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Calderas a Bagazo Carlos O. Alderetes

Proyecto, operación y mantenimiento

2016 – Argentina

Título: Calderas a Bagazo – Proyecto, operación y mantenimiento Autor: Carlos Alderetes Contribuciones: Dora Paz, Marcos Golato, Federico Franck Colombres ISBN: 978-987-42-0250-5 CDD 621.182 Primera Edición: 2016 Edición del Autor

 Reservado todos los derechos Impreso en Argentina

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Dedicado a:

A mis padres, Ricardo y Lolita A mi esposa e hijos, Estela, Ramiro y Facundo A mí querida Escuela de Agricultura y Sacarotecnia de la Universidad Nacional de Tucumán (UNT) que me enseñó a pensar críticamente A Don Angel Armando Grancelli

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PREFACIO

Los generadores de vapor en la industria azucarera son equipos críticos, pues proveen tanto la energía térmica para el proceso, como la potencia necesaria para el accionamiento de los equipos y maquinarias involucrados. Sirven también, para generar y suministrar energía sobrante a la red pública, produciendo nuevos ingresos por este servicio a través de la cogeneración Considerando que hay más de 1000 ingenios azucareros de caña alrededor del mundo y teniendo en cuenta la cantidad de generadores de vapor instalados en cada uno de ellos, puede decirse que la industria azucarera sea tal vez entre las industrias, la de mayor demanda de calderas industriales A nivel global puede estimarse entonces que existen más de 3000 calderas instaladas, y a modo de ejemplo, citaremos que solamente en los ingenios del Estado de San Pablo-Brasil, hubo censadas en el año 2009 unas 480 calderas, sin contar las que estaban en fase de montaje y en proyectos a implementarse. Es difícil encontrar otra industria que concentre tantos generadores de vapor en su actividad Por otro lado, el creciente interés y desarrollo de la cogeneración en la industria, trajo dos hechos importantes. Por un lado, importantes inversiones en calderas de gran capacidad y eficiencia, con elevadas presiones y temperaturas de trabajo. Y por el otro, un replanteo integral de las prácticas operacionales y de mantenimiento, sostenidas hasta el momento, con calderas tradicionales de baja presión y eficiencia. Dependiendo del país y cogenerando a partir del bagazo, la industria azucarera aporta hasta más del 5% de la energía total requerida por el mismo, generando importantes ahorros de combustibles fósiles no renovables También sumándose a estos cambios, ya están en marcha en Brasil y otros países las primeras calderas de un solo domo (monodrum) y las de lecho fluidizado que introducen una nueva tecnología e innovación en este campo, con capacidades y condiciones de trabajo nunca antes visto, salvo en las centrales termoeléctricas Por lo anterior, cobra gran importancia el conocimiento, manejo e implementación de las buenas prácticas establecidas en los códigos y normas internacionales para calderas, tales como, los de la Sociedad Americana de Ingenieros Mecánicos (ASME), del National Board Inspector Code (NBIC), EPRI (Energy Power Research Institute) o las del Comité Europeo de Normalización (CEN), como también la adopción de nuevas técnicas en el campo del conocimiento que posibilitan un manejo más responsable y eficiente de este equipamiento Nuevos conocimientos sobre las propiedades del bagazo, sumados a la aparición de herramientas computacionales de cálculo, diseño y simulación tales como CFD (Computational Fuid Dynamics), FEM (Finite Element Method), más un importante avance

