diseño del sistema de vapor

8/15/2019 Diseño Del Sistema de Vapor

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1. Diseño del sistema de vapor.

1.1. Datos de operación del sistema.

El sistema de vapor que se propone en el diseño cumple con los siguientes

requerimientos:

Datos generales de referencia de la producción de vapor, tomados de la

condición actual del sistema de generación eléctrica de Palma Tica S.A.

Flujo de vapor de la caldera (kg/hr): 60000 kg/h.

Presión del vapor sobrecalentado: 40 bar (manométrica).

Temperatura del agua de alimentación (105 ºC).

Temperatura del vapor saturado. Tablas de vapor T (a 40 bares)°c

Se debe de satisfacer una demanda de electricidad de 3600kW

Tipo de proceso

El proceso a que se requiere dimensionar es para un sistema de generación

de electricidad producida por un turbogenerador alimentado con vapor,

quemando la fibra de mesocarpio de palma africana. Los datos de placa

proporcionados son los que se muestran en la tabla 1.

TABLA 1.DATOS DE PLACA DE LA TURBINA A 8303 R.P.M.

Condiciones de operación

Relación

normal

Vapor

kW

lb/kWh kg/h

60000

Condiciones de Vapor

Entrada

Presión (Bar) Temperatura (°C)

Normal 32 330

Máximo 40 330

Salida

Normal 4 144

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1.2. Verificación de diámetro de tuberías en la turbina a alimentar con vapor.

Usando el recurso de cálculo de la página web de SpiraxSarco, para

verificación de tuberías. Con el flujo másico de entrada a la turbina se corroboran

las medidas que esta tiene para las tuberías de entrada y salida.

ILUSTRACIÓN 1. DIMENCIONAMIENTO DE LA TUBERIA DE ENTRADA HACIA LA TURBINA. SPIRAX SARCO.

Para el caso de la tubería de salida de la turbina, el vapor sale a 4 Bar:




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ILUSTRACIÓN 2. DIMENCIONAMIENTO DE TUBERÍA DE SALIDA DE VAPOR DE LA TURBINA. SPIRAX SARCO.

Las dimensiones preliminares de las tuberías de distribución de vapor se

presentan en la tabla 2:

TABLA 2. DIMENSIONES DE LAS TUBERÍAS PRINCIPALES.

Tubería Diámetro (in) Longitud Equivalente(m)

Entrada 8 53

Salida 16 58

1.3. Cálculo de los aislamientos de las tuberías.

Dimensionamiento de tuberías por presión.

A. De la caldera a la turbina.

Según el SELMEC página 34 el espesor de un aislamiento de fibra devidrio, para una tubería de 8 in es de 3 in.




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B. De la turbina a los autoc laves.

Según el SELMEC página 34 el espesor de un aislamiento de fibra de

vidrio, para una tubería de 16 in es de 31/2 in.

1.4. Cálculo de potencia de turbina en condiciones de operación:

TABLA 3.TABLA DE INTERPOLACIÓN A 600 PSIA DE OPERACIÓN.

Temperatura(°F) Entalpia (Btu/lbm)

600 1290.3

626 H1(x)= 1306.3

700 1351.8

Tabla de salida de la turbina a 60 Psia

292.69 Hg(x)= 1177.8

h1(x)=1306.3 Btu/lbm

∆h=128.5 Btu/lbm

=

128.5

Btu

lbm

×132277.4

lb

h

≈16997645.9

Btu

h ×

1kW

3412.2Btu

h ≈4981.4kW

Como la turbina tiene una eficiencia del 80% entonces se hace un trabajo de:

% = 36004981.4

∗ 100 = 72.3% Las condiciones satisfacen la demanda de energía de la turbina.

1.5. Selección de la caldera.




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Datos requeridos:

1.5.1. Consumo de vapor de la turb ina.

El consumo de vapor corresponde a:

∗ ℎ 1000

=

ℎ = 42000

/

ℎ

La turbina consume entonces aproximadamente 42T/h de vapor.

Caudal de diseño:

Consumo Turbina= 42T/h

Distancia Caldera-Turbina= 60 m

Longitud equivalente= 50m+50m*0.20 (pérdidas de accesorios)= 60m.

Capacidad de la caldera= 80T/h

Caballo Caldera (BHP preliminar)=

Factor de Evaporación= 1.13

Caballo Caldera (BHP):

1.5.2. Cálculo caballos caldera:

Flujo requerido:

25000 ℎ ∗ 1.1 ∗ 1.05 = 28 875 / ℎ Suponiendo un 10% de ampliaciones en consumo de vapor para los

autoclaves en el futuro y un 5% de pérdidas de radiación varias del sistema.

Presión requerida

Se requiere que la caldera genere

capacidad de: 79000 kg/h

Los 40 bar de la presión de

funcionamiento de la caldera

La presión de ambiente: 1 atm




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285 0.07031 1 = 20.0 / Factor de evaporación (según Selmec pag.24)

TABLA 4. FACTOR DE EVAPORACIÓN CON LA VARIACIÓN DE LA PRESIÓN. AGUA DE ALIMENTACIÓN A 60ºC.

