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Planta Termoeléctrica Tula

UNIVERSIDAD AUTONOMA METROPOLITANAUNIDAD IZTAPALAPA

DIVISION DE CIENCIAS BASICAS E INGENIERIA

DEPARTAMENTO DE INGENIERIA DE PROCESOS EHIDRAULICA

SEMINARIO DE PROYECTO I Y IIANALISIS TERMODINAMICO DE LA

PLANTA TERMOELECTRICA: TULA

Que Para Obtener el Título deLICENCIADO EN INGENIERIA EN ENERGIA

Presenta:OLIVARES SALGUERO LUIS

No. Cuenta: 89229125

Asesor: RAUL LUGO LEYTE

Diciembre de 2002


Av. San Rafael Atlixco #186 Col Vicentina C. P. 09340 Delg Iztapalapa México D. F. Tel . 580 44 866

INDICE

CAPITULO 1

1.1 Introducción 11.2 Objetivos 11.3 Localización 11.4 Generalidades 1

CAPITULO 2

2.1 Descripción de una de una central generadora de potencia 2 2.2 Calderas y generadores de vapor 2 2.2.1 Clasificación de las calderas 2 2.2.1.1 Calderas pirotubolares 2 2.2.1.2. Calderas Acuotubulares 3 2.2.1.3. Calderas de vapor con circulación forzada 5 2.2.2. Generadores de vapor para centrales térmicas 5

2.2.2.2.Tendencias en la construcción de los generadores de vapor 5 2.2.3 Comportamiento térmico de las calderas 6 2.2.4 Equipos auxiliares de las calderas de vapor 2.2.4.1. Calentadores de aire 7 2.2.4.2. Recalentadores 7

2.2.4.2.1 Atemperadores 8 2.3 Turbina de Acción 9 2.3.1 Presión crítica en las toberas 10 2.3.2 Escalonamientos de las turbinas de vapor 10 2.4. Condensadores de vapor 13 2.4.1 Tipos de condensadores 14 2.4.1.1. Condensadores de superficie 14 2.4.2. Bombas de vacío 16 2.4.3. Agua de circulación requerida en los

condensadores de superficie 17 2.5 Calentamiento del agua de alimentación 17 2.5.1. Clasificación de los condensadores

de agua de alimentación 18 2.5.1.1. Calentadores de agua de alimentación de tipo abierto 19 2.5.1.2. Calentadores cerrados o de superficie 19 2.5.2 Transmisión de calor en los calentadores 21 2.5.3. Desaireadores 21

CAPITULO 33. Centrales térmicas con ciclos de vapor 22 3.1 Ciclo Rankine 22 3.2 Ciclo Rankine ideal 25


3.3 Principales irreversibilidaddes y pérdidas 28CAPITULO 4

BALANCES DE MATERIA Y ENERGIA DE LA PLANTA TERMOELECTRICA TULA

4. Planta termoeléctrica Tula 30 4.1 Consideraciones 30 4.2 La extracciones 33 4.3. Los estados para el balance de materia y energía 35 4.4. Balances de materia y energía 54

CAPITULO 5

5.1 Conclusiones 605.2 Nomenclatura 615.3. Bibliografía 62


CAPITULO 1

INTRODUCCION Y OBJETTIVOS


11 INTRODUCCION

Es conocida la importancia que tiene la producción de electricidad en nuestro entornomundial, ya que nuestra sociedad cada vez más tecnificada requerirá de mayor capacidadde producción o de desarrollar y mantener sistemas de alto rendimiento energético,donde la competibidad se observa la tendencia a mejorar la eficiencia de los ciclos, enaras de tener un menor impacto ecológico, otro factor es el económico al tener unaescalada de precios de los combustibles, el análisis termodinámico nos guía a encontrarlas áreas donde el ciclo termodinámico es factible de eficientarse.

1.1 Objetivos

El presente trabajo tiene como objetivos: 1) proporcionar una descripción de los equiposempleados en las plantas termoeléctricas; 2) hacer idealizaciones de los ciclos depotencia y teniendo en cuenta las leyes termodinámicas aplicarlas para realizar un modelotérmico de la Planta Termoeléctrica Tula, para poder establecer sus parámetros deoperación; 3) observar los parámetros de operación de la Planta Termoeléctrica Tula a100% de carga.

1.2 Localización

La Central Termoeléctrica Francisco Pérez Ríos (Tula) se localiza a 96 km al noroeste dela Ciudad de México y a 8 km al sur de la Cuidad de Tula , Hidalgo, sobre una supeficiede hectáreas a una altitud de 2100 m, sobre el nivel del mar. El sitio colinda con laRefinería Miguel Hidalgo de Petróleos Mexicanos, de la que se surte de combustóleo ygas natural. La central Termoeléctrica Pérez Ríos (Tula) es una de las principales fuentesde generación de energía eléctrica del Sistema Eléctrico Nacional. Forma parte delsistema Interconectado Nacional integrándose a éste, con las líneas de transmisión de400 kV, Tula, Salamanca, Tula Poza-Rica, Tula Texcoco y Tula Victoria Nopala.Además a la red de 230 kV que sirve al área metropolitana con las líneas a éste voltaje,Tula Apasco y Tula Querétaro.

1.3 Generalidades

La Central cuenta con 4 grupos generadores, de 300000 kW, cada uno haciendo un totalde 1200 MW de capacidad instalada y efectiva. Aporta al Sistema Eléctrico Nacional unpromedio de 10500 millones de kWh anuales, suficiente para abastecer de energíaeléctrica a una población de 11.5 millones de habitantes aproximadamente. Losgeneradores d vapor son del tipo de hogar presurizado. Pueden utilizar indistintamentecombustóleo o gas natural para producir a un ritmo agregado de 3636 ton / h. A plenacarga el consumo diario es de 41500 barriles de combustóleo o 7500000 metros cúbicosde gas. Obtiene agua para el circuito de enfriamiento de una Planta de tratamiento deaguas negras que proviene de la Ciudad de México y de 15 pozos. El circuito deenfriamiento es cerrado con sistema de Torre de enfriamiento tipo húmedo. Las Turbinasson de tipo de reacción y los generadores son enfriados con hidrógeno.


CAPITULO 2

DESCRIPCION DE ALGUNOS DISPOSITIVOS EMPLEADOS EN UNA PLANTA TERMOELECTRICA


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2.DESCRIPCION DE ALGUNOS DISPOSITIVOS EMPLEADOS EN UNA PLANTA TERMOELECTRICA

2.1 DESCRIPCION DE UNA CENTRAL GENERADORA DE POTENCIA Las centrales generadoras de electricidad son variaciones de los ciclos de potencia de vapor en los que el agua es el fluido de trabajo. En la figura 1 se muestran esquemáticamente los componentes básicos de una central térmica de vapor simplificada. La planta global puede descomponerse en cuatro subsistemas principales identificados por las letras A, B, C y D en el esquema. El objetivo de los siguientes capítulos es estudiar el subsistema A, este subsistema consta de un generador de vapor donde se produce el vapor que entra a una turbina, el vapor se expande y hace girar el eje de la turbina el cual esta conectado al eje de un generador eléctrico teniendo como efecto la producción de energía eléctrica. El vapor que sale de la turbina es llevado al estado de saturación en un condensador en un condensador, después de salir del condensador el líquido entra a una bomba la cual eleva la presión del líquido hasta la presión del generador de vapor y se completa el ciclo. La función del subsistema B, que consta de parte del generador de vapor y de la chimenea, es proporcionar la energía necesaria para vaporizar el agua que pasa a través de la caldera. Lo cual se consigue mediante la transferencia de calor entre el fluido de trabajo que pasa por las superficies de intercambio en la caldera y los gases calientes producidos en la combustión de un combustible fósil. El vapor producido en la caldera pasa a través de la turbina donde se expande hasta una presión de condensación. El eje de la turbina se conecta a un generador eléctrico (subsistema D), con la finalidad de que el trabajo mecánico sea transformado en energía eléctrica. El vapor que sale de la turbina pasa por el condensador, donde se condensa en el exterior de tubos por los que circula agua fría. El circuito de agua de refrigeración constituye el subsistema C. En la central de la figura 2.1, el agua se envía a la torre de refrigeración, donde la energía captada en el condensador se cede a la atmósfera y el agua de refrigeración es recirculada al condensador. Efectos ambientales y de seguridad definen las interacciones permitidas entre el subsistema B, C y el entorno. Una de las principales dificultades para la ubicación de una central de vapor es la disponibilidad de suficiente cantidad de agua para refrigerar. 2.2 CALDERAS Y GENERADORES DE VAPOR 2.2.1 Clasificación de las calderas Las calderas de vapor se clasifican, atendiendo a la posición relativa de los gases calientes y del agua, en acuotubulares y pirotubulares; por la posición de los tubos, en verticales, horizontales e inclinados; por la forma de los tubos, de tubos rectos y de tubos curvados.


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Figura 2.1 Componentes de una central térmica. 2.2.1.1 Calderas pirotubolares En estas calderas los gases calientes pasan por el interior de los tubos, los cuales se hallan rodeados de agua. Las calderas pirotubulares generalmente tienen un hogar integral (denominado caja de fuego) limitado por superficies enfriadas por agua. En al actualidad, las calderas pirotubulares horizontales con hogar integral, se utilizan en instalaciones de calefacción de baja presión y algunos tipos más grandes para producir vapor a presión relativamente baja destinado a calefacción y a producción de energía eléctrica. 2.2.1.2 Calderas acuotubulares En las calderas acuotubulares, por el interior de los tubos pasa el agua líquido/vapor y los gases calientes se hallan en contacto con la superficie externa de aquellos, a diferencia de las calderas pirotubulares. Las calderas acuotubulares son empleadas cuando se requieren presiones elevadas y rendimientos elevados, debido a que los esfuerzos desarrollados en los tubos por las altas presiones son de tracción en vez de compresión, como ocurre en los pirotubos.La limpieza de las calderas acuotubulares se lleva a cabo fácilmente porque las escamas o incrustaciones se quitan fácilmente utilizando un dispositivo limpiatubos movido

+ -

D

A

Agua fría

TE

C

B

C

GV T GE CH

Aporte de agua

Agua caliente

B2

B1


4 con agua o aire. Los objetivos al construir una caldera son: costo reducido, formas simples de los tubos, buena circulación y elevada capacidad de producción de vapor.

Figura 2.2 Caldera de dos cuerpos cilíndricos tipo Springfield


5 2.2.1.3 Calderas de vapor con circulación forzada Cuando en una caldera se reemplaza la circulación por gravedad por circulación forzada, el diámetro de los tubos puede reducirse, el circuito de los tubos alargarse y disminuirse el espesor de sus paredes para una presión dada. Los tubos pueden disponerse a modo de serpentín continuo, formando el revestimiento del hogar. De esta manera se mejora la transmisión del calor, el espacio requerido se reduce al mínimo y los colectores y cuerpos cilíndricos quedan suprimidos. Normalmente trabajan a una presión relativa próxima a los 137.3 bar y requieren de aparatos de control sensibles y exactos para regular la marcha de la combustión y la de la circulación del agua, con el fin de obtener vapor del grado de recalentado deseado. En la figura 2.2 se representa un generador de vapor que puede emplearse en las centrales térmicas. 2.2.2 Generadores de vapor para centrales térmicas La instalación aparece con un hogar mecánico, pero igualmente puede quemar combustóleo, gas, o carbón pulverizado. La caldera tiene dos cuerpos cilíndricos enlazados por tubos curvados y va equipada con ventiladores para tiro inducido y forzado, recalentador de aire tubular, colectores centrífugos de polvo, economizador tubular, así como también con recalentadores de baja y alta temperatura del tipo de convección. El cuerpo cilíndrico superior lleva lavadores y desecadores de vapor, por donde pasa el vapor saturado antes de entrar en el recalentador de baja temperatura. Los tubos de este recalentador están unidos individualmente al cilindro; de esta forma queda suprimido el colector de entrada. Al pasar el vapor del recalentador de baja temperatura al de alta temperatura se le inyecta agua procedente de la condensación, en cantidad variable, a la presión de la bomba de alimentación de la caldera, para controlar la temperatura final de recalentamiento. El recalentador de alta temperatura se halla sometido a cierto calentamiento por radiación, ayudando a conseguir una temperatura de recalentamiento más uniforme al variar la carga. 2.2.2.2 Tendencias en la construcción de los generadores de vapor Para reducir los costos de construcción se están construyendo centrales térmicas a la intemperie, con cobertizos únicamente para los operadores y para los equipos que deben protegerse de la humedad. En estas instalaciones los cuerpos cilíndricos se pueden colocar a gran altura, con lo cual se favorece la circulación natural, debido a que la velocidad de circulación es proporcional a la altura y a la diferencia de densidad entre el agua de los tubos de circulación y del vapor de los tubos de la caldera. Con la transmisión de calor por radiación, la resistencia al paso de los gases resulta más pequeña que con la transmisión por convección. Por esta causa se utilizan cámaras de combustión altas y abiertas en las cuales


6 los tubos se hallan colocados en las paredes laterales en vez de estar en contrasentido del paso de los gases. 2.2.3 Comportamiento de las calderas El comportamiento de un generador de vapor puede expresarse en función de los kilogramos de vapor producidos, velocidad de combustión, transmisión de calor en kJ por metro cuadrado de superficie de caldeo y por hora, temperatura de los gases de la chimenea, porcentaje de CO2 en dichos gases, combustible sin quemar contenido en las cenizas y escorias, porcentaje de la potencia nominal de la caldera desarrollado y rendimiento global. El rendimiento global de una caldera de vapor en cualquier condición de funcionamiento es la relación entre el calor transmitido y la energía suministrada en forma de combustible

En donde ηGV= rendimiento del generador de vapor, incluyendo caldera, recalentador, hogar, camisas de agua, calentador de aire y economizador, h = entalpía de 1 kg de vapor a la presión y temperatura observados, [kJ/kg], hf = entalpía del líquido de 1kg de agua de alimentación en las condiciones en que el agua llega a la caldera; [kJ/kg], F = potencia calorífica superior del combustible quemado; [kJ/kg] o [kJ/m3].