3 tecnológico en las áreas de la instrumentación-control automático, en técnicas no destructivas (NDT) de inspección y mantenimiento, etc. han ocasionado un verdadero proceso de modernización nunca antes visto en este campo. Con relación al uso de herramientas computacionales (CFD), caben destacarse los trabajos del Sugar Research Institute (SRI) de Australia, que lideran las investigaciones en el campo de la generación de vapor con bagazo conducidas por el Dr.Terry Dixon y sus colaboradores Si bien las modernas calderas se van imponiendo en nuevos proyectos, queda una gran mayoría de equipos antiguos que precisan ser repotenciados. Como herramienta de mejora aplicable a ambos equipos, queremos destacar al secado del bagazo que en Argentina y en otros países latinoamericanos tiene experiencias exitosas. Es por esta razón que como capítulo especial, este tema ha sido escrito con la colaboración de un grupo de especialistas de la Estación Experimental Agroindustrial Obispo Colombres (EEAOC) de Tucumán La importancia de estos equipos, sumada al hecho de que varios de los textos en español sobre calderas han sido más bien descriptivos, con escasos cálculos y estar además desactualizados, han motivado el propósito de escribir un libro práctico destinado exclusivamente a las calderas que operan con bagazo y que integre las herramientas antes citadas Este libro que pretende ser práctico, actualizado e integral, está dirigido a los profesionales y técnicos de la industria azucarera que deben operan con dichos equipos y enfrentar en su quehacer diario situaciones de distinta naturaleza, al mismo tiempo de aportar a la difusión de las mejoras prácticas de ingeniería en este campo. También está dirigido a los estudiantes de ingeniería que desean actuar en dicha industria El libro tiene desarrollado en diversos capitulos, ejemplos de cálculos térmicos, hidráulicos y mecánicos basados en los mejores estándares de ingeniería, para ejemplificar los conceptos y brindar las herramientas que posibiliten un mejor análisis de los problemas. Como en todo trabajo de esta naturaleza y a pesar del cuidado puesto, puede haberse escapado algún error y pedimos disculpas por ello Finalmente, es un deseo que este libro sea usado en las oficinas técnicas de los ingenios azucareros de Latinoamérica y que se constituya en un auxiliar permanente por parte de quienes deben tratar con las calderas

Carlos Alderetes Argentina – 2015 [email protected]

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AGRADECIMIENTOS

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A los investigadores Dr.Ing. Dora Paz, Ing. Marcos Golato e Ing. Federico Franck Colombres del sector de ingeniería de la prestigiosa Estación Experimental Agroindustrial Obispo Colombres (EEAOC) de Tucumán, por su colaboración en el capítulo sobre el secado de bagazo, que aportaron sobre sus exitosas experiencias logradas en este campo en ingenios de Argentina y otros países latinoamericanos

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A la firma Caldema Equipamientos Industriales Ltda de Brasil que permitió la reproducción de algunas figuras de sus equipos, ayudando así a mejorar la ilustración gráfica y presentación de los mismos

SOBRE EL AUTOR Carlos Alderetes: Es Ingeniero Mecánico graduado en la Universidad Tecnológica Nacional (UTN), Facultad Regional Tucumán, Argentina, con posgrado de especialización en Administración y Marketing Estratégico en la Universidad de Belgrano, Buenos Aires. Es también Perito Sacarotecnico egresado de la Escuela de Agricultura y Sacarotecnia de la Universidad Nacional de Tucumán (UNT). Cuenta con más de 25 años de experiencia continua en la industria ocupando cargos de gerencias y jefaturas en empresas nacionales y multinacionales de Argentina y Bolivia en las actividades de azúcar-alcohol, gas y petróleo, química, y celulosa-papel. Ex Profesor Asociado de la cátedra Tecnología de la Energía Térmica e Ingeniería de las Instalaciones de la carrera de Ingeniería Química en la Universidad Tecnológica Nacional (UTN – FRRE) - Argentina, en donde actualmente imparte cursos de posgrado en temas de su especialidad Es miembro de ASME y participa como Instructor de ASME Virtual en cursos online sobre calderas y dispositivos de alivio de presión para los países de habla hispana. Ha capacitado por este medio a profesionales de México, España, Perú, Bolivia, Chile, Ecuador y Brasil. Colabora como coordinador del subgrupo de performance de calderas del Latin América Boiler Users Affinity Group de ASME. También integra la Junta Nacional de Inspección de Calderas y Recipientes a Presión de Argentina liderada por el INTI participando en sus comisiones técnicas

SOBRE LOS COLABORADORES Dora Paz: Es Doctora en Ingeniería Química, de la Universidad Nacional de Tucumán (UNT), Argentina, siendo el tema de su tesis: Modelado Exergoeconómico de Fábricas de Azúcar de Caña. Es Investigador Principal en la Estación Experimental Agroindustrial