/ Factor de evaporación15.8 1.12617.6 1.12820.0 1.130

Caballos caldera

=63 658 .474ℎ ∗ 1.13

34.51ℎ

= 2084.44

Con los datos calculados se selecciona la siguiente caldera:

TABLA 5. TIPO DE CALDERA SELECCIONADA.

Fabricante Babcock&Wilcox

Tipo Towerpack

Diseño 2 Domos

LAS ESPECIFICACIONES DE LA MISMA SE INCLUYEN EN LA

SIGUIENTE FIGURA.

TABLA 6.ESPECIFICACIONES DE LA CALDERA SELECCIONADA.




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ILUSTRACIÓN 3. ESQUEMA DE LA CALDERA.




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ILUSTRACIÓN 4.CONTINUACION ESQUEMA DE LA CALDERA.

1.6. Selección de las trampas de vapor.

En el caso de las tuberías principal se debe de estimar la cantidad de condensado que se

formaría durante la operación normal de los equipos y no en el arranque, porque se

tendería a sobredimensionar la trampa.

Pero, el condensado del arranque debe ser evacuado. Para esto se utiliza el llamado

precalentamiento del sistema, para nuestra aplicación se selecciona el llamado

Precalentamiento Supervisado debido a la longitud y diámetro de la tubería.

El precalentamiento supervisado consiste en encender la caldera y abrir totalmente las

válvulas en las piernas de recolección de condensado permitiendo que el condensado al

arranque salga por completo una vez que se ha alcanzado la temperatura de operación

de la tubería se procede a cerrar las válvulas y son las trampas de vapor las que actuaran

como purga de condensado.

Para la selección de trampas de vapor se debe de considerar:

Aplicación

Variaciones del flujo de vapor (constante)

Variaciones de la presión




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Las trampas de vapor recomendadas para el caso de vapor sobrecalentado, que es el que

se emplea en la entrada de la turbina de vapor en el proceso de generación de electricidad,

es la de tipo termodinámico.

Y para las líneas de distribución según el manual de SpiraxSarco las de balde invertido de

pueden emplear.

ILUSTRACIÓN 5. ESQUEMA GENERAL DE SISTEMA DE GENERACIÓN ELÉCTRICA




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1.6.1. Tipo de trampa.

Seleccionar el tipo de trampa para la aplicación de la turbina de vapor:

El tipo ideal para esta aplicación sería la trampa tipo bimetálico

Según Armstrong (2012), el vapor sobrecalentado puede perder calor sin

condensación, mientras que el vapor saturado no puede. Por lo tanto, el vapor

sobrecalentado puede ser transportado a través de líneas de vapor muy largas sin

perder calor suficiente para condensar. Esto permite que el suministro de vapor sea

seco a lo largo de todo el sistema de vapor.

Además, Debido a que el vapor sobrecalentado puede perder tan poco calor

antes de que vuelva a convertirse en vapor saturado, no es un buen medio de

transferencia térmica. Algunos procesos, tales como plantas de energía, requieren

un calor seco con el fin de hacer el trabajo. Cualquiera que sea el tipo de unidad de

potencia, el recalentamiento ayuda a reducir la cantidad de condensación de

arranque en frío. El recalentamiento también aumenta la salida de potencia al

retrasar la condensación durante las etapas de expansión en el equipo. Tener una

secadora de vapor en el extremo de escape aumentará la vida de álabes de turbina.

El condensado debe ser eliminado, ya que se forma en cualquier sistema de

vapor y el fin es mantener una alta eficiencia y minimizar el golpe de ariete

perjudicial y la erosión.

La trampa Bimetálica es una buena opción para aplicaciones de vapor

sobrecalentado. Una trampa bimetálico está configurado para no abrir hasta que el

condensado se enfría a una temperatura por debajo de la saturación. Para la

presión existente, permanecerá cerrada siempre vapor de cualquier temperatura es

en la trampa. A medida que la temperatura del vapor se eleva, el tirón del elemento

bimetálico se hace mayor, proporcionando una mayor fuerza de cierre hermético

en la válvula. Además, el vapor sobrecalentado tiende a sellar la válvula mejor. La

trampa bimetálica también tiene la capacidad de manejar grandes cargas de puesta

en marcha. Por estas razones, esta trampa es una buena elección para

recalentamiento. La trampa seleccionada para la tubería de distribución principal es

del modelo Spirax Sarco SM43.




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En la segunda de los casos se selecciona una termodinámica.

ILUSTRACIÓN 6.SELECCIÓN DE TRAMPAS DE VAPOR PARA TURBINA, COMO SEGUNDAA OPCION.

1.6.2. Cantidad de trampas

De acuerdo al criterio de que se debe colocar 1 trampa por cada 100 pies

tendrían que colocarse dos trampas para el trayecto de tubería de esta aplicación.