=sm& flujo del vapor producido por el generador de vapor, [kg/s]. =fm& flujo total del combustible,[kg/s].

La capacidad que una caldera (kg de vapor producidos por hora) puede desarrollar depende de la velocidad de combustión, es decir, de la clase de combustible, tamaño y tipo de parrilla, y cantidad de aire suministrada. En las centrales térmicas modernas se ha determinado experimentalmente la velocidad de combustión apropiada para conseguir el máximo rendimiento en una caldera determinada. El rendimiento aumenta con la capacidad de la caldera y velocidad de combustión hasta alcanzar un valor máximo, pasado el cual disminuye al aumentar la capacidad de producción (este máximo puede encontrarse entre 9080 y 13620 kg/h de vapor). 2.2.4 Equipos auxiliares de las calderas de vapor

(2.1)


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2.2.4.1 Calentadores de aire Estos aparatos sirven para calentar aire recuperando parte del calor de los gases que van a la chimenea. Las ventajas que derivan del empleo de aire precalentado en la combustión son: mayor aprovechamiento de la energía, combustión mejorada, quemar con éxito el combustible de baja calidad, aumento del rendimiento térmico y aumento de la capacidad de producción de vapor. El aire caliente, al ser introducido en el hogar, aumenta la temperatura de éste y como consecuencia, aumenta la transmisión de calor radiante a la caldera.

Figura 2.3 Calentador de aire C.E.

Los calentadores de aire pueden ser de los tipos de convección y regenerativos. El tipo de convección se subdivide en tubular y de placa. La figura 2.3, representa una vista de un calentador de aire tubular, en el cual se establece el principio de contracorriente. Los gases calientes entran en los tubos por la parte alta y salen por el fondo. El aire frío entra por la parte derecha del fondo, fluye a través de la superficie externa de los tubos y sale como muestra. Tabiques horizontales dirigen el curso del aire para conseguir la máxima transmisión de calor. Los tabiques se disponen de forma que la velocidad del aire se mantenga lo más constante posible. En los calentadores de aire del tipo de placa el gas y el aire pasan por conductos alternados situados entre las placas. 2.2.4.2 Recalentadores Los recalentadores son simples intercambiadores de calor destinados a comunicar la energía adicional al vapor además de la que posee en el estado de saturación a una presión


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dada. Los recalentadores que toman su energía de los gases de la chimenea se denominan de convección y los que quedan expuestos a la energía radiante de las llamas se conocen con el nombre de recalentadores de radiación. En una instalación determinada interesa conseguir un recalentamiento constante, especialmente si es de presión elevada, puesto que, al variar la temperatura del vapor por encima o por debajo del valor previsto, pueden originarse pérdidas en la eficienciencia térmica del generador de vapor. Los recalentadores de convección tienen mayor rendimiento al aumentar la producción de la caldera; en los recalentadores de radiación sucede lo contrario. Cuando son de dimensiones adecuadas y se instalan en serie, los dos tienden a dar una temperatura de vapor constante con independencia de las variaciones de carga. Otros procedimientos para controlar el recalentamiento son: 1) recalentadores calentados independientemente; 2) quemadores regulables, que pueden dirigirse a voluntad bien sea hacia el recalentador o a otra dirección; 3) registros by-pass mediante los cuales los gases se dirigen a través de los elementos del recalentador o sin pasar por ellos, según convenga. 2.2.4.2.1 Atemperadores Siguiendo con la enumeración de los procedimientos para el control del recalentamiento que se menciona en el párrafo anterior tenemos: 4) inyección del agua de alimentación de la caldera en forma pulverizada; 5) pasando cierta cantidad de vapor por un serpentín sumergido en el interior del cilindro o tambor de la caldera; 6) utilizando un intercambiador de calor cerrado para controlar el recalentamiento con agua de alimentación entrante.


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2.3 TURBINA DE ACCION

Figura 2.4 Turbina de acción , con escalonamiento de presión y otro de velocidad.

La figura 2.4 representa una turbina de acción en la cual toda la caída de presión tiene lugar en la tobera, y una parte de la energía cinética resultante del vapor en movimiento es desviada por los álabes de rotor. Las toberas de las turbinas de acción no pueden cubrir la totalidad de la periferia del rotor, por cuya razón en un momento dado solamente parte de los álabes de la turbina reciben la acción de los chorros de vapor. Las primeras turbinas de este tipo eran las De Laval "clase A", cuyos elementos esenciales aparecen en la figura 2.5. El vapor se expansionaba desde la presión inicial a la de escape en el interior de las toberas, y la energía cinética del chorro era absorbida por una sola hilera de álabes montados en la periferia del rotor. Dichos álabes desviaban el chorro de vapor, y absorbían la mayor parte de la energía cinética, de forma que el vapor salía del rodete con una velocidad muy reducida. Algunas turbinas de este tipo están en servicio, pero en la actualidad ya no se construyen debido a que giran a velocidades comprendidas entre 10000 y 30000 rpm. En una turbina de acción ideal el chorro de vapor que sale por una tobera debería llevarse al reposo en los álabes, y de esta manera, cedería toda su energía cinética a los mismos. En las turbinas de acción reales esto no es posible por razones de tipo constructivo. Por este motivo siempre se produce una perdida de energía en la turbina a causa de la velocidad residual o final del vapor al abandonar el rodete.

Figura 2.5 Esquema de una turbina del tipo ación.


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Figura 2.6 Características del caudal a través de una tobera

2.3.1 Presión crítica en las toberas Si para una tobera determinada, en la cual las áreas de las secciones rectas de entrada, garganta y salida son fijas, se dibuja una curva cuyas ordenadas sean en flujo de masa [kg/s] y cuyas abscisas se dan la relación entre las presiones de salida y entrada, resulta la curva representada en la figura 2.6. Cuando p2/p1 = 1, es evidente que no hay desplazamiento de vapor. A medida que la presión de salida se más pequeña que la de entrada, el flujo aumenta a lo largo de b hasta c. Si la presión de salida continúa decreciendo, el flujo no aumenta, como podía esperarse, sino que permanece constante a lo largo de c hasta a. El punto c, en el cual p2/p1 = 0.58, se denomina presión crítica (pc) para el vapor húmedo. La abscisa de la presión crítica para el vapor recalentado es igual a 0.54. Para el aire y otros gases en los cuales k = 1.4, la presión crítica es 0.53. Estos valores son racionales y pueden calcularse para las bases de los cuales se conozca el valor de k. Cuando se alcanza la presión crítica el medio adquiere la velocidad del sonido y, debido a que no se propaga alteración alguna en el medio para velocidades más grandes que aquellas, una posterior disminución de la presión de salida no produce efecto alguno en la presión existente delante de la garganta. Como consecuencia el flujo es máximo y constante para todos los valores de la presión de salida inferiores a la crítica. Por encima de la presión crítica el flujo es función de la presión de escape. 2.3.2 Escalonamientos de las turbinas de vapor Los escalonamientos de las turbinas tienen por objeto disminuir la velocidad del rodete conservando una velocidad de los álabes próxima al valor óptimo con relación a la velocidad del chorro, es decir, esencialmente una mitad de la velocidad del chorro en los rodetes de las turbinas de acción con un sólo escalonamiento, y la equivalente a la velocidad del chorro en los rodetes de reacción.

b

c Cauda l

P2/p1

a

0 1


11 La velocidad de un chorro de vapor puede ser muy elevada, dependiendo de la presión y temperatura iniciales del vapor, así como también de la contrapresión. Si toda la energía se transformase en trabajo útil con un sólo escalonamiento, sería necesario que la turbina girase a una velocidad comprendida entre 20000 y 40000 rpm. Tal velocidad exigiría un reductor mecánico de dimensiones desproporcionadas. Los dos tipos de escalonamiento utilizados corrientemente son:1) de presión y 2) de velocidad. En el primer caso la caída de presión se produce en grupos de toberas de forma que la velocidad resultante del vapor es suficientemente baja para ser absorbida por una velocidad razonable del rodete. Este proceso se repite tantas veces como sea necesario para expansionar el vapor completamente y se denomina comúnmente escalonamiento Rateau. El escalonamiento de velocidad consiste en producir una gran caída de presión en un grupo de toberas y utilizar la velocidad resultante del vapor en tantos grupos de álabes como sea necesario. Este método de ecalonamiento se conoce por principio de Curtis. La figura 2.7(a), representa una turbina de acción con dos escalonamientos de presión (Rateau), y la figura 2.7b), otra con dos escalonamientos de velocidad (Curtis). Cada figura va acompañada del gráfico que representa la relación que existe entre la presión y velocidad de cada turbina.

(a) (b) Figura 2.7 Turbina de acción: (a) Escalonamiento de presión o Rateau, y (b) escalonamiento de velocidad o

de Curtis

En la figura 2.8 aparece una turbina con escalonamiento de presión y de velocidad. La velocidad desarrolladas en las toberas C del primer escalonamiento se utiliza en dos hileras de álabes D y F. Los álabes D absorben parte de la velocidad. A continuación el vapor experimenta una inversión gracias a las paletas fijas E, y es dirigido hacia la segunda hilera de álabes F, los cuales absorben la mayor parte de la velocidad restante.


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Figura 2.8: Turbina de vapor de escalonamientos múltiples con diez escalonamientos de presión; el primero de presión tiene dos de velocidad y los nueve restantes sólo tienen uno de velocidad cada uno.

Finalmente el vapor se expansiona en las toberas de entrada de nueve sucesivos escalonamientos de presión, cada uno de los cuales tiene una hilera de álabes, es decir un escalonamiento de velocidad por escalonamiento de presión, .cada grupo de toberas transforma una porción de la energía disponible, la cual , una vez convertida en velocidad, se traduce en una velocidad del chorro de vapor de casi el doble de la velocidad del álabe. La capacidad de transformación de energía del escalonamiento Curtis es más grande que la del escalonamiento Rateau con menos escalonamientos y con una construcción más económica. Sin embargo, el principio Rateau es más eficiente. Todas las turbinas de acción diseñadas para gran rendimiento emplean el escalonamiento Rateau seguido de un escalonamiento Curtis, o bien, enteramente, el escalonamiento Rateau. La turbina representada en la figura 2.8 ofrece las ventajas de una gran caída de presión en las toberas C del primer escalonamiento, y por lo tanto el vapor entra en la carcasa de la turbina a una presión más baja que si el primer escalonamiento hubiese sido del tipo Rateau.


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Figura 2.9: Efecto del condensador sobre trabajo teórico en una turbina, diagrama p-v 2.4 CONDENSADORES DE VAPOR Los condensadores de vapor son los aparatos en los cuales se condensa el vapor de escape procedente de la turbina, de donde el aire y otros gases no condensables son evacuados en forma continua. Las ventajas que pueden conseguirse empleando condensadores en los ciclos de vapor son: 1) disminución de la presión de escape, con lo cual se puede conseguir un aumento en energía útil; 2) recuperación del condensado para utilizarlo como agua de alimentación para las calderas. Con la tendencia de hacer trabajar a las calderas a presión y temperaturas cada vez más elevadas, ha aumentado la necesidad de aguas de alimentación puras, resultando que la mayoría de los condensadores instalados sean del tipo superficie, los cuales permiten recuperar el condensado. La figura 2.9 muestra el aumento de trabajo que es posible efectuar mediante el empleo de condensadores. Las turbinas de vapor de agua son capaces de expansionar el vapor hasta las mínimas presiones de escape alcanzables, debido a que son máquinas de flujo constante y pueden tener grandes aberturas de escape (sin válvulas) por donde se descarga el vapor ya utilizado. La mínima presión absoluta de escape en las turbinas de vapor puede alcanzar los 25 mm de mercurio o aún menos. En la práctica se requiere una cierta cantidad de energía para evacuar el aire y los gases no condensables que entran en el condensador y que no pueden eliminarse por condensación. El origen del aire que va a parar al condensador son: las fugas de las turbinas, juntas, purgadores, etc. El aire y los gases disueltos en el agua procedente de fuentes naturales se desprende de ella en el condensador al estar sometidos a la baja presión existente.

p 1 2

Trabajo de la turbina sin condensador Area: 1,2,8,9,1

8 9 Presión atmosférica

Trabajo de la turbina con condensador Area: 1,2,10,11,1

10 11

Pabs= 25.4 mm de Hg v


14 2.4.1 Tipos de condensadores En las centrales térmicas se utilizan dos tipos de condensadores: 1) de superficie y 2) de chorro. Los condensadores de superficie proporcionan una baja presión de escape y al mismo tiempo permiten recuperar el condensado. Los condensadores de chorro solamente proporcionan una baja presión de escape, pues el condensado se mezcla con el agua de refrigeración. Las centrales equipadas con grandes turbinas de vapor no pueden emplearse condensadores de chorro, porque, aun prescindiendo de la pérdida de condensado, el consumo de energía de las bombas de estos condensadores y el costo inicial de las necesarias para evacuar el aire neutralizan los beneficios obtenidos con el elevado vacío obtenido con este tipo de condensadores. Un condensador de superficie consiste generalmente en un cilindro de hierro colado, o de chapa de hierro, con una tapa porta tubos en cada extremo, los cuales unen entre sí una multitud de tubos que forman la superficie de enfriamiento. El vapor de escape entra en el condensador por un orificio situado en la parte superior de la envolvente, y el agua de refrigeración pasa por el interior de los tubos. Cuando el condensador se emplea con una máquina de émbolo, se adopta frecuentemente la disposición inversa, el agua pasa por fuera de los tubos y el vapor por el interior de los mismos. Otra forma de condensación de superficie, conocida por condensador evaporativo, es aquella que en el cilindro envolvente se ha suprimido. El vapor pasa por el interior de los tubos del condensador sobre los cuales se lanza agua pulverizada. El enfriamiento se produce principalmente por la evaporación del agua en la atmósfera. 2.4.1.1 Condensadores de superficie En los condensadores de superficie se puede recuperar el condensado porque no se mezcla con el agua de refrigeración. El vapor que hay que condensar normalmente circula por fuera de los tubos (figura 2.10), mientras que el agua de enfriamiento o circulante, pasa por el interior de los mismos. Esto se hace principalmente porque el vapor limpio no ensucia la superficie externa de los tubos, la cual es difícil de limpiar.