5 Obispo Colombres (EEAOC), de Tucumán, Argentina; Coordinadora del Programa de investigación: Industrialización de la caña de azúcar, y Jefe de Sección Ingeniería y Proyectos Agrondustriales. Es además Profesor Adjunto, en la cátedra de Balances de Masa y Energía en la carrera de Ingenieria Química de la UNT. Es Profesor de Usos térmicos de la biomasa en la Maestría en Ingeniería Bioenergética de la Universidad Tecnológica Nacional UTN), Facultad Regional Tucumán, Argentina. Cuenta con más de 25 años de experiencia en uso racional de la energía, simulación digital de procesos, dimensionado de sistemas de secado de bagazo, eficiencia exergética y aprovechamiento energético de residuos, ha participado en más de 30 proyectos de investigación, y publicado más de 70 papers en revistas científicas y de difusión, nacionales e internacionales. Ha dictado cursos de capacitación y realizado trabajos de consultoría en Argentina y en el exterior (Panamá, Colombia, Nicaragua, México, Guatemala, entre otros). Actualmente es Directora de proyecto FITS “Incremento de la eficiencia energética de sistemas de producción de bioelectricidad en la industria sucroalcoholera a partir de biomasas residuales: bagazo presecado y residuos agrícolas de cosecha (BIORAC)” (2015-2017). También es vicepresidente de la Sociedad Argentina de Técnicos de la Caña de Azúcar (SATCA). Marcos Golato: Es Ingeniero Mecánico graduado de la Universidad Nacional de Tucumán (UNT), Argentina. Es también Técnico Mecánico egresado del Colegio Salesiano Lorenzo Massa de Tucumán. Es Investigador Adjunto en la Sección Ingeniería y Proyectos Agroindustriales de la Estación Experimental Agroindustrial Obispo Colombres (EEAOC), de Tucumán; y es Responsable del Laboratorio de Ensayos y Mediciones Industriales (LEMI) de la misma Institución. Es Profesor Asociado, del Departamento de Mecánica de la Facultad de Ciencias Exactas y Tecnología de la UNT; Responsable de la Cátedra de Sistemas de Control de la carrera de Ingeniería Mecánica de la UNT y Miembro de la Comisión Académica de esa carrera. Cuenta con más de 12 años de experiencia en mediciones de variables de procesos, ensayos en generadores de vapor y secadores de bagazo, médula y cáscara de limón: También posee experiencia en el monitoreo de emisiones de gases y material particulado efluentes por chimeneas de generadores de vapor de la industria azucarera y citrícola. Acredita más de 10 años de experiencia como docente en el área de control y automatización de procesos; Y ha participado en más de 10 proyectos de investigación con financiamiento externo y publicado más de 20 artículos en revistas científicas y de difusión sobre temas de eficiencia y aprovechamiento energético. Federico José Franck Colombres: Es Ingeniero Mecánico graduado de la Universidad Nacional de Tucumán (UNT), Argentina. Es Investigador Asistente en la Sección Ingeniería y Proyectos Agroindustriales de la Estación Experimental Agroindustrial Obispo Colombres (EEAOC), de Tucumán. Profesor Asociado en las

6 cátedras de Termodinámica de la carrera de Ingeniería Mecánica e Ingeniería Azucarera y de Termodinámica y Máquinas Térmicas de la carrera de Ingeniería Industrial, de la Facultad de Ciencias Exactas y Tecnología de la UNT. Cuenta con más de 8 años de experiencia en balances de materia y energía, mediciones industriales; simulación de procesos; determinación de eficiencia y regulación en generadores de vapor y secadores; diseño térmico y mecánico de secadores de bagazo y otros equipos; mantenimiento de equipos; optimización energética; tratamientos de efluentes; estudios de generación y cogeneración a partir de biomasa para plantas termoeléctricas, industria azucarera y citrícola. Ha participado en más de 10 proyectos de investigación, y publicado más de 10 papers en revistas científicas y de difusión, nacionales e internacionales. Ha dictado cursos de capacitación y realizado trabajos de consultoría en Argentina y en el exterior (Panamá, Nicaragua, México y Guatemala).