1.6.3. Cálculo de carga de caudal.

Empleando la fórmula siguiente:

= ∗∗()∗ You created this PDF from an application that is not licensed to print to novaPDF printer (http://www.novapdf.com)



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C: carga de condensado (Kg/h)

A: área exterior de la tubería

U: Perdida de calor (kJ/h•m2•°C)

t1: temperatura del vapor

t2: temperatura ambiental

E: 1-Eficiencia del aislamiento

H: Calor latente del vapor.

ILUSTRACIÓN 7. CÁLCULO DEL CONDESADO PARA TUBERÍAS CON VAPOR SOBRECALENTADO.

Empleando la fórmula siguiente:

ILUSTRACIÓN 8. ESTIMACION DE CARGA DE CONDENSADO.




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= ∗∗()∗ C: carga de condensado (Kg/h)

A: área exterior de la tubería

U: Perdida de calor (kJ/h•m2•°C)

t1: temperatura del vapor

t2: temperatura ambiental

E: 1-Eficiencia del aislamiento

H: Calor latente del vapor

O también




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ILUSTRACIÓN 9.CÁLCULO DE CONDENSADO

TABLA 7. TABLAS DE VAPOR




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TABLA 8. DIMENCIONES DE TUBERÍAS SCH80




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TABLA 9.CARGA DE CONDENSADOS DE TUBERÍA AISLADA POR CADA 100 FT A 70ºF DE TEMPERATURAAMBIENTE. EN LB/H.

Cálculo de la carga de condensado a partir de la tabla 6.

a) Condensado debido a pérdidas por radiación:

Para una tubería de 8”, se toma la de 600psig la carga es de 103

lb/(h*100ft de tubería). Como la tubería es de 55m es decir 180ft.

Por lo tanto la carga de condensado sería alrededor de 185.4 lb/h

(84.27 kg/h) (SELMEC; pág. 235).




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b) Criterio 2 trampas por cada 100ft de tubería entonces usar 4 en

esta aplicación. Pero como son sólo 184 pies se colocará tres

trampa.

c) Selección de la trampa.

Factor de seguridad para trampa termodinámica: 3 al final de tubería

Carga de condensado de selección: 3*185.4lb/h = 556.2lb/h

(253kg/h)

Modelo de trampa seleccionada:

d) Diámetro de pierna colectora.

ILUSTRACIÓN 10. GRÁFICO DE PÉRDIDA DE CALOR.




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Para el caso de la aplicación en Palma Tica se tienen los siguientes

datos de entrada para el cálculo del carga de condensado.

A: (7.62in) π (1m/39.37in)X42m = 25.5 m2

U: 90 kJ/h•m2•°C

t1: 330°C

t2: 30°C

E: 0.25

H: 1712.94 kJ/Kg

= 25.5 ∗ 90 ∗ (330 − 30) ∗ 0.251712.94

= 100.5 / ℎ

Con los datos anteriores y aplicando la ecuación para la carga de

condensado se obtiene:

C=100.5 kg/h de condensado*FS

Con un FS de 3 debido al tipo de trampa se tiene que la cantidad de

condensado es de:

C=301.5 kg/h entonces una trampa por cada 100.5 kg/h.

1.6.4. Presión diferencial para la trampa de la tubería

principal.

La presión diferencial que existe entre la tubería principal y la

tubería de traslado de condensado sería de 1 barg, ya que, la tubería

de condensado se encuentra venteada, con este dato se puede

seleccionar la siguiente trampa de vapor.




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ILUSTRACIÓN 11. CAPACIDADES TRAMPA DE SM25 DE SPIRAX SARCO.




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1.6.5. Selección de trampa para la línea de salida de la

turbina

La línea de salida de la turbina es la que corresponde al llamado

“vapor muerto” esta línea trasiega el vapor eliminado por la turbina,

tiene una menor temperatura y por supuesto una menor presión que

el caso de Palma Tica es de aproximadamente 4 barg, de acuerdo a

los datos técnicos de la turbina y los requerimientos de los autoclaves.

El proceso que se realiza en Palma Tica incluye varias etapas, sin

embargo, la etapa inicial es la que se encuentra en los denomina tres

Autoclaves que son los esterilizadores.

El fin de los autoclaves es inactivar las enzimas que causan el

desdoblamiento del aceite y en consecuencia el incremento del

porcentaje de ácidos grasos libres.

2- Acelerar el proceso de ablandamiento de la unión de los frutos

con su soporte natural (raquis o tuza).

3- Disminuir la resistencia de los tejidos de la pulpa para lograr elfácil rompimiento de las celdas de aceite durante los procesos de

digestión y prensado.

4- Deshidratar parcialmente las almendras contenida en la nuez,

para facilitar su recuperación posterior.

El proceso de esterilización se lleva a cabo, generalmente

sometiendo los racimos de fruto fresco de palma a la acción de vapor

de agua en recipientes cilíndricos horizontales (autoclaves), en donde

los factores principales son el tiempo de cocción y la temperatura,

dependiendo del tamaño de los racimos y del grado de madurez del

racimo.