Figura 2.10: Condensador radial


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El agua de refrigeración frecuentemente esta sucia y deja sedimento en el interior de los tubos. El método usual de limpiarlos consiste en desmontar las tapas del condensador y hacer pasar por dentro de los tubos cepillos de alambre movidos por un motor eléctrico. Esta tarea puede no ser sencilla, porque un condensador puede tener de mil a once mil tubos. Los condensadores de superficie pueden ser de paso único, en los cuales el agua circula en un solo sentido a través de todos los tubos, o de dos pasos, en los cuales el agua circula en un sentido a través de la mitad de los tubos y vuelve a través de los restantes. La mayoría de los grandes condensadores están equipados con una bomba centrífuga para evacuar el condensado líquido, y un eyector de aire de tipo chorro para evacuar el aire y los gases. De la figura 2.11, las flechas indican que el vapor fluye hacia abajo a través de la primera batería de tubos y al mismo tiempo pasa por el paso central, siguiendo a continuación una trayectoria ascendente a través de la segunda batería de tubos. Esta disposición da lugar a lo nombrado doble circulación y a una acción degasificante y de recalentamiento. Todo el vapor que se condensa sobre los tubos de la batería inferior gotea a contra corriente con respecto al vapor entrante.

Figura 2.11 Corte transversal en alzado del condensador de doble circulación

El vapor que se condensa sobre los tubos de la batería superior pasa por entre los tubos de ésta y se recoge en una bandeja inclinada que separa los tubos de las baterías superior e inferior. Este condensado atraviesa un cierre hidráulico y sigue hacia abajo pasando por encima del borde de un tabique vertical sobre el cual forma una película delgada. Cuando la película de agua abandona el borde inferior del tabique, cae a través del vapor vivo, originando la desgasificación y evitando al mismo tiempo el sobreenfriamiento. La gran superficie de entrada y la trayectoria relativamente corta seguida por el vapor contribuyen que los rozamientos y la caída de presión sean pequeños. La sección triangular del enfriador de aire que aparece en el centro de la figura 2.11 se emplea para reducir el volumen de aire y gases no condensables antes de evacuarlos mediante la bomba de aire.


16 2.4.2 Bombas de vacío Las bombas de aire o de vacío empleadas en los condensadores de vapor son de cuatro tipos: de émbolo, de desplazamiento rotativo positivo, hidrocentrífugas y de chorro de vapor. Describiremos las que se utilizan con mayor frecuencia, en las centrales térmicas. En las bombas de aire hidráulicas, también denominadas bombas de agua proyectada, un impulsor rotativo de gran velocidad lanza láminas delgadas de agua por pasos adecuados a un cono de descarga en forma de tubo Venturi, en donde la corriente de agua a gran velocidad arrastra el aire contenido en el condensador. La bomba de aire del tipo de arrastre hidráulico se instala con los grandes condensadores en lugar de las de émbolo, principalmente a causa de su compasidad, capacidad de evacuación de aire y aptitud para mantener un vacío ligeramente más elevado. En cambio las bombas de aire hidráulicas absorben más energía que las de émbolo. Las bombas de vacío del tipo de eyector de aire de chorro de vapor han desplazado prácticamente todos los otros tipos para condensadores de vapor cuando se requiere un vacío elevado y cuando hay que manipular grandes volúmenes de gases, debido a su capacidad, ausencia de órganos móviles, funcionamiento simple y gran rendimiento. Uno o más chorros de vapor a elevada velocidad (alrededor de 914 m/s) arrastran los gases no condensables saturados, pasando la mezcla por un tubo de expansión en donde la velocidad se reduce con el consiguiente aumento de presión. Su capacidad varía con la presión del vapor y con el tamaño de toberas de este fluido.

Figura 2.12: Corte de una bomba de aire a base de chorro de vapor, tipo Elliot, con dos escalonamientos

La figura 2.12 muestra un eyector de dos escalonamientos, combinado con un condensador de superficie intermedio y otro posterior. En este aparato el vapor a alta presión fluye por el eyector del primer escalonamiento y arrastra el aire y vapor del condensador principal. Esta mezcla pasa por el condensador intermedio, en donde el vapor se condensa y el aire y otros


17 gases son enfriados antes de ser absorbidos por el eyector de segundo escalonamiento. El condensado que se forma en el condensador intermedio, a una presión absoluta de 0.48 bar aproximadamente, se evacua generalmente por medio de un purgador, y a continuación es devuelto al condensador principal. Por el eyector del segundo escalonamiento se hace pasar vapor vivo, el cual arrastra el aire y otros gases del condensador intermedio y los descarga en condensador posterior. El vapor entrante se condensa y generalmente se envía a un calentador del agua de alimentación de tipo abierto. 2.4.3 Agua de circulación requerida en los condensadores de superficie La masa del agua de refrigeración varía con la forma del condensador y con las condiciones de funcionamiento, tales como diámetro, espesor, y separación entre los tubos; grado de limpieza de la superficie de éstos; temperatura y velocidad agua del agua de circulación y vacío deseado. En los condensadores de superficie el calor cedido por el vapor de escape es igual al absorbido por el agua de circulación, si se desprecia el efecto de convección, radiación, fugas y aire arrastrado, por considerarse de magnitudes pequeñas, se tiene el siguiente balance de materia y energía aplicado al condensador.

En donde

hf,c= entalpía del condensado al abandonar el condensador; [kJ/kg], hf,2= entalpía del agua de circulación al abandonar el condensador; [kJ/kg], hf,1= entalpía del agua de circulación al entrar en el condensador; [kJ/kg], hx= entalpía del vapor en el escape; [kJ/kg],

2.5 CALENTAMIENTO DEL AGUA DE ALIMENTACION Para producir económicamente energía se necesita utilizar la máxima cantidad de calor que puede obtenerse a partir de un combustible dado. En las centrales productoras de energía el calor que podría perderse en el vapor de escape de las instalaciones auxiliares o en los gases quemados que van a la chimenea, se aprovecha para calentar el agua de alimentación de las calderas. Los vapores de escape y de sangrado se utilizan en los calentadores del agua de

( ) ( )1,2,, ffwcfxs hhmhhm −=− &&

wm& = flujo del agua de circulación; [kg / s],

=sm& flujo de vapor suministrado a la turbina, [kg/s].

(2.2)


18 alimentación. En cuanto a los economizadores, éstos funcionan como dispositivos cambiadores de calor por lo que respecta a los gases quemados. Las principales ventajas que se derivan del agua de alimentación son: 1) reducción de las tensiones de las planchas y tubos de las caldera; 2) utilización del calor destinado a desperdicio; 3) purificación parcial del agua no tratada; 4) mayor aproximación a los rendimientos térmicos ideales de las instalaciones con sangrado en los escalonamientos de las turbinas; 5) aligeramiento de los últimos escalonamientos de las turbinas de vapor, de grandes volúmenes de vapor a baja presión por sangrado que se envían a los calentadores de agua de alimentación; 6) aumento de la capacidad de la caldera. 2.5.1 Clasificación de los calentadores del agua de alimentación Cuando el suministro de calor de un calentador de agua procede de los gases calientes que van a la chimenea, el calentador recibe el nombre de economizador y cuando el calor utilizado se deriva del escape, sangrado, prensaestopas, chorro, o manantiales de vapor vivo se denomina calentador de agua de alimentación. Los calentadores de contacto directo o de tipo abierto utilizan el calor del vapor por contacto directo con el agua al mezclarse entre sí. Dichos calentadores trabajan a presiones comprendidas entre un valor ligeramente inferior al de la presión atmosférica y 2.06 bar en presión relativa. En estos aparatos el vapor y el agua se encuentran a la misma presión. En el calentador cerrado o del tipo de superficie, el calor del vapor se transmite a través de las paredes metálicas, el vapor y el agua no están en contacto directo. Los calentadores cerrados pueden trabajar con vapor a cualquier presión y generalmente en ellos el vapor y el agua no están a la misma presión.

Figura 2.13: Calentador desaireador del agua de alimentación. Tipo Swartwut, con contacto directo


19 2.5.1.1 Calentadores del agua de alimentación, de tipo abierto Estos calentadores pueden ser verticales u horizontales. Ambas formas de construcción constan de las siguientes partes principales: envolvente de hierro fundido o de acero; purgadores de vapor o de aire y separador de vapor y aceite colocado en la entrada del vapor. Para poner en contacto el agua con el vapor en los calentadores de contacto directo, pueden utilizarse dispositivos a base de artesas u otros recipientes, sobre los cuales se derrama el agua o bien pulverizadores de agua en arreglos convenientes. El calentador vertical de contacto directo y desgasificador representado en la figura 2.13 elimina el aire y otros gases contenidos en el agua de alimentación. El agua de alimentación entrante pasa dos veces a través de los tubos en forma de U del condensador-purgador, en donde el vapor procedente de la parte superior del casco se transforma en agua. Esta vuelve al calentador a través de un tubo provisto de cierre hidráulico y de un pulverizador de descarga. Los gases no condensables salen del casco del condensador a través de un tubo de evacuación. El agua de alimentación fluye desde los tubos de condensados hacia la caja de distribución, la cual tiene los bordes dentados con el fin de dirigir el agua adecuadamente hacia el grupo superior de artesas escalonadas. Aquí tiene lugar el calentamiento inicial del agua. Esta se derrama desde las artesas superiores a las inferiores, con lo cual se va calentando y desprendiendo gases a medida que su temperatura aumenta hasta alcanzar la del vapor entrante, dentro del casco del calentador el agua y el vapor circulan a contracorriente. La caja de distribución y todas las artesas pueden ser de hierro fundido resistente a corrosión o bien de acero inoxidable. El vapor que entra por un lado del casco o envolvente del calentador pasa directamente a la sección de desgasificación, en donde el vapor y el agua entran en contacto cuando cada uno ha pasado por su correspondiente garganta o estrangulación. En esta sección el calentamiento experimentado por el agua es escaso, sin embargo, el agua y el vapor se desplazan a gran velocidad a través de la tobera de desgasificación, en la cual el agua se subdivide en forma de gotitas que chocan contra los tabiques del scrubber, que a continuación se pulverizan con el vapor en el interior del cuerpo del tanque. Desde este punto, el agua calentada y desgasificada cae al compartimento del tanque en donde se almacena; el vapor sin condensar, junto con los gases no condensables desprendidos, pasa por entre tabiques a la sección de calentamiento. Aquí se condensa el vapor calentando el agua de alimentación entrante, mientras que los gases salen a través de la caperuza de escape y del tubo empalmado a ella. 2.5.1.2 Calentadores cerrados o de superficie En los calentadores del tipo de superficie o cerrados el vapor y el agua nunca están en contacto. Estos calentadores pueden trabajar a presiones muy diversas. Las partes esenciales de un calentador cerrado o de superficie consisten en una coraza envolvente en cuyo interior se encuentran los tubos o serpentines, a través de los cuales circula el agua o


20 el vapor. Los tubos pueden ser rectos, helicoidales, en espiral o en forma de U. estos últimos se denominan generalmente tubos curvados. Los calentadores en que el agua circula por el interior de los tubos o serpentines se conocen con el nombre de calentadores de tubos de agua. Si lo que circula por el interior de los tubos es el vapor se 1laman calentadores de tubos de vapor. Los más frecuentes son los de tubos de agua; el vapor y el agua pueden circular en el mismo sentido o en sentido opuesto, es decir, en equicorriente o en contracorriente. En los calentadores de flujo único el agua circula solamente en un solo sentido; en los calentadores de flujo múltiple el agua circula hacia atrás y hacia adelante en varias series de tubos. Los calentadores cerrados se colocan generalmente entre la bomba de alimentación de la caldera y la caldera.

Figura 2.14: Calentador Lummus para el agua de alimentación,

del tipo de superficie En la figura 2.14 se representa un calentador cerrado del tipo de superficie, de tubo recto provisto de coraza cilíndrica. El agua pasa dos veces a través de la superficie de calentamiento constituida por tubos de pequeño diámetro que terminan por un extremo de cabeza fija, y por el otro en una cabeza flotante, la cual se mueve para compensar las tensiones producidas por la dilatación o por contracción de los tubos. Otros calentadores del tipo de superficie tienen los tubos curvados, por cuyo interior circula el agua, de forma idéntica, pero de distinto diámetro a los representados en el condensador-purgador de la figura 2.13. Los tubos curvados permiten suprimir la cabeza móvil o flotante del calentador de la figura 2.14 El anterior calentador puede funcionar como: 1) condensadores directos; 2) saturadores y condensadores; 3) condensadores y sobreenfriadores; 4) saturadores, condensadores y sobreenfriadores. Al trabajar como sobreenfriadores la temperatura del vapor condensado queda por debajo de la norma del líquido saturado a la presión del vapor contenido dentro del calentador. La saturación puede conseguirse por medio de un tabique constituido por tubos colocados a la entrada del vapor. El sobreenfriamiento del vapor condensado se obtiene en un recinto en forma de corona con relación a los tubos a través de la cual pasa primero el agua para evitar que el vapor se ponga en contacto con aquéllos.