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INDICE GENERAL

Capítulo Nº1 1.0 La Industria azucarera mundial 1.1 La Industria azucarera argentina 1.2 Referencias Capítulo Nº2 2.0 Balance termo energético 2.1 Cogeneración 2.2 Optimización energética - Exergía 2.3 Referencias Capítulo Nº3 3.0 Biomasa 3.1 Producción y manejo del bagazo 3.2 Propiedades físicas del bagazo 3.3 Residuos de cosecha cañera – RAC 3.4 Composición química del bagazo y RAC 3.5 Composición mineral del bagazo 3.6 Poder calorífico del bagazo y RAC 3.7 Efecto de las cenizas sobre el poder calorífico 3.8 Combustibles adicionales 3.9 Exergía de los combustibles 3.10 Referencias Capítulo Nº4 4.0 Combustión del bagazo 4.1 Estática de la combustión 4.2 Balance de masas 4.3 Exceso de aire 4.4 Combustión incompleta 4.5 Residuos de la combustión 4.6 Acción de las cenizas 4.7 Dinámica de la combustión 4.8 Tiempo de quemado de las partículas 4.9 Aire primario y secundario 4.10 Balance de energía en la combustión 4.11 Temperatura teórica o máxima de combustión 4.12 Pérdidas energéticas en la combustión 4.13 Pérdida de exergía en la combustión 4.14 Referencias Capítulo Nº5 5.0 Generación de vapor

Páginas 13 15 16 18 19 24 24 27 28 37 43 45 48 49 51 52 53 56 60 60 62 64 68 73 77 82 84 86 90 95 98 100 104 107

8 5.1 Clasificación de las calderas 5.2 Calderas de diseño tradicional 5.3 Calderas de un solo domo (monodrum) 5.4 Calderas de lecho fluidizado (CFB) 5.2 Parámetros de diseño y performance 5.3 Demanda de vapor y energía 5.4 Selección de las condiciones de operación 5.5 Selección de capacidad y cantidad de equipos 5.6 Referencias 5.7 Website Capítulo Nº6 6.0 Calidad de agua y vapor 6.1 Agua de alimentación 6.2 Parámetros fisicoquímicos del agua 6.3 Requerimientos de calidad de agua 6.4 Calidad de vapor 6.5 Parámetros de control de agua 6.6 Tratamiento del agua 6.7 Purgas de la caldera 6.8 Ciclos de concentración 6.9 Análisis energético del purgado 6.10 Desgasificación térmica 6.11 Capacidad del tanque de agua de alimentación 6.12 Capacidad del sistema de bombeo 6.13 Referencias Capítulo Nº7 7.0 Selección de materiales 7.1 Especificación de los materiales 7.2 Resistencia mecánica de los aceros. Creep 7.3 Parámetro de Larson & Miller 7.4 Aceros para calderas según ASME I y II 7.5 Resistencia a la fatiga 7.6 Materiales de soldadura 7.7 Aceros para cañerías de vapor 7.8 Materiales refractarios 7.9 Instalación de materiales refractarios 7.10 Referencias 7.11 Website Capítulo Nº8 8.0 Proyecto del generador de vapor 8.1 Mecánica de fluidos computacional CFD 8.2 Referencias Capítulo Nº9

111 112 115 117 120 123 127 129 132 134 136 138 142 145 150 152 155 157 160 161 163 165 175 177 179 180 182 189 193 196 198 200 204 210 212 213 215 219 221

9 9.0 Diseño térmico del generador de vapor 9.1 Proyecto del hogar 9.2 Transferencia de calor en el hogar 9.3 Propiedades de la radiación 9.4 La superficie radiante 9.5 Referencias Capítulo Nº10 10.0 Diseño térmico del hogar 10.1 Balance energético del hogar 10.2 Modelo de Konakov 10.3 Método normativo ruso 10.4 Parámetros de diseño del hogar 10.5 Temperatura de salida del hogar 10.5 La geometría del hogar 10.6 Cálculo del hogar según método estándar ruso 10.7 Radiación en cavidades 10.8 Construcción y componentes del hogar 10.9 Referencias 10.10 Website Capítulo Nº11 11.0 Banco de convección 11.1 Tubos pantallas (Screen) 11.2 Banco de convección - Arreglos 11.3 Dimensionado del banco convectivo 11.4 Referencias Capítulo Nº12 12.0 Circulación natural del agua 12.1 Objetivos de la circulación 12.2 Parámetros de la circulación natural 12.3 Requisitos de la circulación 12.4 La circulación en calderas a bagazo 12.5 Cálculos de circulación en calderas 12.6 Separación del sistema agua-vapor ( domos) 12.7 Factores que afectan la separación 12.8 Dimensionado de los domos 12.9 Selección de materiales para el domo 12.10 Diseño mecánico del domo 12.11 Referencias Capítulo Nº13 13.0 Sobrecalentamiento del vapor 13.1 Proyecto del sobrecalentador 13.2 Factores que afectan al sobrecalentamiento 13.3 Tipos de sobrecalentadores