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Empleando un factor de seguridad de 2 se condensa a la salida de

la turbina unos 3.8 kg/h.

TABLA 10.SELECCIÓN DE TRAMPAS DE VAPOR SPIRAX SARCO POR APLICACIÓN.

De los catálogos de SpiraxSarco se puede seleccionar la de

balde invertido, se selecciona la de balde invertido, que da un

trasiego de condensado de 3.8 kg/h con una presión diferencial de

4 barg (40 psig).




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ILUSTRACIÓN 13. CAPACIDADES PARA LAS TRAMPAS FT14 DE SPIRAX SARCO.

1.6.6. Selección de trampas de vapor para autoclaves.

Por medio, de la tabla de selección de trampas de vapor del

fabricante Spirax Sarco se determina que para la aplicación se

requiere una trampa de tipo flotador y termostato, como se muestra

en la figura siguiente.




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TABLA 11.SELECCIÓN DE TRAMPA PARA UN EVAPORADOR.

La presión diferencial bajo la cual operara esta trampa será de 14.7

psig que es alrededor de 1barg. La carga de condensado es un factor

desconocido pero se estima que sobrepasa los 1000kg/h por lo tanto

para un factor de seguridad de 2.5 de la trampa se tiene una carga de

condensado de 2500kg/h de esta manera se selección la trampa

FT14-DN40 de 1 1/2”. La selección se muestra a continuación.

ILUSTRACIÓN 14.CAPACIDADES PARA LAS TRAMPAS FT14 DE SPIRAX SARCO.




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Para los autoclaves siguientes se seleccionan trampas del mismo

tipo, pero modificando la carga de condensado y la presión diferencial

de operación, siempre en la familia FT14 de Spirax Sarco.

1.6.7. Dimensionamiento de las piernas de condensado.

En el dimensionamiento de las piernas de condensado, se empleó

el manual de Armstrong “Guía para la conservación de vapor en el

drenado de condensado”, que se incluye con la versión digital de este

informe.

Utilizando la tabla de la página 20, que se muestra a continuación,

se obtienen las siguientes dimensiones para las piernas decondensado del sistema.

TABLA 12.DIMENSIONES RECOMENDADAS PARA LAS PIERNAS COLECTORAS EN TUBERÍAS PRINCIPALES YRAMALES.

TABLA13. DIMENSIONES DE LAS PIERNAS DE CONDENSADO DEL SISTEMA.

Tubería Diámetro (pulg) Longitud(mm)

Entrada dela turbina

4 300

Salida de la

turbina

10 685




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1.6.8. Selección de válvulas de seguridad.

Para el sistema en diseño y en concordancia con lo estipulado en

el código de calderas, se seleccionaron las válvulas de seguridad que

salvaguardan tanto la integridad de la caldera como la integridad de

los usuarios del sistema de vapor. A partir de los datos de operación

del sistema (ver tabla 11) se calcularon los parámetros de selección

de las válvulas de seguridad.

TABLA14. PARÁMETROS DE SELECCIÓN DE VÁLVULAS DE SEGURIDAD.

Parámetro Valor

Presión Normal de Operación 588 psig

Presión Máxima de Trabajo 676.2 psig

Presión de Seteo de Válvulas

46.6 barg

Presión operación 20.286 psi

Presion reset 696.48 psi

Flujo Másico

78900 kg/h

35864 lb/h

A partir de los valores establecidos se consultaron los catálogos de

VSGB para válvulas de seguridad. Las figuras siguientes muestran la

selección y dimensiones de las válvulas modelo VSGB ANSI 300. Las

válvulas a instalar en el sistema son VSGB serie J.




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TABLA15. SELECCIÓN DE VÁLVULA DE SEGURIDAD SVGB PARA SISTEMAS DE VAPOR. YDIMENCIONAMIENTO




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1.6.9. Dimensionamiento del sistema de retorno de condensado.

El sistema de retorno consiste en tuberías que se utilizan para recolectar

el condensado generado en el sistema de vapor, generalmente por las trampas

de vapor. Además, en las líneas de condensado se producen normalmente una

cierta revalorización del condensado, conocido como vapor flash, circulando una

mezcla de liquido y vapor, de esta manera se selecciona tuberías para recolectar

ese condensado generado.

1.6.9.1. Etapas para seleccionar la tubería de condensado

Paso 1: Calcular la cantidad total de condensado que la línea debe

vehicular, como la suma del condensado que se produce cada uno de losequipos conectados a la línea.

Paso 2: Calcular el porcentaje de vapor flash. Debe conocerse la presión

del vapor en los purgantes y la presión que se desea tener en la línea de

condensado (presión es cero por ser venteada). Con esos dos datos la tabla

siguiente se da directamente el porcentaje de condensado que se convierte en

vapor flash. Pero como la presión primaria no es la misma en todos los purgantes

este cálculo se debe hacer por separado para cada uno de ellos.

TABLA16. PORCENTAJE DE VAPOR FLASH.




