TYPE 6: COLLABORATING WITH COMMUNITY

Los equipos del circuito de agua de alimentación tienen una complicación adicional que, si bien en esta etapa de estudio y calculo de caudales, presiones y coeficientes de intercambio de calor no influye, en la simulación posterior puede a afectar de manera importante a los resultados que se obtengan. En este caso existe un intercambiador de calor que trabaja con cenizas y gases de combustión, por lo que le está influyendo el caudal de cenizas y la relación cenizas/gases de transporte. Esto hace que la simulación de este equipo sea muy sensible al tipo de carbón y al comportamiento del lecho fluido. Además, como se comentará ampliamente, se deben incluir los efectos del ensuciamiento en la transferencia de calor, con la incertidumbre y el desconocimiento de la evolución que tiene todo ensuciamiento y limpieza.

Desgasificador. Tanque de Agua de Alimentación

El desgasificador es un calentador tipo bandeja al cual le llega el condensado del calentador BP2, la extracción nº1 de más alta presión de la turbina de vapor, una bifurcación de las fugas en el separador (generalmente nulas) y el caudal de agua de aportación. Conociendo las condiciones térmicas de todos estos flujos, y los caudales de condensado, de fugas y de agua de aportación, basta realizar balances de masa y energía para calcular las condiciones del agua de alimentación y el caudal de la extracción de la turbina de vapor. El caudal de agua de aportación es la suma de las distintas

pérdidas del ciclo tanto internas (fugas) como externas (inyección de vapor en la cámara libre). En el desgasificador se han supuesto 0.20 kg/s de vapor extraídos junto a los gases.

Bombas de Agua de Alimentación

Las bombas de agua de alimentación (BAA) son dos bombas multietapa de tipo barril con una capacidad del 100 % de la carga cada una de ellas. Debido a la influencia de las válvulas de control, las curvas de funcionamiento de las bombas no predicen bien la presión en la impulsión, por lo que se ha optado por simular la esta presión con una simple correlación lineal con el caudal, figura 3.8. El aumento de temperatura que causan las bombas se toma constante. Tras las bombas de agua de alimentación existe una bifurcación de donde sale el caudal de agua de atemperación de vapor.

120.0 125.0 130.0 135.0 140.0 145.0 44.0 46.0 48.0 50.0 52.0 54.0 56.0 58.0

Caudal total de agua de atemperación (kg/s) y = 78.108 + 1.0652x R= 0.9084

Incremento de presión en las bombas de agua de alimentación (kg/cm 2₎

Figura 3.8. Aumento de la presión en la impulsión de las BAA en función del caudal.

Refrigerantes Externos de Cenizas de Ciclones Primarios

Los refrigerantes externos de cenizas de ciclones primarios (RECCP) son tres equipos que recuperan el calor de las cenizas filtradas por los ciclones primarios que han pasado previamente por los refrigerantes internos de cenizas de ciclones. A cada uno le llegan las cenizas de tres ciclones. Son intercambiadores formados por tres cuerpos en los cuales el agua pasa a contracorriente y en circuito cerrado. Este agua cederá el calor recuperado al ciclo por medio de otro intercambiador, ver figura 3.1.

De esta forma se obtiene la seguridad de que aunque exista una fuga en las líneas de cenizas por erosión, nunca afectará a los equipos del ciclo de vapor, especialmente a la caldera y turbina de vapor.

Debido a que no existe instrumentación en el circuito cerrado de agua, no se puede simular cada intercambiador por separado, por lo que se tratará como una 'caja negra' en donde, por un lado entran las cenizas calientes y el agua fría, y por otro sale el agua caliente y las cenizas refrigeradas. Se asemejará su funcionamiento a un intercambiador normal, hallándose un coeficiente de transferencia global en función del caudal de cenizas.

Las ecuaciones de los RECCP son básicamente iguales a las del enfriador de aire analizado anteriormente. Sin embargo ahora existen dos variables que se van a dejar como producto. Conociendo el calor recuperado en los RECCP y la diferencia de temperaturas de las cenizas se puede calcular el producto entre el calor específico y el caudal del flujo bifásico cenizas-aire. En la figura 3.9 se observa la dependencia del coeficiente de transferencia de este producto.

12.0 14.0 16.0 18.0 20.0 22.0 24.0 26.0 6.0 6.5 7.0 7.5 8.0 8.5

Producto de caudal y calor específico de la mezcla gases-cenizas (kW/ºC)

9.0

Coeficiente de transferencia de calor en los RECCP (kW/ºC)

y = -17.552 + 4.7149x R= 0.86761

Figura 3.9. Coeficientes de intercambio de calor de los RECCP.