21 2.5.2 Transmisión de calor en los calentadores Los principios básicos de la transmisión de calor, en los calentadores de agua de alimentación cerrados y en los condensadores del tipo superficie, son esencialmente similares. Teóricamente, el calor cedido por el vapor debe ser igual al absorbido por el agua, en donde:

=sm& flujo de vapor condensado, [kg/s], hg = entalpía total del vapor; [kJ / kg], hf,1= entalpía del agua de entrada; [kJ / kg], hf,2= entalpía del agua de salida, [kJ / kg],

=wm&& flujo de agua caliente, [kg/s]. 2.5.3 Desaireadores Se conocen por desaireadores (desgasificadores) aquellos dispositivos mecánicos empleados para liberar los gases contenidos en el agua d alimentación (aire, oxígeno, anhídrido carbónico y otros gases). Su funcionamiento consiste en dividir el agua de alimentación en finas gotitas, calentándolas a continuación para transformarlas en vapor dentro del desaireador y separar el aire, anhídrido carbónico y otros gases del vapor a medida que éste se va condensando. En los desaireadores el fluido calorífico acostumbra ser el vapor, a presiones comprendidas entre valores altos hasta otros inferiores a la presión atmosférica. Un calentador de agua de alimentación del tipo abierto puede desempeñar la función de desaireador con tal que el agua se caliente a una temperatura suficientemente alta para que se desprendan los gases contenidos en ella, los cuales se hacen salir por el purgado del calentador. La distinción entre un desaireador y un calentador de agua de alimentación de tipo de contacto directo, que actúe como desaireador, estriba en el bajo contenido de oxígeno del agua producida por aquél.

( ) ( )1,2,2, ffwfgs hhmhhm −=− && (2.3)


CAPITULO 3

CENTRALES TERMICAS CON CICLOS DE VAPOR

Planta Termoeléctrica Tula22

3.CENTRALES TERMICAS CON CICLOS DE VAPOR

Los procesos que tienen lugar en los sistemas de generación de potencia son complicados yes necesario realizar idealizaciones de tales sistemas para desarrollar modelostermodinámicos adecuados. Aunque el estudio de modelos simplificados proporciona engeneral sólo conclusiones cuantitativas acerca del rendimiento de los equipos reales, losmodelos permiten deducir cómo afectan el rendimiento real cambios en los principalesparámetros de operación. También se pueden discutir las funciones y beneficios deacciones enfocadas a mejorar el rendimiento global.

Se deben tener en cuenta ciertos conceptos termodinámicos en la realización de modelos deciclos de potencia de vapor, tales como: a) el principio de conservación de la energía exigeque el trabajo neto producido por un ciclo de potencia sea igual al calor neto intercambiado;b) del segundo principio es que el rendimiento térmico, que indica qué cantidad de calorabsorbido se transforma en trabajo neto obtenido, debe ser inferior al 100%; c) unareducción de las irreversibilidades conduce a una mejora de la eficiencia termodinámica.

3.1 EL CICLO RANKINE

Los fundamentos termodinámicos mencionados en el párrafo anterior y la determinación delas propiedades termodinámicas, aplicados a componentes individuales de una planta talescomo turbinas, bombas e intercambiadores de calor, así como al conjunto de la centraltermoeléctrica permiten conocer los flujos de materia y energía en puntos de interés dentrodel ciclo de potencia.

En esta sección se describen las principales transferencias de calor y trabajo efectuadas porun ciclo Rankine ilustrado en la figura 3.1. La dirección de las flechas en este esquema indicala transferencia positiva de energía. Las pérdidas de calor que tienen lugar entre loscomponentes de la planta y su entorno son ignoradas para simplificar los modelos quedescriben a la planta. Las energías cinética y potencial se consideran también despreciables.Cada componente se analiza en estado estacionario. Donde la utilización de los principiosde conservación de masa y energía junto con estas idealizaciones, permite desarrollarecuaciones para la energía transferida en los equipos mostrados en la figura 3.1, empezandopor el estado 1 y siguiendo por cada componente hasta completar el ciclo.

23


Figura 3.1 Ciclo Rankine simple.

El vapor generado en la caldera en el estado 1, con presión y temperatura elevadas, seexpande a través de la turbina para producir trabajo, descargándose en el condensador en elestado 2 a baja presión. Despreciando el calor transferido al ambiente, los balances de masay energía en términos de potencia para el volumen de control de la turbina se reducen enestado estacionario a:

( )

−+

−+−+−= 21

22

21

21 20 zzgCChhmPQ TGV && (3.1)

=m& el flujo másico del fluido de trabajo

=mPT

&el trabajo desarrollado por unidad de masa de vapor circulando por la turbina

En el condensador se transfiere calor del vapor al agua de enfriamiento que circula en flujoseparado. El vapor condensa y la temperatura del agua de refrigeración aumenta. En estadoestacionario los balances de masa y energía para el volumen de control que incluye el ladode condensación del intercambiador de calor.

24

24

El líquido procedente del condensador en el estado 3 es bombeado desde la presión del

C

T

WB

Qe

4 3

GVWT

1

2

B

es la energía transferida en forma de calor desde el fluido de trabajo al agua derefrgeración, por unidad de masa del fluido de trabajo que entra a través delcondensador.

32 hhmQ e −=

&

&

mQe

&

&

Qs

Agua deRefrigeración

21 hhmP

−=&

(3.2)

(3.3)

Planta Termoeléctrica Tulacondensador hasta la presión de la caldera. Considerando un volumen de control alrededorde la bomba y asumiendo que no hay transferencia de calor con el ambiente, al aplicar losbalances de materia y energía se obtiene la siguiente expresión.

El fluido de trabajo completa un ciclo cuando el líquido procedente de la bomba en el estado4, llamado agua de alimentación de la caldera, es calentado hasta la saturación y evaporadoen la caldera que lleva el agua de alimentación desde el estado 4 al estado 1, los balances de

masa y energía nos dan

El rendimiento térrmico indica la cantidad de energía recibida por el fluido de trabajo en lacaldera que se convierte en trabajo neto producido, donde el rendimiento térmico se puededefinir la siguiente expresión

El trabajo neto producido es igual al calor intercambiado, aplicando este concepto elrendimiento térmico puede expresarse como.Resulta instructivo considera un ciclo ideal enel que no existen irreversibilidades, pues tal ciclo establece un límite superior en elrendimiento del ciclo Rankine.

253.2 EL CICLO RANKINE IDEAL

(3.4)

(3.5)

(3.6)

es el trabajo consumido por unidad de masa circulando a travésde la bomba.

es el calor transferido por la fuente de energía al fluido de trabajo porunidad de masa circulando por la caldera.

( ) ( )41

1421

hhhhhh

mQ

mP

mP

e

BT

−−−−

=−

=

&

&&&η

( )( )41

3211hhhh

mQmQ

mQ

mQ

mQ

e

s

e

se

−−

−=−=

−

=

&

&&

&

&

&&

&

&

&

η

T

12 hhm

Qs −=

&

&

14 hhmQs −=&

&

34 hhmPB −=&

mPB

&

(3.7)

esta energía transferida es positiva en la dirección de la flecha en lafigura 3.1

S

Figura 3.2: Diagrama temperatura - entropía del cicloRankine ideal

Planta Termoeléctrica TulaSi el fluido de trabajo pasa a través de los diversos componentes de un ciclo simple de vaporsin irreversibilidades, no existirán pérdidas de presión por rozamientos en la caldera y el

condensador, el fluido de trabajo pasará a través de estos equipos a presión constante. Enausencia de irreversibilidades y sin transferencia de calor al entorno, los procesos en laturbina y la bomba serán isoentrópicos. En el diagrama temperatura–entropía de la figura 3.2se muestra un ciclo con estas idealizaciones.En el diagrama se observa que el fluido detrabajo sufre la siguiente serie de procesos internamente reversibles.

Estados 1-2: Expansión isoentrópica del fluido de trabajo a través de la turbina desde el vapor saturado en el estado 1 hasta la presión del condensador.Estados 2-3: Transferncia de calor desde el fluido de trabajo cuando fluye a presión

constante por el condensador, siendo líquido saturado en el estado 3.Estados 3-4: Compresión isoentrópica en la bomba hasta el estado 4 dentro de la zona del líquido.Estados 4-1: Transferencia de calor hacia el fluido de trabajo cuando circula a presión constante a través de la caldera, completándose el ciclo.

Como se supone que la bomba opera sin irreversibilidades, se puede utilizar la siguienteexpresión para evaluar su trabajo de compresión

donde el signo menos se ha omitido para obtener un valor positivo en la integral, de acuerdocon el signo adoptado previamente para el trabajo de la bomba.

26

Calcular la integral anterior exige una relación entre el volumen específico y la presión para

el proceso. Dado que el volumen específico del líquido varía muy poco entre la entrada ysalida de la bomba, el valor de la integral puede calcularse tomando el volumen específico ala entrada de la bomba v3 , como el característico del proceso, por lo cual

3.2.1 Ejemplo 1

( )343int

ppvmP

rev

B −=

&

(3.9)

(3.10)

1

1’

2’23

4

a

∫=

4

3intvdp

mP

rev

B

&


Figura 3.3 Diagrama T – s para el ejemplo 1, el diagrama no se encuentra a escala

Como medio para familiarizarnos con los cálculos necesarios en un ciclo Rankine y tener unpunto de comparación de los parámetros de operación de plantas térmicas más complejascomo puede ser la Planta Termeléctrica Tula, tomando datos de la operación de esta plantaa carga parcial del 100%, presentó el siguiente ejemplo.

El fluido de trabajo de un ciclo Rankine ideal es vapor de agua. A la turbina entra vaporsaturado a 166.7122 bar y del condensador sale líquido saturado a la presión de 0.1016 bar.La potencia neta obtenida es 300 MW. Determínese para el ciclo:a) Rendimiento térmicob) El flujo másico de vapor en [kg / h].c) El calor absorbido por el fluido de trabajo a su paso por la caldera en [MW].d) El calor cedido, por el fluido de trabajo en el condensador, en [MW].e) El flujo másico de agua de refrigeración en el condensador en [kg /h], si el agua entra enel condensador a 15ºC y sale a 35ºC

Consideraciones1. Cada componente del ciclo se analiza como un volumen de control en estado estacionario.2. Todos los procesos que realiza el fluido de trabajo son internamente reversibles.3. La turbina y la bomba operan adiabáticamente4. Las energías cinética y potencial son despreciables5. A la turbina entra vapor saturado. El condensado sale del condensador como líquido saturado.

27

Para comenzar el análisis se fijan los estados principales localizados en el diagrama T-s de lafigura 3.3 (el efecto de la bomba en el paso 3-4 ha sido exagerado con fines de ejemplificareste efecto). Empezando por la entrada a la turbina, la presión es 166.7122 bar y a la turbinaentra vapor saturado, entonces en tablas de agua saturada se obtienenh1=2558.595 kJ / kgs1=5.20039 kJ / (kg K)

El estado 2 queda determinado por p2=0.1016 bar y por el hecho que la entropía específicaes constante para la expansión adiabática e internamente reversible a través de la turbina,

s

10

1

24

3

T

60699.065326.14458.865326.20039.52

2 =−−

=−

−=

fg

f

ssss

x

S

Planta Termoeléctrica Tuladonde s2= s1=5.20039 kJ / kg K. Usando los datos del líquido y vapor saturado de las tablasde agua saturada, el título del estado 2 es

La entalpía es entonces

El estado 3 es líquido saturado a 0.1016bar, entonces h3=193.103kJ/kg ys3=0.65326kJ/(kgK)

El estado 4 queda determinado por la presión de la caldera p4=166.7122 bar y la entropíaespecífica s4= s3. La entalpía específica h4 se calcula por interpolación en tablas de líquidosubenfriado. Pero es más conveniente despejar h4 de la ecuación 3.4 y utilizar (3.10) paraobtener una aproximación del trabajo en la bomba

En tablas de líquido subenfriado con h4 y p4 se obtienen los siguientes valores

s4=0.65326kJ / kg KT4=46.70 °C

a) La potencia neta desarrollada por el ciclo es

BTciclo PPP −= (3.14)

28El rendimiento térmico

b) El flujo másico de vapor

( ) kgkJhxhh fgf /07103.1645103.193182.258560699.0103.193*22 =−+=+=

( )

( ) kgkJh

ppvhmPhh B

/93703.20910*1016.07122.16610*0103815.1103.193 234

343334

=−+=

−+=+=

−&

BTc i c l oPPP −=

( ) ( )

( ) ( ) 38179.093703.209595.2585

103.19393703.20907103.1645595.255841

3421

=−

−−−=

−−−−

=−

=

η

ηhh

hhhhQ

PP

e

BT

&

(3.11)

(3.12)

(3.13)

(3.15)

(3.16)

( ) ( )

hkg

hs

skgm

PP

hhhhPm

v

ciclo

ciclov

7050.12044291

3600*56381.334

68994.896300000

3421

=

=

===−−−

=

&

&


c) El calor absorbido

d)El calor cedido, aplicando los balances de masa y energía al volumen de control quecontiene al lado de vapor en el condensador

rQ =1- ηTH

El 61.82% de la energía térmica absorbida por el fluido de trabajo es cedida al agua derefrigeración

e) El flujo másico del agua de refrigeración

Tomando un volumen de control alrededor del condensador, los balances de materia y

energía nos dan para la situación estacionaria

Despejando

28

Para el agua de refrigeración se puede seguir la aproximación siguiente

3.3 PRINCIPALES IRREVERSIBILIDADES Y PERDIDAS

La principal irreversibilidad que experimenta el fluido de trabajo está asociada con laexpansión de la turbina. El calor transferido al ambiente por la turbina representa unapérdida que es normalmente de importancia secundaria. Como ilustra el proceso 1-2 de lafigura 3.4, una expansión real a través de la turbina va acompañada de un incremento deentropía. El trabajo desarrollado por unidad de masa en este proceso es menor que el

61821.1442.78577607060.485776

0===e

sQ Q

Qr&&

( )( )ewsw

vw hh

hhmm,,

32

−−

= &&

( )

( ) hkg

kgkJ

hs

MWkWMW

m

Thh

w

f

10

3

10*0896.299.6268.146

3600100706.485776=

−

=

≈

&

( )( ) ssT

TSIT hh

hhmPmP

21

21

−−

==&&η

(3.17)

(3.19)

(3.20)

(3.21)

(3.23)

( ) ( ) MW

MWkW

hs

hhmQ ve 14420.78577613600

93703.209595.258510*20443.1 6

41 =

−=−= &&

( ) ( ) MW

MWkW

hs

hhmQ vs 07060.4857760.13600

103.19307103.164510*20443.1 6

32 =

−=−= &&

( )32,, )(0 hhmhhmPQ vswewwVCVC −+−+−= &&&

Planta Termoeléctrica Tulacorrespondiente a la expansión isoentrópica 1-2s. El rendimiento isoentrópico de la turbinaηSIT permite tener en cuenta el efecto de las irreversibilidades dentro de la turbinarelacionando el trabajo real con el trabajo isoentrópico.