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El porcentaje que corresponde es de 13,80% de vapor flash.

Paso 3: Se calcula la cantidad de vapor flash que circula por la línea de

condensado, aplicando el porcentaje calculado en el paso anterior a la cantidad

total de condensado producido.

Paso 4: Se dimensiona la tubería como si por ella solamente circula el vapor,

empleando la grafica siguiente. Los datos necesarios para ello son el caudal de

vapor flash, presión de la línea de condensado (cero por encontrarse el tanque

a presión atmosférica).

ILUSTRACIÓN 15.NOMOGRAMA PARA DIMENSIONAMIENTO DE TUBERÍA DE RETORNO DE CONDENSADO.




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Q2= 1.9 kg/h= 4.18 lb/h

Con este dato, entro a la tabla siguiente, siguiendo la línea de color

morado. Por lo tanto, la tubería de condensado debe de tener un diámetro de

, SCH 40 para vapor de baja y 2 in tubería de alta SH40.

ILUSTRACIÓN 16 .DIMENSIONAMIENTO DE TUBERÍA DE CONDENSADO DE ALTA PRESIÓN.

ILUSTRACIÓN 17.DIÁMETRO DE LA TUBERÍA DE CONDENSADO, ALTA PRESIÓN.




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TABLA 18. DIAMETRO DE TUBERÍA DE RETORNO DE CONDENSADO.

Cantidad de vapor flash

(lb/h)

Diámetro de tubería

(pulg)

100.5 ALTA 2

4.18 BAJA 1/2

1.6.10. Selección de aislamiento de tubería.

1.6.10.1. Tubería entrada a la turbina.

Para el tramo de entrada y como el de salida se procederá a calcular la

perdida de energía para una tubería de vapor aislada y sin aislar. Se utilizó fibra

de vidrio como aislante en ambas tuberías.

ECUACIÓN 1. PERDIDA DE ENERGÍA SIN AISLAR.

Q=Tsat-Ta

r2*In 211 + 1

Tsat: Temperatura de operación de la caldera.

Ta: Temperatura ambiente.

r2: Radio exterior del aislante.

r1: Radio interno del aislante.

R1: Conductividad térmica contra temperatura media para aislante de fibra de vidrio para

tubería. Ver gráfico.




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ILUSTRACIÓN 18 .REPRESENTACIÓN DE RADIOS INTERNO Y EXTERNO.

ILUSTRACIÓN 23. GRAFICO DE CONDUCTIVIDAD TÉRMICA DEL AISLANTE.

f: Coeficiente de conductividad de película de aire – f. ver la siguiente tabla.

TABLA19. TABLA PARA EL COEFICIENTE DE CONDUCTIVIDAD.

TABLA 20. TABLA RESUMEN.

Longitud equivalente (Leq) 56 m

Diámetro tubería Ø 8pulg

Tsat 490°F

Temperatura ambiente (Ta) 75,7°F

Radio exterior del aislante (r2) 6,81pulg

Radio interno del aislante (r1) 4,31pulg

Coeficiente de conductividad de película de aire – f 1.65 Btu/pie2°F

R1 0,39 pulg




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Grosor recomendado de aislante 2 ½ pulg

Nota: Espesor recomendado para aislamiento de fibra de vidrio. Ver la siguiente tabla.

TABLA 21. ESPESOR RECOMENDADO DE AISLANTE.

Cálculos




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Q=490-75,74

6,81*In 6,814,31

0,33

+ 11,65

= 41.24ℎ

Energía perdida por año.

= ∗ ∗ ∗ 6480 ℎñ ∗ 110 = ∗ 2 ∗ 2 ∗ 1

12= ∗ 2 ∗ 6,81 ∗ 1

12= 3.57

= 41,24 ℎ ∗ 3,57 ∗ 183,7 ∗ 6336 ℎ ñ ∗

1

10 = 171.4 / ñ

A= Área superficial externa con aislante

r1=Ø exterior del tubo= 4,31pulg

r2 = Ø exterior del tubo + grosor del aislamiento=3,81 pulg

1.6.10.2. Perdidas de energía sin aislamiento.

= ∆ = 3,5 ℎ° ∗ 2,2567 ∗ (490 − 75,74)° = 3272.01ℎ

= ∗ 2 ∗ 1 ∗ 112

= 2,2567

E= Energía perdida por cada 4 meses.

Q= Energía perdida.

A= Área superficie externa, sin aislar (ft2 lineal)

ΔT= Diferencia de temperatura de Tsat y Ta

A= Área superficial externa sin aislante

U= Coeficiente de transferencia de calor, este coeficiente se toma de la siguiente tabla.

TABLA 22. PERDIDAS DE CALOR EN TUBERÍAS DE ACERO DESNUDAS Y EN SUPERFICIES PLANAS




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Nota: Diferencia de temperatura °F entre superficies de tubería y la temperatura ambiente

Se calcula la pérdida de energía para cada año ya que es el tiempo de

trabajo de la planta.