Refrigerantes de Cenizas del Fondo del Lecho

Los refrigerantes del fondo del lecho (RCFL) son dos intercambiadores a contracorriente y flujo cruzado situados debajo del lecho que recuperan el calor de las cenizas tras su combustión. Estas cenizas tienen una alta temperatura, pero su caudal y su calor específico es bajo comparado con el del

agua, por lo que el calor total recuperado no es muy alto, como tampoco lo es el coeficiente de transferencia de calor. En la figura 3.10 se observa su variación con el caudal de cenizas calculadas que sale por el fondo del lecho. En los RCFL el caudal de gases es despreciable por lo que es razonable calcular el caudal de cenizas conociendo el calor específico de estas.

Tanto en los RECCP como en los RCFL las diferencias de temperatura en el agua de alimentación son muy pequeñas por lo que la incertidumbre en la medida tiene una gran influencia en los resultados como ser verá en el capítulo 5.

4.0 6.0 8.0 10.0 12.0 14.0 16.0 2.0 2.5 3.0 3.5 4.0 4.5 5.0

Caudal de cenizas por el fondo del lecho (kg/s)

5.5 y = -0.59873 + 3.0597x R= 0.95954

Coeficiente de transferencia de calor en los RCFL (kW/ºC)

Figura 3.10. Coeficiente de transferencia de calor en los RFL en función del caudal de cenizas.

Economizador

El economizador (ECO) recupera el calor residual de los gases a la salida de la turbina de gas. Es un intercambiador de flujo cruzado y tubos con aletas. Es el equipo más importante en el ciclo de vapor (excluida caldera) ya que según los datos de diseño el calor recuperado es de 25.4 MW, mayor que todos los equipos del ciclo de vapor juntos.

Su funcionamiento se aleja de las condiciones de diseño (Romeo, 1994a), por un lado por que el coeficiente de transferencia de calor de diseño es de 53.5 Kcal/hm2ºC mucho mayor que el alcanzado

realmente. Gaffert (1984) da las dos fórmulas debidas a Kreisinger, (3.2.a) y (3.2.b) para el cálculo del coeficiente de transferencia en economizadores:

G

.

00140

.

0

10

U

=

+

G

.

00095

.

0

11

U

=

+

donde G es la velocidad ponderal media del gas en kg por metro cuadrado de sección transversal media neta. Aunque las fórmulas son válidas para economizadores de CCTT convencionales, el mayor de estos valores, formula (3.2.a), 51.1 Kcal/hm2ºC, está de acuerdo con el valor de diseño mientras que el otro es de 39.0 Kcal/hm2ºC, inferior en más de un 20% pero que se aproxima más a los valores reales de operación. En cualquier caso, según datos de operación, los valores de diseño son demasiado elevados para el economizador instalado.

El segundo factor que da lugar a las discrepancias entre diseño y operación es la temperatura de gases de salida de turbina de gas que es menor que la de diseño. Esta menor temperatura disminuye de manera importante el calor recuperado y en menor medida también disminuye el coeficiente de transferencia, aunque esta disminución está compensada sobradamente porque debido a diferentes modificaciones el caudal de gases que pasan por el economizador es mayor que en las condiciones de diseño (Romeo, 1995a).

210.0 220.0 230.0 240.0 250.0 260.0 150 160 170 180 190 200 210 220 230 240

Coeficiente de intercambio de calor en el economizador, UA, (kW / ºC)

Soplados del economizador

Horas de funcionamiento (febrero 1994)

Finamente el tercer factor que influye en la discrepancia con las condiciones de diseño es el ensuciamiento del economizador por las cenizas volantes. Este hecho hace que a pesar de que encima de cada uno de los cuatro paquetes de intercambio existe un soplador retráctil que limpia periódicamente los tubos, el funcionamiento del ECO empeore con el tiempo.

La simulación del ECO, debido a las cenizas presentes, requiere la introducción de un factor de ensuciamiento que dependa de tiempo, o bien tener en cuenta la variación de UA en este equipo. La evolución temporal de UA en el ECO va a depender de varios factores: caudal y temperatura de gases de escape, tiempo entre soplados, tiempo transcurrido desde el arranque con el ECO limpio y valor de UA al comienzo del arranque. Esto se debe a que el soplado o limpieza con vapor del economizador no es efectiva en un 100%, y por lo tanto se va ensuciando progresivamente, figura 3.12. También se observa que depende tanto del tiempo transcurrido desde el arranque con el ECO limpio, como del tiempo entre soplados. Debido a que no existe una regla general para la frecuencia de soplado (Duffau et al., 1979) la optimización de ésta se verá en el capítulo cinco.