Donde el numerador es el flujo real desarrollado por unidad de masa que pasa a través de laturbina y el denominador es el trabajo para una expansión isientrópica desde el estado deentrada a la turbina hasta la presión de salida de la turbina.

El trabajo requerido por la bomba, para vencer los efectos de rozamiento, tambien reduce eltrabajo neto producido por la planta. En ausencia de transferencia de calor con el ambiente,la entropía crece a través de la bomba. La eficiencia isientrópica de la bomba ηB tiene encuenta el efecto de las irreversibilidades dentro de la bomba relacionando las cantidades detrabajo real e isoentrópico.

Hay otras fuentes de irreversibilidad relativamente menos importantes. 1) las pérdidas decalor a través de las superficies de los equipos de la planta, tales pérdidas reducen la

cantidad de trabajo obtenido a partir del calor absorbido; 2) los efectos de rozamiento queprovocan caídas de presión en el fluido de trabajo son fuentes de irreversibilidad que actúanen la caldera, el condensador, y las tuberías que conectan los diversos equipos.

Las fuentes más significativas de irreversibilidad en una central térmica con combustible fósilestán asociadas con la combustión del combustible y la transferencia de calor desde losproductos de combustión calientes al fluido de trabajo del ciclo, estas irreversibilidades sonexternas del ciclo Rankine.

29

( )( ) 34

34

hhhh

mWmW s

sB

BB −

−==

&&&&

η (3.25)

(3.24)

1

22s3

4s

s

T

4


Figura 3.4 Diagrama T – s para mostrar los efectos de las irreversibilidades en la turbina y en la bomba.


CAPITULO 4

BALANCES DE MATERIA Y ENEERGIADE LA PLANTA TERMOELECTRICA:

TULA


304. PLANTA TERMOELECTRICA TULA

El análisis termodinámico de la Planta Termoeléctrica de Tula, se efectúa para el 100% de cargay se toman como datos iniciales la presión y temperatura de salida del generador de vapor p1 =166.7122 bar, T1 = 537.8 ºC. Además de la presión de recalentamiento p2 = 40.59932 bar.Suponemos una eficiencia isoentrópica de la turbina hSIT = 0.85 y una eficiencia isoentrópica debombeo hB = 0.75. La presión a la que trabaja el condensador es p10 = 0.10153 bar, T10 =46.10433 ºC.

4.1. CONSIDERACIONES

1. Cada componente es analizado en estado estacionario2. Todos los procesos que realiza el fluido de trabajo son internamente reversibles, excepto en

las etapas de la turbina y de bombeo3. Las turbinas, bombas y calentadores operan adiabáticamente4. En las expansiones a través de las válvulas se realiza un proceso de estrangulación5. Las energías cinética y potenciales son despreciables

A continuación presento el diagrama esquemático y el diagrama temperatura-entropía de laPlanta Termoeléctrica Tula, para el balance se ha simplificado el ciclo.


32

Este diagrama T-s se emplea para identificar los estados en las fronteras de cada dispositivoconsiderado en el balance de materia y energía.

Diagrama T-sPlanta Termeléctrica Tula al 100% de carga

0

100

200

300

400

500

600

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10s [kJ / kg K]

T [ C]

3

4

5

6

7

8

1

2

910

29

32

31 3028

11

262725 24

221723

21


33

4.2. LAS EXTRACCIONES

Extracción 1

Para establecer a que presión es conveniente realizar una extracción a la turbina para mandar unafracción del vapor a recalentamiento, si el caso es que esta presión es desconocida se puedeemplear la siguiente expresión

En la Planta Termoeléctrica de Tula se trabaja con la siguiente relación, tomando enconsideración que el ciclo opera al 100% de carga

En el ciclo Rankine de la Planta Termoeléctrica de Tula se tienen siete extracciones principales.Tomando como dato la presión de la extracción para el recalentamiento p2 = 40.59932 bar, entablas de agua saturada se obtiene la temperatura de saturación a esta presión T2sat = 251.27180ºC. Otro dato importante es la presión de condensación (el cual esta fuertemente influenciado porlas condiciones atmosféricas del lugar de ubicación de la planta), p10 = 0.10153 bar para estapresión tenemos una temperatura de saturación de T10 = 46.35 ºC.

Para obtener un intervalo óptimo de temperatura (DTop), a la diferencia entre las temperaturas desaturación anteriores las dividimos en 7 regiones iguales

En donde n = 6 y sustituyendo valoresDTop = 29.30964 ºC

Extracción 2

Con la T2sat y la DTop calculamos T4sat

T4sat = T2sat - DTop = 251.2718 29.30964 = 221.96216 ºC (4.5)

26.0...2.01

2 »pp

24353.07122.166

59932.40

1

2 »=pp

1,,

+

-=D

nTT

T óncondensacisatientorecalentamsatop

710433.427180.251 -

=D opT

(4.1)

(4.2)

(4.3)

(4.4)


34

Enseguida en tablas de vapor saturado se interpola para encontrar la presión, el volumenespecífico, la entalpía específica, la entropía específica, tanto para el líquido como para el vapor.Para facilitar la observación de los datos correspondientes a los puntos de saturación involucradosen este análisis termodinámico los mostraremos en la tabla 1.

Extracción 3

Con la T4sat y la DTop se obtiene T5sat

T5sat = T4sat - DTop = 221.96216 29.30964 = 192.65252 ºC (4.6)

Extracción 4

Empleando la T5sat y la DTop entonces T6sat

T6sat = T5sat - DTop = 192.96216 29.30964 = 163.34288 ºC (4.7)

Extracción 5

Utilizando T6sat y la cantidad DTop, se tiene T7sat

T7sat = T6sat - DTop = 163.34288 29.30964 = 134.03325 ºC (4.8)

Extracción 6

Para obtener la temperatura 8 de saturación se utiliza la temperatura de saturación anterior ynuevamente DTop

Con la T7sat y la DTop se encuentra T8sat

T8sat = T7sat - DTop = 134.03325 29.30964 = 104.72361 ºC (4.9)

Extracción 7

Se emplea la temperatura de saturación anterior T8sat y DTop para calcular T9sat.

T9sat = T8sat - DTop = 104.72361 29.30964 = 75.41397 ºC (4.10)

Extracción 8

De forma similar a lo efectuado en el paso anterior obtenemos T10sat

Con la T9sat y la DTop calculamos T10sat

T10sat = T9sat - DTop = 75.41397 29.30964 = 46.10433 ºC (4.11)

T10sat corresponde a la temperatura de condensación del ciclo.


35Tabla 1

Datos de los puntos que tocan la línea de saturación, en el diagrama T-s para el agua

EDO

T[o C]

p[bar]

vf[m3/kg]

vg[m3/kg]

hf[kJ/ kg]

hg[kJ/ kg]

sf[kJ/ kg K]

sg[kJ/ kg K]

1sat 350.77 166.7122 0.00175 0.008666 1670.899 2558.595 3.78733 5.200392sat 251.28 40.59932 0.001254 0.049021 1091.583 2801.065 2.80437 6.06378

4sat 221.96 24.06 0.001194 0.083067 952.681 2802.623 2.53585 6.271925sat 192.65 13.29 0.001145 0.148082 819.452 2788.314 2.26113 6.487556sat 163.34 6.722 0.001106 0.283561 690.092 2761.749 1.97597 6.721727sat 134.03 3.043 0.001074 0.597829 563.534 2725.954 1.67682 6.98711

8sat 104.72 1.197 0.001047 1.432124 438.961 2683.402 1.35983 7.298979sat 75.41 0.393 0.001026 4.064852 315.647 2635.976 1.02039 7.67645

10sa

t

46.1 0.102 0.00101 14.46729 193.036 2585.153 0.65305 8.14487

4.3. LOS ESTADOS PARA EL BALANCE DE MATERIA Y ENERGIA

Estado 1

En tablas de vapor sobrecalentado con los valores de p1 = 166.7122 bar y T1 = 537.8 ºC, seobtienen los siguientes valores

v1 = 0.019905 m3 / kgh1 = 3396.037 kJ / kgs1 = 6.41178 kJ / (kg K)

Estado 2

Primero se considera que la expansión del vapor sea isoentrópica, es decir

s1 = s2v = 6.41178 kJ / (kg K)

El vapor al circular por la sección de alta presión (HP) de la turbina de vapor se expande desde lapresión p1 hasta la presión p2 con base a la expresión

Donde en este caso se toma como

26.0...2.01

2 »pp

barpppp

59932.407122.166*24353.0*24353.0

24353.0

12

1

2

===

=

(4.12)

(4.13)

(4.14)


36

Con el valor de p2 calculado en el renglón anterior en tablas de vapor saturado se obtiene el valorde la entropía del vapor

s2g = 6.06378 kJ / (kg K)

Al comparar s2g con s2v se observa que el vapor al final de la expansión isoentrópica seencuentra en la región de vapor sobrecalentado, debido a que s2v > s2g. En tablas de vaporsobrecalentado con los valores de p2 = 40.59932 bar y s2s = 6.41178 kJ / (kg K) se obtienen losvalores de

T2s = 312.51 °Cv2s = 0.059823 m3 / kgh2s = 2993.431 kJ / kg

El estado 2 real se obtiene a partir del rendimiento isoentrópico de la turbina

De donde

h2 =h1-hSIT(h1-h2s) =3396.037-0.85(3396.037-2993.431) =3053.82190 kJ/kg (4.16)

En tablas de vapor sobrecalentado a partir de los valores de p2 = 40.59932 bar y h2 = 3053.8219kJ / kg se obtienen después de interpolar los siguientes valores

T2 = 335.34 °Cv2 = 0.063260 m3 / kgs2 = 6.51295 kJ / (kg K)

Estado 3

El estado 3 corresponde al recalentamiento a la p2 =p3 =40.59932 bar, la adición de calor seefectúa hasta alcanzar la temperatura T1 =T3 =537.8 °C. En tablas de tablas de vaporsobrecalentado se interpola para encontrar los siguientes valores

v3=0.089792 m3/kgh3=3531.197 kJ/kgs3=7.19188 kJ/(kg K)

Estado 4

Se considera una expansión isoentrópica del vapor, es decir

s3=s4v=7.19188 kJ/(Kg K)

sSIT hh

hh

21

21

--

=h (4.15)


37

El vapor circula por la sección de alta presión de la turbina y se expande desde la presiónp3=4.059932 bar hasta la presión p4sat= 24.06 bar y en tablas de vapor saturado se obtiene el valorde

s4g=6.27192 kJ/(kg K)

Al comparar s4g con s4v se observa que el vapor al final de la expansión isoentrópica se encuentraen la región de vapor sobrecalentado, debido a que s4g < s4v. En tablas de vapor sobrecalentadocon los valores de p4= 24.06 bar y s4v=7.19188 kJ/(kg K) se obtienen los valores de

T4s= 449.47 °Cv4s= 0.135249 m3/kgh4s= 3350.860 kJ/kg

El estado 4 real se obtiene a partir del rendimiento isoentrópico de la turbina y acondicionando laecuación (4.16) se obtiene h4. hSIT =0.85 lo consideramos fijo

h4=h3-hSIT(h3-h4s)=3531.197-0.85(3531.197-3350.86)=337.91055kJ/kg (4.17)

En tablas de vapor sobrecalentado a partir de los valores de p4=24.06bar y h4= 3377.91055kJ /kgdespués de interpolar se obtienen los siguientes valores

T4= 461.65 °Cv4= 0.137752 m3/kgs4= 7.22900 kJ/(kg K)

Estado 5

Nuevamente se considera que la expansión del vapor sea isoentrópica, donde

s4=s5v=7.22900 kJ/(Kg K)

El vapor al circular por la sección de presión intermedia (IP-2) de la turbina se expande desde lapresión p4=24.06bar hasta la p5sat= 13.29 bar y en tablas de vapor saturado se obtiene el valor de

s5g=6.48755 kJ/(kg K)

Se observa que s5g < s5v por lo tanto el vapor al final de la expansión isoentrópica se encuentra enla región de vapor sobrecalentado y en tablas de vapor sobrecalentado con los valores de p5=13.29 bar y s5s =7.22900 kJ/(kg K) se interpola obteniendo los valores de

T5s= 369.78 °Cv5s= 0.218570 m3/kgh5s= 3193.557 kJ/kg


38

La h5 del estado 5 real se obtiene aplicando la ecuación (4.16)

h5=h4-hSIT(h4-h5s)= 3377.91055-0.85(3377.91055-3193557)=3221.21003 kJ/kg (4.18)

En tablas de vapor sobrecalentado con los valores de p5= 13.29 bar y h5 anterior, se interpola paraobtener los siguientes valores

T5= 382.62 °Cv5= 0.22330 m3/kgs5= 7.27159 kJ/(kg K)

Estado 6

Considerando una expansión isoentrópica del vapor en esta etapa de la turbina, tenemos

s5=s6v=7.27159 kJ/(Kg K)

El vapor realiza su proceso en la etapa de presión intermedia de la turbina y se expande desde lapresión p5= 13.29 bar hasta la p6sat= 6.722 bar y entablas de vapor saturado se interpola paraobtener el valor de

s6g=6.72172 kJ/(Kg K)