= 3272.01ℎ ∗ 183,7 ∗ 6336 ℎñ ∗ 1

10 = 3808.4 ñ 1.6.10.3. Pérdidas de energía con aislamiento

PARA EL TRAMO SALIDA DE LA TURBINA.

Utilizando fibra de vidrio para tubería como aislante.




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Q=Tsat-Ta

r2*In 211 + 1

TABLA23.TABLA RESUMEN.

Longitud equivalente (Leq) 15m

Diámetro tubería Ø 16pulg

Tsat 292°F

Temperatura ambiente (Ta) 76°F

Radio exterior del aislante (r2) 11,425pulg

Radio interno del aislante (r1) 8pulg

Coeficiente de conductividad de película de aire – f 1.65 Btu/pie2°F

R1 0,39pulg

Grosor recomendado 3,5pulg

Cálculo

Q=

292/ 490-76

10,5*In 10,58 0,33

+ 11,65

= 23.33/ 44,72 ℎ Energía perdida por año.

= ∗ ∗ ∗ 6336 ∗ ℎñ ∗ 110 = ∗ 2 ∗ 2 ∗ 1

12= ∗ 2 ∗ 10,5 ∗ 1

12= 5,5

= 23,33 ℎ ∗ 5,5 ∗ 49.21 ∗ 6336 ℎ/ ñ ∗ 110 = 40/ ñ

A= Área superficial externa con aislante

r1=Ø exterior/2 del tubo= 8 in

r2 = Ø exterior/2 del tubo + grosor del aislamiento=10.5in

PÉRDIDAS DE ENERGÍA SIN AISLAMIENTO.




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= ∆ = ∗ 2 ∗ 1 ∗ 1

12= 4,19

= 3,5 ℎ° ∗ 4,19 ∗ (490 − 75,74)° = 6075.12ℎ Q= Energía perdida.

A= Área superficial externa sin aislante

U= Coeficiente de transferencia de calor

A= Área superficie externa, sin aislar (ft2 lineal).

ΔT= Diferencia de temperatura de Tsat y Ta

E= Energía perdida por año.

Igual que anteriormente se calcula las pérdidas de energía para cada año.

= 6075.12ℎ ∗ 49.21 ∗ 6336 ℎñ ∗ 1

10 = 1894.2/ ñ

1.6.11. Chimenea.

Velocidad Salida: Debe de ser 2 veces la velocidad del viento, y este

dato es de 1,44 km/h. Se necesita en pie/min.

1,44ℎ ∗ 1000 ∗ 3,2808 ∗ 1ℎ60 = 78.74

Diámetro:

Con la razón de flujo de salida de la chimenea es de 19,5 toneladas

por hora, pasándolo a pie cúbico por min se obtiene 474,67 pie cubico

por minuto.

(2.1) = 1,128 474.67 / 78.74

= 6,8

Para el tiro se necesita el dato de la temperatura promedio de lachimenea en Ranking, siendo este dato de 605 ºR, también la presión




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41/56

3. Con este consumo se puede calcular la tubería a utilizar en

sistema de suministro conociendo las medidas a partir del croquis

de las distancias entre los elementos; para ello se utiliza el

programa Syzer de la empresa Bell & Gosset:

ILUSTRACIÓN 24. PROGRAMA UTILIZADO PARA EL CÁLCULO DE LOS DATOS DE TUBERÍA.

TABLA 24: DATOS OBTENIDOS PARA LA TUBERÍA DE ALIMENTACIÓN.




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TramoDistancia

(m)

Diámetro

(pulg)

Pérdidas

(ft/100ft)

Velocidad

(m/s)

Hacia Suavizador 65 3 3,25 5,56

Suavizador-

Tanque15 3 3,25 5,56

Tanque-

Desaireador50 3 3,25 5,56

Desaireador -

Bombas10 3 3,25 5,56

Hacia la Caldera 30 4 0,78 2,54




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Nota: El material de las tuberías es de acero como lo específica el código de

caldera.

4. Teniendo el consumo de agua de la caldera se puede calcular el

consumo de diseño siendo este entre 1,5 y 2 el consumo

calculado.

404 ∗ 1,5 ≅ 606 ECUACIÓN 3: CONSUMO DE AGUA PARA DISEÑO.

5. Ya habiendo obtenido el consumo para la selección de la bomba

se procede a calcular el cabezal aproximado a vencer, utilizando

la primera ley de la termodinámica para fluidos incompresibles:

ℎ = − ∗ + ( − ) + ECUACIÓN 4: PRIMERA LEY DE LA TERMODINÁMICA PARA LÍQUIDOS INCOMPRESIBLES.

Donde:

ℎ = = ó

= ó =

= ( − ) = .

= é í.




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Para obtener la presión dentro de la caldera partimos de los datos de

placa que nos dice que la caldera trabaja a una presión máxima de 588 psig,

este dato debe de ser en kPa, por consiguiente:

588 ∗ 6,8948 1 = 4054 ECUACIÓN 5: CONVERSIÓN DE PRESIÓN EN PSIG A KPA.

