería de salida

de aceite del intercambiador de

calor.

1.250.000

2 medidor Medidor de flujo, tipo

placa orificio, clase

150, de acero, diámetro

4”.

Ubicado en la tubería de salida

de aceite del intercambiador de

calor y en la tubería de entrada

de agua al intercambiador.

7.200.000


70


Cant. Unidad Descripción Observación Costo (Bs) 2 medidor Manómetro, 150#. Conectados a la entrada y

salida del filtro. Empleados

para medir la caída de presión

en el filtro.

620.000

8 unión Acoplamiento Estándar

Flexible, marca

Victaulic, estilo 77,

diámetro 2”.

Acopladas en las

ramificaciones de 2” que

ingresan al cojinete.

260.000

8 conexión Acoplamiento Estándar

Flexible, marca


diámetro 3”.

Conectadas a las tuberías de 3”

ubicadas en la ménsula

inferior.

330.000

29 conexión Acoplamiento Estándar

Flexible, marca


diámetro 4”.

Empleadas para el acople de

los diferentes tramos de tubería

de 4” que transportan el aceite

y el agua de enfriamiento.

1.740.000

El sistema de enfriamiento que se desea implementar para cada uno de los cojinetes

combinados de las unidades generadoras de 7 a 10 en Casa de Máquinas 1 presenta las

siguientes características:

• Ubicación: elevación 124,5 m.s.n.m. (piso 2) en el pasillo que se encuentra frente al

pozo de la turbina, adyacente a la pared intermedia.

• Sistema de enfriamiento: está conformado por dos intercambiadores de calor tipo

Tubo y Carcaza dispuestos horizontalmente, funcionando solo uno a la vez.


71

• Sistema de bombeo: viene dado por dos bombas centrífugas que permitirán la

recirculación del aceite a través de la red hidráulica. Al igual que los intercambiadores,

solo una bomba operará a la vez.

• Agua de enfriamiento: el agua que fluirá a través de los tubos internos del

intercambiador de calor, será tomada de la red hidráulica que posee el sistema de

enfriamiento actual.

• Tuberías: se empleará tuberías de acero al carbono, para transportar el agua y aceite a

través del sistema de enfriamiento propuesto.

• Conexiones: las tuberías que transportan agua y aceite serán conectadas mediante

acoplamiento marca Victaulic.

En base a los costos de los principales componentes del proyecto presentados en la tabla 4.1,

se estimó que la implementación del sistema de enfriamiento en cada unidad generadora es

aproximadamente de Bs. 181.000.000. Ya que se planteó la aplicación de este sistema de

enfriamiento en las unidades generadoras 7 a 10 de casa de máquinas 1, el costo total se

encontrará alrededor de Bs. 724.000.000.

A continuación se nombrarán algunos de los distribuidores comerciales que fueron

consultados con el fin de obtener un valor referencial de los componentes que se presentan en

la tabla 4.1. De igual forma estas compañías pueden ser tomadas en cuenta al momento de la

implementación del presente proyecto.

• Inpprod

• L3G Proveedores C.A.

• Hidrocaven C.A.

• Hierro San Félix

• ITT Industries

• Fametec S.A.

• Transmifuerza

Capítulo 5. Conclusión

72

5. CONCLUSIÓN

El sistema de enfriamiento para los cojinetes de empuje y guía de las unidades 7 a 10

de Casa de Máquinas 1 que se presenta en este informe, representa un proyecto prioritario a

ser implementado por C.V.G. EDELCA – Guri. Esto debido a las ventajas del sistema de

enfriamiento que se propone respecto al existente actualmente. La ejecución del presente

proyecto representará una mejora en los procesos relacionados a la producción de energía

eléctrica, actividad cónsona con la política de calidad establecida por esta empresa.

Capítulo 6. Bibliografía

73

6. BIBLIOGRAFÍA

• “Standards of the Tubular Exchangers Manufacturers Association”, Séptima Edición,

New York (1988).

• Incropera, F y D.P. DeWitt, “Fundamentos de Transferencia de Calor”, Prentice Hall,

Cuarta Edición, Ciudad de México (1999).

• Kenyery, F, “Turbomáquinas Hidráulicas. Parte 1 (Bombas y Ventiladores)”

Sartenejas, pp. 22-40 (2000).

• McNaughton, K, “Bombas, selección, uso y mantenimiento”, McGraw-Hill, México,

D.F., pp. 3-15, 30-36, 72-86 (1994).

• Mataix, C, “Mecánica de fluidos y máquinas hidráulicas”, Oxford University Press,

México, D.F., pp. 89-112, 203-220, 236-247, 369,403, (2001).

• Potter, M, D. C. Wiggert, “Mecánica de Fluidos”, Prentice Hall, México, D.F., pp. 84-

100, 259-314, 524-529 (1997)

• González, D, “Guía de Intercambiadores de Calor: Tipos Generales y Aplicaciones”,

Sartenejas, pp. I.1-1 - I.2-12, (2002).

• “Manual de Instrucciones. Generadores Hidroeléctricos. Instalación, Funcionamiento y

Mantenimiento”, General Eléctrica Canadiense, Ontario.

• “Catálogo de productos PDV”.

Capítulo 7. Anexos

74

7. ANEXOS

Capítulo 7. Anexos

7.1 Anexo 1: Plano del cojinete de Empuje y Guía de la Unidades 7 a 10

Capítulo 7. Anexos

7.2 Anexo 2: Cálculos realizados para el desarrollo del proyecto

Capítulo 7. Anexos

7.3 Anexo 3: Diagrama referente al factor de Colburn

Capítulo 7. Anexos

7.4 Anexo 4: Planos referentes al intercambiador de calor y al sistema

de enfriamiento

Capítulo 7. Anexos

7.5 Anexo 5: Planos y cotización del sistema de bombeo

000130598

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