Al comparar los valores de s6g y s6v se observa que s6g < s6v que indica que el vapor después deefectuar la expansión isoentrópica se encuentra en la región de vapor sobrecalentado. En tablasde vapor sobrecalentado con los valores de p6= 6.722 bar y s6v= 7.27159kJ/(kg K) se obtienen losvalores de

T6s= 287.58 °Cv6s= 0.378037 m3/kgh6s= 3033.774 kJ/kg

Utilizando la ecuación (4.16) obtenemos h6 real

h6=h5-hSIT(h5-h6s)=3221.21003-.85(3221.21003-3033.774)=3061.88941 kJ/kg (4.19)

Los datos de entrada para encontrar las propiedades termodinámicas del estado 6 en tablas devapor sobrecalentado son la p6= 6.722 bar y h6 calculada anteriormente, se interpola para obtenerlos siguientes valores

T6= 301.02 °Cv6= 0.387737 m3/kgs6= 7.32114 kJ/(kg K)


39

Estado 7

De entrada consideramos que el vapor realiza una expansión isoentrópica en esta etapa de laturbina, de donde

s6 = s7v = 7.32114 kJ / (kg K)

El vapor trabaja dentro de la etapa de baja presión de la turbina expandiéndose desde la presiónp6 = 6.722 bar hasta la presión p7sat = 3.043 bar y en tablas de agua saturada se interpola paraobtener el valor de

s7g = 6.98711 kJ / (kg K)

Al comparar los valores de las entropías obtenidas para el estado 7 (s7g con s7v) se observa que s7v> s7g, que indica que el vapor después de efectuar la expansión isoentrópica es vaporsobrecalentado y en tablas de vapor sobrecalentado con los valores de p7 = 3.043 bar y s7v =7.32114 kJ / (kg K) se obtienen los valores de

T7s = 203.83 °Cv7s = 0.712114 m3 / kgh7s = 2873.199 kJ / kg

Para encontrar las propiedades del estado 7 real, aplicamos primero la ecuación (4.16) paraencontrar h7 real

h7 =h6-hSIT(h6-h7s)=3061.88941 0.85(3061.88941 2873.199)=2901.50256kJ/ kg (4.20)

Ahora con el valor p7 = 3.043 bar y la entalpía h7 calculada arriba, en tablas de vaporsobrecalentado se interpola para obtener los siguientes valores

T7 = 217.64 °Cv7 = 0.734055 m3 / kgs7 = 7.37964 kJ / (kg K)

Estado 8

Considerando una expansión isoentrópica del vapor a través de la turbina, se obtiene

s7 = s8v = 7.32114 kJ / (kg K)

Al trabajar el vapor en una porción de la turbina de baja presión, se reduce la presión desde p7 =3.043 bar hasta la presión p8sat = 1.197 bar y en tablas de agua saturada se interpola para obtenerel valor de

s8g = 7.29897 kJ / (kg K)


40

Al comparar los valores de s8g con s8v se observa que el vapor al final de la expansiónisoentrópica es vapor sobrecalentado, debido a que s8v > s8g. En tablas de vapor sobrecalentadocon los valores de p8 = 1.197 bar y s8s = 7.37964 kJ /(kg K) se obtienen los valores de

T8s = 120 °Cv8s = 1.494132 m3 / kgh8s = 2714.543 kJ / kg

La h8 para el estado 8 real se encuentra utilizando la ecuación (4.16)

h8=h7-hSIT(h7-h8s)=2901.50256 0.85(2901.50256 2714.543)=2742.58693 kJ / kg (4.21)

Los datos para encontrar las propiedades restantes del estado 8 son la presión p8 = 1.197 bar y laentalpía h8 calculada anteriormente, en tablas de vapor sobrecalentado interpolamos para obtenerlos siguientes valores

T8 = 133.88 °Cv8 = 1.550271 m3 / kgs8 = 7.44974 kJ / (kg K)

Estado 9

Primero consideramos una expansión isoentrópica del vapor a través de esta etapa de la turbina,de donde

s8 = s9v = 7.44974 kJ /(kg K)

El vapor trabaja en una porción de la turbina de baja presión, donde el vapor se expansiona desdela presión p8 = 1.197 bar hasta la presión p9sat = 0.393 bar y en tablas de agua saturadaencontramos el valor de la entropía

s9g = 7.67645 kJ / (kg K)

Al comparar s9g con s9v se observa que el vapor al final de la expansión isoentrópica es vaporhúmedo, debido a que s9g > s9v. Entonces se calcula la calidad de la mezcla de la siguiente manera

El volumen específico y la entropía específica se pueden calcular de la siguiente manera

v9s= vf + x9s*vfg=0.001026+0.96594(4.064852 0.001026)=3.922045m3/ kg (4.23)

h9s=hf+x9s*hfg=315.647+0.96594(2635.976 315.647) = 2557.139 kJ / kg (4.24)

T9sat = 75.44 º C

( ) 96594.002039.167645.702039.144974.7

||

9

999 =

--

=-

-=

psspss

xfg

fgs

(4.22)


41

Para calcular las propiedades del estado 9 real, primero utilizamos la ecuación (4.16) paraencontrar h9

h9=h8-hSIT(h8-h9s)=2742.58693 0.85(2742.58693 2557.139)=2584.95619 kJ / kg (4.25)Al comparar h9 con el hg a la presión p9sat (hg| P9) se observa que

hg =2635.976 kJ / kg > h9 = 2584.95619 kJ / kg (4.26)

Por lo tanto el vapor en este estado se encuentra en la región de vapor húmedo. Enseguida secalcula la calidad del vapor

El volumen específico y la entropía específica se pueden calcular de forma similar a lo efectuadocon las ecuaciones (4.23) y (4.24)

v9 =vf+x9*vfg=0.001026 + 0.97801(4.064852 0.001026) = 3.970707 m3 / kg (4.28)

s9 = sf+x9*sfg=1.02039 + 0.97801(7.67645 1.02039) = 7.52953 kJ / (kg K) (4.29)

Estado 10

Primero consideramos una expansión isoentrópica del vapor a través de esta etapa de la turbina,de donde

s9 = s10v = 7.52953 kJ / (kg K)

El vapor se expansiona en la última etapa de la turbina de baja presión, desde la presión p9 =0.393 bar hasta la presión p10sat = 0.10153 bar que corresponde a la presión de entrada alcondensador. En tablas de agua saturada encontramos el valor de la entropía

s10g = 8.14487 kJ / (kg K)

y como s10g > s10v se observa que el vapor al final de la expansión isoentrópica dentro de laturbina, sale como vapor húmedo y se puede calcular la calidad de la mezcla empleando laecuación (4.22)

El volumen específico y la entalpía específica se pueden calcular de la siguiente manera

v10s= vf+x10s*vfg=0.001010+0.91746(14.467294 0.001010)=13.222555 m3/ kg (4.31)

h10s=hf+x10s*hfg=193.036+0.91746(2585.153 93.036)= 2389.319 kJ / kg (4.32)

( ) 97801.0647.315976.2635

647.31595619.2584|

|

9

999 =

--

=-

-=

phhphh

xfg

f (4.27)

( ) 91746.065305.014487.865305.052953.7

||

10

101010 =

--

=-

-=

psspss

xfg

fgs

(4.30)


42

T10sat = 46.20 º C

Para obtener h10 del estado 10 real aplicamos la ecuación (4.16)h10=h9-hSIT(h9-h10s)=2584.95619 0.85(2584.95619 2389.319)=2418.06458kJ/kg (4.33)

Al comparar h10 con hg| P9 se observa que h10g > h10. Por lo tanto el vapor en este estado seencuentra en la región de vapor húmedo. Enseguida se calcula la calidad del vapor utilizando laecuación (4.27)

El volumen específico y la entropía específica se pueden calcular de forma similar a lo efectuadocon las ecuaciones (4.23) y (4.24)

v10=vf+x10*vfg=0.001010+0.9304(14.467294 0.001010)=13.399244 m3 / kg (4.35)

s10=sf+x10*sfg=0.65305+0.9304(8.14487 0.65305)=7.62148 kJ / (kg K) (4.36)

ESTADO 11

Este estado corresponde al líquido saturado a la presión de condensación p11 = 0.0103 bar y entablas de líquido saturado encontramos los siguientes valores:

v11 = 0.001010 m3 / kg.h11 = 193.036 kJ / kg.s11 = 0.65626 kJ / (kg K)

Estado 12

Corresponde a la salida de la bomba de condensados y suponemos una eficiencia isoentrópica hB= 0.75. La bomba debe entregar el fluido a la presión de entrada al desaireador, por lo tanto p12= p5 = 13.29 bar, el estado 12 se puede calcular como sigue:

h12 = 194.81198 kJ /kg

Ahora con la p12 = 13.29 bar y h12 = 194.81198 kJ / kg, en tablas de líquido comprimido seobtienen los siguientes valores

( ) 9304.0036.193153.2585

036.19366458.2418||

10

101010 =

--

=-

-=

phhphh

xfg

f

(4.34)

( )B

ppvhhh

1112111112

-+= ( )

3

5

10*75.010*102.029.13001010.0036.193 -

+= (4.37)


43

T12 = 46.26 °Cv12 = 1.0098514 * 10-3 m3 / kgs12 = 0.65444 kJ / kg K

Suponiendo un bombeo isoentrópico h12 se puede calcular como sigue:h12=h11+v11(p12 p11)= 193.036+1.0098514*10-3(13.29 0.102)*102=194.36779kJ/kg (4.38)Con el valor de la entalpía h12 = 194.36779 kJ / kg y al valor de la entropía s12 = 0.65305 kJ / kgK en tablas de líquido comprimido se obtienen los siguientes valores

T12s = 46.15 ºCv12s = 1.0098045*10-3 m3 / kgs12s = 0.65305 kJ / (kg K)

Estado 13

Este estado corresponde al líquido que sale del calentador cerrado 1 (C1), en el estado 13 seconoce la presión, ya que p13 = p12 = 13.29 bar, a partir de la diferencia de temperatura terminalDTT1 se obtiene la temperatura a la salida del C1

Figura 4.1 Mostramos como se efectúa la transmisión de calor al estado 13

En este caso DTT1 es positiva ya que el estado 9 se encuentra en la región de vapor húmedo. Eneste análisis energético se considera a DTT1 = 3 ºC, recordando que la DTT1 se expresa de lasiguiente manera

DTT1 = Tsat | p9 - T13 (4.39)

Donde la temperatura del líquido a la salida del calentador cerrado C1 es igual a

T13 = Tsat | p9 - DTT1 (4.40)

SustituyendoT13 = 75.41397 3 = 72.41397 ºC

Con los valores de p13 = 13.29 bar y T13 = 72.41397, en tablas de líquido comprimido se obtienenlos valores siguientes

931

12

9

13DTT1 = Tsat | P9 - T13

C1

30 31

13 12

8m&

L

T

( en la región de vapor húmedo)


44

v13 = 1.023696 *10-3 m3 / kgh13 = 304.124 kJ / kgs13 = 0.98338 kJ / (kg K)

Estado 14

Este estado corresponde al líquido que sale del calentador cerrado 2 (C2), en este caso se conocela presión donde p14 = p13 = 13.29 bar, a partir de la diferencia de temperatura terminal 2 (DTT2 )

se obtiene el valor de la temperatura 14 (T14 )

T14 = Tsat | p 8 - DDT2 (4.41)

El estado 8 se encuentra en la región de vapor sobrecalentado, por lo cual DDT2 es menor o iguala cero. En este análisis termodinámico se considera que DDT2 = -3 ºC y sustituyendo

T14 = 104.72361 (-3) = 107.72361 ºC

Ahora en tablas de líquido comprimido con p14 =13.29 bar y T14 =107.72361 ºC se obtienen losvalores siguientes

v14 = 1.0490712 *10-3 m3 / kgh14 = 452.521 kJ / kgs14 = 1.39223 kJ / (kg K)

Estado 15

Corresponde al líquido que sale del calentador cerrado 3 (C3), en este estado se conoce lapresión, donde p14 = p15 = 13.29 bar y a partir de la diferencia de temperatura terminal DTTDTT3 = Tsat | p7 - T15 £ 0 (4.42)

C2

2829

14 13

8

29

13

8

14

DTT2 = Tsat | P8 - T14 £ 0

( en la región de sobrecalentado vapor)

T

15 14

7

C326 27

2715

DTT3 = Tsat | p7 - T15 £ 07

14 (en la región de vapor sobrecalentado)

T

L


45

De la ecuación obtenemos el valor de la temperatura 15

T15 = Tsat | p7 - DTT3 (4.43)

El estado 7 se encuentra en la región de vapor sobrecalentado, por lo que DTT3 es menor o igualcero, el valor establecido para la DTT3 es 3 ºC y sustituyendo

T15 = 134.03325 (-3) = 137.03325 ºC

Ahora en tablas de líquido comprimido con p15 =13.29 bar y el valor anterior para T15 seobtienen los siguientes datos

v15 = 1.0760624 *10-3 m3 /kgh15 = 577.039 kJ / kgs15 = 1.70717 kJ / (kg K)

Estado 16

El estado 16 corresponde al líquido que sale del calentador cerrado 4 (C4) de este estado seconoce la presión, donde p15 = p16 = 13.29 bar y a partir de la diferencia de temperatura terminalDTT4 se puede conocer la temperatura de este estado

DTT4 = Tsat |P6 - T16 (4.45)T16 = Tsat | P6 - DTT4 (4.46)

El estado 6 se encuentra en la región de vapor sobrecalentado por lo que DTT4 es menor o igual acero. En este análisis termodinámico se considera que DTT4 = -3 ºC y por lo tanto

T16 = 163.34288 (-3) = 166.34288 ºC

Ahora en tablas de líquido comprimido con esta temperatura T16 = 166.34288 ºC y la presión p16 = 13.29 bar, se obtienen los siguientes valores