Luego se recomienda de agregar un factor de seguridad de 1/6 sobre la

presión mayor en la caldera.

4054 ∗ 76 = 4730 ECUACIÓN 6: PRESIÓN EN LA CALDERA MÁS FACTOR DE SEGURIDAD.

Y a continuación obtenemos la presión del tanque, sabiendo la ubicación

de la empresa y su cercanía con el mar se utiliza la presión atmosférica de 101

325 Pascales.

Además de los datos obtenidos en las tuberías se obtiene las pérdidas

obtenidas, de un valor de 110 m, este dato en metros y una diferencia de

altura de 2 metros nos permite obtener todos los valores de la ecuación.

Sustituyendo los valores en la fórmula se obtiene:

ℎ = 4730 000 − 101 3251000 ∗ 9,81 +2+110 ≅ 585

En conclusión se tiene un consumo de agua de 404 GPM y un cabezal a

vencer de 585 metros para seleccionar la bomba.




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ILUSTRACIÓN 25. DATOS TÉCNICOS DE LA SELECCIÓN DE LA BOMBA.

Como se observa en la figura, el catálogo utilizado cumple con los

requerimientos de caudal, de cabezal entregado y temperatura del agua, por lo

tanto se prosigue a seleccionar la bomba utilizando el diagrama que el

fabricante facilita.

ILUSTRACIÓN 26. SELECCIÓN DE LA BOMBA.




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Como se observa en la figura anterior, al unir las líneas de los

requerimientos de la bomba, obtenemos la bomba Goulds model 3311 2.5x4-8.

Se selecciona 2 bombas iguales como lo pide el código de calderas.

TABLA 25: ALGUNOS DATOS DE LA BOMBA SELECCIONADA.

Frecuencia

(Hz)RPM

Diámetro Entrada

(pulg)

Diámetro Salida

(pulg)

60 3550 3 4

Selección del suavizador

El procedimiento para seleccionar un suavizador adecuado para la alimentación del

agua a la caldera, muchas consideraciones deben de ser revisadas. De entrada

y es básico obtener un análisis del agua y la información pertinente sobre la

recuperación de vapor en condensados. Cada una de estas áreas deberá de ser

calculada antes de comenzar el proceso de selección del suavizador.

El primer paso se obtiene a partir del valor calculado anteriormente del

suministro de agua que necesita la caldera, pero este dato se necesita en

Galones por hora.

404 ∗ 60 1 ℎ = 24240

ECUACIÓN 7: SUMINISTRO DE AGUA EN GALONES POR HORA.

Luego este dato se pasa a galones por día, teniendo en cuenta que la

caldera funciona por 16 horas diarias:

24240 ∗ 24 = 581760 ECUACIÓN 8: GALONES DIARIOS DE AGUA DE RETORNO.

El siguiente paso es obtener la dureza del agua, lo más recomendable

es realizar un estudio en el lugar de la empresa del agua que se obtiene, pero

como no se tiene esta posibilidad se usará los datos obtenidos de un estudio

realizado en la zona sobre las características del agua.




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ILUSTRACIÓN 27. DATOS OBTENIDOS DE UN ESTUDIO REALIZADO POR LA REVISTA GEOLÓGICA DE

AMÉRICA CENTRAL EN LA ZONA DEL ACUÍFERO ALUVIAL NARANJITO EN QUEPOS, PUNTARENAS. EN EL

AÑO 2010.

Y promediando todos los datos obtenidos de diferentes pozos y ríos del

lugar se obtiene un dato de dureza de 69 ppm, este dato se necesite en granos

por galón (GPG), siendo la conversión igual a 1GPG = 17,1 ppm, obteniendo el

siguiente resultado:

69∗ 117,1 = 4

ECUACIÓN 9: GRANOS POR GALÓN EN EL AGUA.




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Ahora se determina los granos a remover por día:

4 ∗ 581760 = 2327040 í ECUACIÓN 10: CANTIDAD DE GRANOS POR DÍA A REMOVER.

A este dato de la cantidad de granos por día a remover se recomienda

agregar un factor de seguridad de 15%,

2327040∗ 1,15 = 2676096 í. ECUACIÓN 11: GRANOS POR DÍA PARA SELECCIÓN DEL SUAVIZADOR.

Los tres niveles convencionales para suavizadores son:

30,000 granos por pie3 de resina (regenerando con 15 libras de sal por pie3 de

resina)

25,000 granos por pie3 de resina (regenerando con 10 libras de sal por pie3 de

resina)

20,000 granos por pie3 de resina (regenerando con 5 libras de sal por pie3

de resina)

Se selecciona la tercera opción porque es la que produce menor consumo de

sal diaria, siendo esto un gran ahorro para la empresa y la diferencia de

espacio utilizado no es tan significativa, y se calcula el espacio a ocupar por el

suavizador:

2676096í ÷ 20000 = 133.80 .

ECUACIÓN 12: E SPACIO OCUPADO POR EL SUAVIZADOR EN PIE3.