C4

25

16 15

6

15

2516

6

DTT4 = Tsat | P6 - T16

(en la región de vaporsobrecalentado)T


46


Estado 17

Este estado corresponde al líquido saturado a una presión p5 = 13.29 bar (p17 = p5) y en tablas delíquido saturado encontramos los siguientes valores

T17 = Tsat | p5 = 192.65252 ºCv17 = vf | p5 = 0.001145 m3 / kgh17 = hf | p5 = 819.452 kJ / kg.s17 = sf | p5 = 2.26113 kJ / (kg. K)

Estado 18

El estado 18 corresponde a la salida de la bomba de agua de alimentación, donde suponemos unaeficiencia isoentrópica de bombeo hB = 0.75. Por lo tanto se puede calcular h18 de la siguientemanera

h18 = 842.87446 kJ / kg

Con el valor de la presión p18 = 166.7122 bar y la entalpía anterior, se obtienen los siguientesvalores

T18 = 196.35 ºCv18 = 0.001137 m3 / kgs18 = 2.27379 kJ / (kg K)

Suponiendo un bombeo isoentrópico h18 se puede calcular como sigue

h18s = h17 + v17 (p18 - p17) = 819.452 + 0.001145(166.7122 13.29)*102 (4.48)

h18s = 837.01884 kJ / kg

En tablas de líquido comprimido con s17 = s18 = 2.26113 kJ / (kg K) y p18 = 166.7122 barencontramos los siguientes valores

T18s = 195.01 ºCv18s = 1.1346221 *10-3 m3 / kgh18s = 836.939 kJ / kg

( )B

ppvhhh

1718171718

-+=

( )3

5

10*75.010*29.137122.166001145.0452.819 -

+= (4.47)


47

Estado 19

Corresponde al líquido que sale del calentador cerrado 6 (C6), en este estado se conoce la presiónp18 = p19 = 166.7122 bar, tomando como dato la diferencia de temperatura terminal DTT6

El estado 4 se encuentra en la región de vapor sobrecalentado por lo que DTT6 es menor a ceroy en este análisis consideramos a la DTT6 = -3 ºC, sustituyendo encontramos T19

T19 = Tsat | p4 - DTT6 = 221.96216 (-3) = 224.96216 ºC (4.49)

En tablas de líquido comprimido con p19 =166.7122 bar y T19 anterior se calculan se obtienen lossiguientes valores


Estado 20

Corresponde al líquido que sale del calentador cerrado 7 (C7), para este estado se conoce lapresión p19 = p20 = 166.7122 bar. Tomando como dato la diferencia de temperatura terminalencontramos T20

C7

2119

(en la región de vapor sobrecalentado)

20 19

2

2120

2

DTT7 = Tsat | p2 - T20

T

L

C6

22 23

19 18

4

(en la región de vapor sobrecalentado)

22

18

19

DTT6 = Tsat | p4 - T19 £ 0

4

T

L


48

El estado 2 se encuentra en la región de vapor sobrecalentado, correspondiendo a la extracciónpara la regeneración por lo que DTT7 es menor a cero, después de haber establecido en esteanálisis termodinámico una DTT7 = -3 ºC y sustituyendo

T20 = Tsat | p2 - DTT7 = 251.28 (-3) = 254.28 ºC (4.50)

En tablas de líquido comprimido con p20 = 166.7122 bar y T20 calculada anteriormente, seobtienen los siguientes valores


Estado 21

El estado 21 corresponde al líquido saturado a una presión p2 = 40.599 bar (p21= p2) y en tablasde líquido saturado, encontramos los siguientes valores


Estado 22

La porción del proceso (21-22) en la válvula correspondiente se efectúa una reducción de lapresión, desde la presión 21 hasta la presión 22, p4 = 24.06 bar (p4 = p22), se puede encontrar lacalidad de la mezcla de la siguiente forma

s22=sf+x22(sfg)=2.53585+0.07508(6.27192 2.53585)=2.81637 kJ / (kg K) (4.52)

v22 =vf +x22(vfg)=0.001194 +0.07508(0.083067 0.001194) = 0.00734 m3 / kg (4.53)

Estado 23

Este estado corresponde al líquido saturado a una presión p4 = 24.06 bar (p23 = p4) y en tablas delíquido saturado encontramos los siguientes valores


( ) =-

-=

22

222222 |

|phhphh

xfg

f =--

681.952623.2802681.952583.1091

0.07508(4.51)


49

Estado 24

En esta sección del proceso (23 24) mediante una válvula se realiza una estrangulación, esdecir, únicamente se reduce la presión 23 hasta la presión 24, de manera isoentálpica, de donde

h23 = h24 = 952.681 kJ / kg

y como el estado 24 se encuentra en la región de vapor húmedo, a una presión p5 = 13.29 bar (p5= p24), podemos calcular la calidad de la mezcla como en el caso del estado 22

s24=sf+x24(sfg)= 2.26113 + 0.06767(6.48775 2.26113) = 2.54713 kJ / (kg K) (4.55)

v24 =vf +x24(vfg)=0.001145 +0.06767(0.148082 0.001145)= 0.001109 m3 / kg (4.56)

Estado 25

Este estado corresponde al líquido saturado a una presión de p6 = 6.722 bar (p25 = p6) y en tablasde líquido saturado encontramos los siguientes valores

T25 = Tsat | p6 = 163.34288 ºCv25 = vf | p6 = 0.001106 m3 / kgh25 = hf | p6= 690.092 kJ / kg.s25 = sf | p6 = 1.97597 kJ / (kg. K)

Estado 26

En esta etapa del proceso (25-26) en la válvula correspondiente se realiza un estrangulamiento, sereduce la presión 25 hasta la presión 26 de manera isoentálpica, de donde

h25 = h26 = 690.092 kJ / kg

y como el estado 26 se encuentra en la región de vapor húmedo, con una presión de h27 = p7 =3.043 bar (p7 = p26), puede calcular la calidad de la mezcla de forma análoga a lo efectuado elestado 22

s26 =sf+x26(sfg)=1.67682+0.05853 (6.98711 1.67682) = 1.98763 kJ / kg K (4.58)

v26 =vf x26(vfg)=0.001074 + 0.0553(0.597829- 0.01074)= 0.036 m3 / kg (4.59)

( ) =-

-=

24

242424 |

|phhphh

xfg

f=

--

452.819314.2788452.819681.952 (4.54)

( ) =-

-=

26

262626 |

|phhphh

xfg

f 05853.0534.563954.2725

534.563092.690=

-- (4.57)

0.06767


50

Estado 27

Corresponde al líquido saturado a una presión p7 = 3.043 bar (p27 = p7). En tablas de líquidosaturado encontramos los siguientes valores

T27 = Tsat | p7 = 134.03325 ºCv27 = vf | p7 = 0.001074 m3 / kgh27 = hf | p7= 563.534 kJ / kg.s27 = sf | p7 = 1.67682 kJ / (kg. K)

Estado 28

En el proceso (27-28) por medio de una válvula se realiza un estrangulamiento, únicamente serealiza una disminución de la presión, desde la presión 27 hasta la presión 28 de forma tal que laentropía se mantiene constante (isoentálpica), por lo cual

h27 = h28 = 563.534 kJ / kg

y como el estado se encuentra en la región de vapor húmedo a una presión p8 = 1.197 bar (p28 =p8), se puede calcular la calidad de la mezcla de forma similar a lo efectuado para el estado 30

s28=sf+x28(sfg)=1.35983+5.55029*10-2(7.29897 1.35983)=1.68947 kJ/(kg K) (4.61)

v28=vf+x28(vfg)=0.001047+5.55029*10-2(1.432124 0.001047)= 0.08084 m3 / kg (4.62)

Estado 29

Corresponde al líquido saturado a una presión de p8 = 1.197 bar (p29 = p8). Entonces el valor desus propiedades termodinámicas es igual a


Estado 30

El proceso (29 30) es una estrangulación, únicamente se realiza una disminución de presiónmediante una válvula, desde la presión 29 hasta la presión 30, el proceso se realiza de maneraisoentálpica (entalpía constante) por lo cual se tiene

h29 = h30 = 438.961 kJ / kg

( ) =-

-=

28

282828 |

|phhphh

xfg

f 0555.0961.438402.2683

961.438534.563=

-- (4.60)


51

Y como el estado 30 se encuentra en la región de vapor húmedo, a una presión p9 = 0.393 bar(p30 = p9), entonces se calcula la calidad de la mezcla, de manera similar a lo efectuado para elestado 22.s30 = sf+x30(sfg)= 1.02039 + 0.05315 (7.67645 1.02039) =1.37416 kJ / (kg K) (4.64)

v30=vf +x30(vfg)=0.001026 +0.05315(4.064852 0.001026)= 0.21599 m3 / kg (4.65)

Estado 31

- Líquido saturado

Es decir sale del calentador cerrado 1 (C1) como líquido saturado, en tablas de vapor saturadocon el valor de la presión 9 p9 = 0.393 bar se obtienen los valores de


- Líquido subenfriado

Es decir sale del calentador cerrado 1 (C1) como líquido subenfriado. En este caso se debeconocer la variación de temperatura al final del intercambio de calor

Estado 32

El proceso (31 32) es una estrangulación, es decir, que mediante una válvula se disminuye lapresión desde la presión 32 hasta la presión 31, de manera isoentálpica o sea

h31 = h32 = 315.647 kJ / kg

y como el estado 32 se encuentra en la región de vapor húmedo, a una presión p10 = 0.102 bar

(p32 =p10 ), entonces se calcula la calidad de la mezcla de la siguiente manera

s32=sf+x32*sf g= 0.65305 + 0.05125 (8.14487 0.65305) =1.03701 kJ / (kg K) (4.67)

v32=vf +x32*vf g=0.001010+0.05125(14.467294 0.001010)=0.74241 m3 / kg (4.68)

En la Tabla 2 se encuentran ordenados los valores de las propiedades termodinámicas de losestados del ciclo Rankine involucrados para el balance de materia y energía, operando el ciclo auna carga del 100%

( ) =-

-=

32

323232 |

|phhphh

xfg

f 05126.0036.193153.2585036.193647.315

=--

= (4.66)


52Tabla 2

Tabla de estados para el balance de Planta Termoeléctrica TulaDatos para el 100% de carga y DTT =± 3 oC

Edo. T[oC]

p[bar]

v[m3 / kg]

h[kJ / kg]

s[kJ /kg K]

x

1 537.8 166.7122 0.019905 3396.037 6.41178 vap. Sobre.2s 312.51 40.59932 0.059823 2993.431 6.41178 vap. Sobre.2 335.34 40.59932 0.06326 3053.8219 6.51295 vap. Sobre.3 53.8 40.59932 0.089792 3531.197 7.19188 vap. Sobre.4s 449.47 24.06 0.135249 3350.86 7.19188 vap. Sobre.4 461.65 24.06 0.137752 3377.91055 7.229 vap. Sobre.5s 369.78 13.29 0.21857 3193.557 7.229 vap. Sobre.5 382.62 13.29 0.2233 3221.21003 7.27159 vap. Sobre.6s 287.58 6.722 0.378037 3033.774 7.27159 vap. Sobre.6 301.02 6.722 0.387737 3061.88941 7.32114 vap. Sobre.7s 203.83 3.043 0.712114 2873.194 7.32114 vap. Sobre.7 217.64 3.043 0.734055 2901.50256 7.37164 vap. Sobre.8s 120 1.197 1.494132 2714.543 7.37964 vap. Sobre.8 133.88 1.197 1.550271 2742.58693 7.44974 vap. Sobre.9s 75.44 0.393 3.922045 2557.139 7.44974 0.9669 75.44 0.393 3.970707 2584.95619 7.52953 0.978

10s 46.2 0.102 13.222555 2389.319 7.52953 0.91810 46.2 0.102 13.399244 2418.66458 7.62141 0.9311 46.1 0.102 0.00101 193.036 0.65305 líq. Sat12s 46.15 13.29 0.00101 194.36799 0.65305 líq. Comp.12 46.26 13.29 0.00101 194.81198 0.65444 líq. Comp.13 72.41397 13.29 0.001024 304.124 0.98338 líq. Comp.14 107.72361 13.29 0.001049 452.521 1.39223 líq. Comp.15 134.03325 13.29 0.001076 577.039 1.70717 líq. Comp.16 166.34288 13.29 0.001105 690.467 1.97517 líq. Comp.17 192.65 13.29 0.001145 819.452 2.26113 líq. Sat18s 195.01 166.7122 0.001135 836.939 2.26113 líq. Comp.18 196.35 166.7122 0.001137 842.87446 2.27379 líq. Comp.19 224.96216 166.7122 0.001181 970.508 2.53764 líq. Comp.20 254.28 166.7122 0.001239 1106.139 2.80216 líq. Comp.21 251.28 40.599 0.001254 1091.583 2.80437 líq. Sat22 221.96 24.06 0.00734 1091.583 2.81637 0.0750823 221.96 24.06 0.001194 952.681 2.53585 líq. Sat24 192.65 13.29 0.001109 952.681 2.54713 0.0676725 163.34 6.722 0.001106 690.092 1.97597 líq. Sat26 134.03 3.043 0.036 690.092 1.98763 0.0585327 134.03 3.043 0.001074 563.534 1.67682 líq. Sat28 104.72 1.197 0.08048 563.534 1.68947 0.055529 104.72 1.197 0.001047 438.961 1.35983 líq. Sat30 75.41 0.393 0.21599 438.961 1.37416 0.0531531 75.41 0.393 0.001026 315.647 1.02039 líq. Sat32 46.1 0.102 0.74241 315.647 1.03701 0.05125


53Tabla 3

Tabla de estados para el balance de Planta Termoeléctrica TulaDatos graficados en el diagrama T-s para el 100% de carga y DTT =± 3 oC