Este sería el suavizador seleccionado, en unidades del sistema internacional

(S.I.) ocuparía un espacio de 3.8 . Para el cálculo del tanque de almacenamiento:

El cálculo del tanque de almacenamiento se realiza a partir de la cantidad de

evaporación en 20 minutos:

404 ∗ 20 = 8080




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ECUACIÓN 13: EVAPORACIÓN DE VAPOR EN 20 MIN.

El tanque nunca deberá de estar sin agua por lo tanto se procede a dividir entre

0,7.

8080 0,7 = 11543 ECUACIÓN 14: CAPACIDAD DEL TANQUE DE ALMACENAMIENTO.

Este valor en unidades del sistema internacional sería de 43.69 . Selección del desaireador:

Para la selección del desaireador se toma el dato de capacidad de evaporación

de la caldera y se pasa a lb/h:

79800ℎ ∗ 10,4536 = 175926ℎ

ECUACIÓN 15: CAPACIDAD EVAPORACIÓN DE LA CALDERA EN LB/H.

Luego se busc a en el catálogo el desaireador que cumpla con el

requerimiento:

TABLA 26: DATOS PARA SELECCIÓN DEL DESAIREADOR TOMADOS A PARTIR DEL CATÁLOGO DE

CLEAVER BOOKS.

A partir del catálogo vemos que el modelo más conveniente es el SM-

280, que entrega 176000 lb/h; y una capacidad de 560 GPM, satisfaciendo los

404 GPM calculados a partir de la capacidad de la caldera.




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ILUSTRACIÓN 28: MEDIDAS DEL DESAIREADOR SELECCIONADO.




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Selección de válvulas.

El código de calderas menciona en su artículo 27 de los sistemas de

alimentación de agua, que la tubería de alimentación debe de tener una válvula

de cierre y una de retención entre la válvula de cierre y la caldera, se decidió

seguir el método utilizado en el anexo A del diagrama de tubería e

instrumentación pid de la sala de caldera.

Se seleccionan válvulas de cierre a partir del catálogo de Spirax Sarco,

modelo BSA3T (acero fundido), según el diámetro de la tubería requerido.

ILUSTRACIÓN 29: MANUAL PARA LA SELECCIÓN DE LA VÁLVULA DE CIERRE.




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Se seleccionan válvulas de retención a partir del catálogo de Sure Flow

Equipment Inc, de acero y del diámetro de tubería requerido.

ILUSTRACIÓN 30: MANUAL PARA LA SELECCIÓN DE LA VÁLVULA DE RETENCIÓN.




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1.6.13. Juntas de expansión y soporte de tuberías.

Juntas de expansión

Como es sabido los metales sufren de expansión o retracción volumétricasegún los cambios de temperatura a los cuales sean sometidos, en el caso de

calentar un metal este se expande volumétricamente pero principalmente lo hace

longitudinalmente, este detalle debe ser tomado en cuenta cuando se diseñan

distribuciones de tuberías de transporte de vapor ya que de lo contrario pueden

ocasionarse colapsos en las uniones de tuberías y soporte de las mismas.

La expansión de la tubería es una función de la longitud de esta, es decir,

entre mayor sea la longitud de la tubería mucho mayor será la expansión que

esta sufrirá, por esta razón y para mitigar este efecto se realizaran las siguientes

acciones.

Primero que todo se calculará la expansión total por tramo de tubería de

acuerdo a la siguiente tabla.

TABLA 27. DILATACIÓN DE TUBERÍA (MM/10M).




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Para la tubería de acero se tiene un promedio de dilatación de

aproximadamente 14.97mm/10m@140°C y de 40.56mm/10m@330°C con estos

datos se estima entonces que para las tuberías de entrada a la turbina y la

tubería de salida de la turbina la expansión total seria como se muestra en la

siguiente tabla.

TABLA 28. DILATACIÓN TOTAL DE LAS TUBERÍAS PRINCIPALES DEL SISTEMA.

Tramo Longitud (m) Dilatación (mm)

Entrada a la turbina 56 227.14

Salida de la turbina 10 14.97

Se selecciona el sistema de expansión por medio de fuelle como el que

se muestra en la figura.

ILUSTRACIÓN 19 . JUNTA DE EXPANSIÓN TIPO FUELLE.

Soportes

La selección del tipo y la cantidad de soportes que se utilizarán se realizó

por medio del catálogo de Dinatecnica “Juntas de Expansión y Amortiguaciones

Metálicas” incluida en la versión digital de este informe.

Primero se selecciona el soporte que será de tipo patín con abrazadera,

como el mostrado en la ilustración 24.




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56/56

De acuerdo a la tabla para la tubería de entrada a la turbina se tienen

distancias de 0.88m entre junta de expansión o punto fijo y el primer soporte, 3m

entre el segundo soporte y el tercero, 11m para los soportes restantes. De igual

manera se interpreta para la tubería de salida de la turbina.

diseño del sistema de vapor

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