Edo. T [oC]

p [bar]

v[m3 / kg]

h [kJ / kg]

s [kJ /(kg K)]

x

1 537.8 166.7122 0.019905 3396.037 6.41178 vap. Sobre.2 335.34 40.59932 0.06326 3053.8219 6.51295 vap. sobre.3 53.8 40.59932 0.089792 3531.197 7.19188 vap. sobre.4 461.65 24.06 0.137752 3377.91055 7.229 vap. sobre.5 382.62 13.29 0.2233 3221.21003 7.27159 vap. sobre.6 301.02 6.722 0.387737 3061.88941 7.32114 vap. sobre.7 217.64 3.043 0.734055 2901.50256 7.37164 vap. sobre.8 133.88 1.197 1.550271 2742.58693 7.44974 vap. sobre.9 75.44 0.393 3.970707 2584.95619 7.52953 0.97810 46.2 0.102 13.399244 2418.66458 7.62141 0.9311 46.1 0.102 0.00101 193.036 0.65305 líq. sat12 46.26 13.29 0.00101 194.81198 0.65444 líq. comp.13 72.41397 13.29 0.001024 304.124 0.98338 líq. comp.14 107.72361 13.29 0.001049 452.521 1.39223 líq. comp.15 134.03325 13.29 0.001076 577.039 1.70717 líq. comp.16 166.34288 13.29 0.001105 690.467 1.97517 líq. comp.17 192.65 13.29 0.001145 819.452 2.26113 líq. sat18 196.35 166.7122 0.001137 842.87446 2.27379 líq. comp.19 224.96216 166.7122 0.001181 970.508 2.53764 líq. comp.20 254.28 166.7122 0.001239 1106.139 2.80216 líq. comp.21 251.28 40.599 0.001254 1091.583 2.80437 líq. sat22 221.96 24.06 0.00734 1091.583 2.81637 0.0750823 221.96 24.06 0.001194 952.681 2.53585 líq. sat24 192.65 13.29 0.001109 952.681 2.54713 0.0676725 163.34 6.722 0.001106 690.092 1.97597 líq. sat26 134.03 3.043 0.036 690.092 1.98763 0.0585327 134.03 3.043 0.001074 563.534 1.67682 líq. sat28 104.72 1.197 0.08048 563.534 1.68947 0.055529 104.72 1.197 0.001047 438.961 1.35983 líq. sat30 75.41 0.393 0.21599 438.961 1.37416 0.0531531 75.41 0.393 0.001026 315.647 1.02039 líq. Sat32 46.1 0.102 0.74241 315.647 1.03701 0.05125


544. BALANCES DE MATERIA Y ENERGIA

Para encontrar los flujos necesarios en cada extracción de vapor se realizan balances de materia yenergía en cada uno de los calentadores. Empezando por el calentador de alta presión calentadorcerrado 7 (C7), se tienen las siguientes expresiones.

CALENTADOR 7

CALENTADOR 6

21

20 19

2 2m&

2m&

22

(1)

( ) ( )1* 21222019 =-+- hhmhh &

06912.0583.10918219.3053

508.970139.1106

212

19202 =

--

=--

=hhhhm&

C6

22 23

19 18

4

24

3m&

2m& 32 mm && +

( ) ( ) 04322223321819 =--++- hmhmhmmhh &&&&

(4.69)

(4.70)

(4.71)

(4.73)( ) ( )

( ) ( ) 04867.0681.95291055.3377

583.1091681.95206912.087446.842508.9703

234

2223218193

=-

-+-=

=-

-+-=

m

hhhhmhhm

&

&&


55CALENTADOR 5(Deareador)

CALENTADOR 4

C5

1724

16

5

18

(1)

4m&

32 mm && +

( )4321 mmm &&& ---

03876.0467.69021003.3221

467.690)04867.00691.01(681.952)04867.006912.0(452.819

)1()(0)1()(

4

165

16322432174

1643224325417

=-

---+-=

----+-

=

=----+--

m

hhhmmhmmhm

hmmmhmmhmh

&

&&&&&

&&&&&&

C4

25

16 15

6 5m&

5m& 26

( )4321 mmm &&& ---

( ) ( )( )( )

( )( ) 04034.0092.69088941.3061

039.577467.69003876.004867.006912.01

1011

5

256

15164325

164326516432255

=-

----=

-----

=

=--------+

m

hhhhmmmm

hmmmhmhmmmhm

&

&&&&

&&&&&&&&

(4.74)

(4.75)

(4.76)

(4.77)


56CALENTADOR 3

6m&

15 14

7

C3

26 275m&

( )4321 mmm &&& ---

65 mm && +

28

( ) ( ) ( )( )( ) ( )

( )( ) ( ) 04274.0534.56350256.2901

092.690534.56304034.0521.452039.57784345.0

1011

6

277

2627514154326

1443226576276515432

=-

-+-=

--+----

=

=-----+++---

m

hhhhmhhmmmm

hmmmhmhmhmmhmmm

&

&&&&&

&&&&&&&&&& (4.78)

(4.79)

C2

28 29

14 13

8

65 mm && +

7m&

765 mmm &&& ++

30

( )4321 mmm &&& ---

( )( ) ( ) ( )( )( ) ( )( )

( ) ( )( ) 04984.0961.43858693.2742

534.563961.43804274.004034.0124.304521.45284345.0

11

7

308

28296513144327

297658728651314432

=-

-++-=

--++----

=

+++-+-----

m

hhhhmmhhmmmm

hmmmhmhmmhhmmm

&

&&&&&&

&&&&&&&&&

CALENTADOR 2

(4.80)

(4.81)


57CALENTADOR 1

- El trabajo generado por la turbina de vapor

WTV = WTV,HP +WTV,IP-1 + WTV,IP-2 + WTV,LP (4.84)

De donde los trabajos en forma parcial son

C1

30 31

13 12

9 8m&

765 mmm &&& ++ 8765 mmmm &&&& +++

( )4321 mmm &&& ---

( ) ( )( ) ( )( )( ) ( )( )

( )( ) ( )

03341.0647.31595619.2584

81198.194124.30484345.0961.438647.31504984.004274.004034.0

101

8

8

319

121343230317658

30765981213432318765

=-

-+-++=

-----+-++

=

=++------++++

m

m

hhhhmmmhhmmmm

hmmmhmhhmmmhmmmm

&

&&&

&&&&&&&

&&&&&&&&&&&

( ) ( )( )( ) ( )( )( )( )( )( )( )( )( )

( )( ) ( )( )( )( )( )( ) =--------+

-------+

-+----+-----=

=----=

=----=

=---=

=---=

=-+-=

=--+-=

-

-

-

-

1098765432

98765432

8765432765432,

2,

654322,

1,

54321,

,

43221,

11

11/37898.13488941.306121003.322103876.004867.006912.01

1/24277.13821003.322191055.337704867.006912.01

1/90639.48491055.3377197.353193088.08219.3053037.3396

1

hhmmmmmmmhhmmmmmm

hhmmmmmhhmmmmWkgkJW

hhmmmWkgkJW

hhmmWkgkJW

hhmhhW

LPTV

IPTV

IPTV

IPTV

IPTV

HPTV

HPTV

&&&&&&&&&&&&&

&&&&&&&&&

&&&

&&

&

(4.82

(4.83)

(4.85)

(4.86)

(4.87.)

(4.88)9)


58

El trabajo de bombeo

- El trabajo motor

- El calor suministrado

- El calor retirado en el condensador

Haciendo un balance en el condensador, se obtienen las siguientes expresiones

- El trabajo motorEmpleando los calores suministrados al ciclo

- La eficiencia global del ciclo

( )( )( )( )( )( )( )( )

kgkJWkgkJ

W

TV

LPTV

/77185.1231/24371.47466458.241895619.258403341.071053.0

95619.258458693.274204989.076037.058693.274250256.290104274.080311.0

50256.290188941.306104034.084345.0,

==--+

--+--+

--=

( )( ) ( )( )( ) 92041.24036.19381198.19403876.004867.006912.011 17181112432

=----=-+----=

B

B

WhhhhmmmW &&&

kgkJWWW BTVM /85144.120692041.2477185.1231 =-=-=

( ) ( )( )( )( ) kgkJqhhmhhq

GV

GV

/27693.27348219.3053197.353106912.01139.1106037.33961 232201

=--+-=--+-= &

( )( )( )( )

( ) ( ) kgkJqhhmmmm

hhmmmmmmmq

r

r

/41151.1527036.193647.31516633.0036.19366458.241867712.0

1

11328765

11108765432

=-+-=-++++

--------=

&&&&

&&&&&&&

kgkJqqW rGVM /86542.120641151.152727693.2734 =-=-=

44138.027693.273485144.1206

===GV

MTH q

W&

&h

(4.89)

(4.90)

(4.91)

(4.92)

(4.93)

(4.94)


59Para la Termoeléctrica Tula operando al 100% de carga genera una potencia de 300 000 kWDonde

P= 300 000 kW

Calculando el vapor necesario para generar esta potencia se tiene

De donde

- El flujo de vapor por hora en cada extracción

- Flujo de combustible requerido para generar una potencia de 300 000 kW y considerando unpoder calorífico del combustible PCI = 41860 kJ / kg

MVWmP &=

skgW

PmM

V /58072.24885144.1206000300

===&

hrkgmhrkgm

hrkgmhrkgmhrkgmhrkgm

hrkghr

ss

kgm

skgm

/29468.298983600*03341.0*58072.248/34711.446013600*04984.0*58072.248

/6239.382473600*04274.0*58072.248/88648.360993600*04034.0*58072.248/95935.346853600*03876.0*58072.248/32511.435543600*04867.0*58072.248

/83773.618541

360018190.17

/18190.1706912.0*58072.248

8

7

6

5

4

3

2

2

====

========

=úû

ùêë

é=

==

hrkgskgPCI

qmm GVVC /8629.58453/23718.16

4186027693.2734*58072.248*

====

(4.95)

(4.96)

(4.97)

Planta termoeléctrica Tula

CAPITULO 5

CONCLUSIONES


60

5.1 CONCLUSIONES

Al describir los dispositivos y procesos que realizan dentro de un ciclo termodinámico nosdamos cuenta de cuales son los estados en las fronteras del equipo de relevancia para elbalance de materia y energía del ciclo, donde se ha despreciado factores como pérdidas devapor por purgado o pequeñas fugas, vapor para servicios auxiliares (en ocasiones seemplea para aislar a la carcasa de la turbina), con esto podemos tener un balancetermodinámico que puede resolverse analíticamente. La dificultad de realizar un balancetermodinámico a un planta de potencia es el gran número de cálculos repetitivos que debenrealizarse a cada estado del sistema, e identificar estos también en ocasiones no es sencillo,una vez salvado esto se procede a realizar el balance termodinámico del ciclo, suponiendouna volumen de control (cantidad de vapor inicial), se obtiene el vapor circulante en elciclo, es decir el porcentaje de vapor que en cada extracción y en cada dispositivo del ciclofluye, con la finalidad de obtener la eficiencia global del ciclo.


615.2 NOMENCLATURA

C velocidad; [m/s]h entalpía específica, [kJ /kg]m masa, [kg]

p presión, [bar]

s entropía específica, [kJ /(kg K)]r relación de trabajos, de calores que entran y los salen del sistemaT temperatura, [°C]v volumen específico, [m3 /kg]W trabajo, [kJ /kg]

x títuloz altura,[m]

Letras griegasD incremento, valor final valor inicialh rendimiento, eficiencia

SubíndicesB bombae estado de una sustancia a la entrada del volumen de controlf propiedad del líquido saturado, valor finalfg cambio en la propiedad, entre los estados de líquido saturado y vapor saturadog propiedad del vapor saturadoGV generador de vaporHP alta presióni valor inicialint rev internamente reversibleIP-1 presión intermedia 1IP-2 presión intermedia 2LP baja presiónM motorOP óptimoq calorr retirados estado de una sustancia a la salida del volumen de controls isoentrópicosat saturadoSIT isoentrópico de la turbinaT turbinaTH térmico

m& Flujo másico, [kg /s]

Q& Flujo de calor, [kW]

P& Potencia, [kW]


62TV turbina de vaporv vaporvc volumen de controlW trabajo; [kJ/kg]w agua, agua de refrigeración1,2,3 diferentes estados de un sistema, diferentes posiciones en los sistemas y en los

diagramas .

5.3 BIBLIOGRAFIA

Encyclopedia of EnergyDaniel N. Lapedes Editor en JefeMcGraw-Hill Book Company, USA 1976

Steam / ist generation and useThe Babcock & Wilcox CompanyThirty-ninth edition, USA 1978

Virgil Moring Faires Termodinámica4ª edición, México, 1982

W.H. Severns, H.E. Degler, J.C. MilesLa producción de energía mediante vapor, aire, o gas

Editorial Reverte mexicana S.A., México D.F. 1991

Francis F Huang Ingeniería TermodinámicaCompañía Editorial Continental, S.A. de C.V., 2ª Edición,México 1994

M.J. Moran, H.N. Shapiro Fundamentos de termodinámica técnica ,Editorial Reverté S.A., Tomos 1 y 2, España, 1993

M. Lucini. "Turbomáquinas de vapor y de gas", Editorial Labor, 3° Edición, Barcelona 15España.


63

B

BGS

FAAC S

M

M

N

N

H

C B B A BACB

LP- TURBINE

HG

F

S.C TV.

ICV. RSV

IP-1.IP-2. HP. STEAM GENERATOR

LOSS

CONDENSER

GLAND REDURATOR

EJECTOR GLAND

CONDENSER

ATTMP

HTR2HTR3

HTR4DEAR

HTR6 HTR7HTR1

FEED PUMP

CENTRAL TERMOELECTRICA TULA DIAGRAMA DEL BALANCE ENERGETICO Al 100% de carga y con servicios (CFE)

division de ciencias basicas e ingenieria148.206.53.84/tesiuami/uami10037.pdf · es proporcionar la...

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