223 224 228 233 250 262 263 264 267 270 273 281 292 287 292 294 308 309 311 313 314 316 319 321 324 326 332 336 337 344 348 350 355 356 359 362 363 364 366

10 13.4 Disposición de los sobrecalentadores. 13.5 Materiales para sobrecalentadores 13.6 Diseño mecánico 13.7 Soportes y colectores de serpentines 13.8 Flujo de fluidos en el sobrecalentador 13.9 Diseño térmico del sobrecalentador 13.10 Regulación del sobrecalentamiento 13.11 Referencias Capítulo Nº14 14.0 Economizador 14.1 Temperatura de precalentamiento del agua 14.2 Instalación de economizadores 14.3 Tipo y construcción de economizadores 14.4 Cálculo del economizador 14.5 Coeficiente total de transmisión del calor 14.6 Pre dimensionado de un economizador 14.7 Operación del economizador 14.8 Referencias Capítulo Nº15 15.0 Pre calentadores de aire 15.1 Temperaturas y etapas de precalentamiento 15.2 Disposición de aire y gases 15.3 Construcción del pre calentador de aire 15.4 Flujo de fluidos y transferencia de calor 15.5 Dimensionado del pre calentador de aire 15.6 Precalentamiento del aire en la combustión 15.7 Cálculo del pre calentador de aire 15.8 Optimizando el desempeño del calentador 15.9 Ensayo de performance según ASME PTC4.3 15.10 Referencias Capítulo Nº16 16.0 Secado del bagazo 16.1 Aplicaciones y beneficios del secado de bagazo 16.2 Factores de diseño y ubicación del secador 16.3 Balances masa y energía -Tipos de secadores 16.4 Referencias. Capítulo Nº17 17.0 Manejo de gases y cenizas 17.1 Flujo de fluidos y pérdida de carga 17.2 Selección de ventiladores 17.3 Regulación de ventiladores 17.4 Control y ensayos de ventiladores 17.5 Cálculo de la chimenea

368 370 373 376 378 382 400 405 407 408 410 411 414 417 424 424 425 426 427 428 429 431 434 440 443 445 446 446 449 450 451 456 469 471 473 475 481 482 483

11 17.6 Contaminación ambiental 17.7 Limpieza de gases 17.8 Diseño de equipos separadores de partículas 17.9 Recolección de cenizas 17.10 Referencias 17.11 Website Capítulo Nº18 18.0 Sistemas de control 18.1 Sistemas de control en la caldera 18.2 Sistema de control de nivel 18.3 Instalación del sistema de control de nivel 18.4 Sistema de control de la demanda 18.5 Sistema de control de temperatura 18.6 Sistema de control de la combustión 18.7 Sistema de control de tiro 18.8 Referencias 18.9 Website Capítulo Nº19 19.0 Operación de la caldera 19.1 Secado de la mampostería en calderas nuevas 19.2 Controles pre-operacionales 19.3 Arranque en frío y levantamiento de presión 19.4 Arranque en caliente (hot start) 19.5 Marcha normal 19.6 Parada normal 19.7 Paradas de emergencia 19.8 Tensiones térmicas en la puesta en marcha 19.9 Referencias 19.20 Website Capítulo Nº20 20.0 Ensayos de performance 20.1 Códigos de ensayos de performance ASME PTC 20.2 Ensayo de performance ASME PTC4-2013 20.3 Pretest de comprobación 20.4 Objetivos de un ensayo de recepción 20.5 Métodos de ensayos 20.6 Duración, operaciones y registro del ensayo 20.7 Valoración de las pérdidas de energía 20.8 Resultados y análisis de incertidumbre 20.9 Ejecución del ensayo de calderas 20.10 Cálculo de las pérdidas de energía 20.11 Mediciones e instrumentos 20.12 Análisis exergético y test de performance

487 490 491 503 509 510 512 513 515 517 519 521 523 525 524 526 528 529 531 533 535 536 538 540 541 541 542 545 546 547 547 548 549 549 551 554 566 572 575 576

12 20.13 Referencias Capítulo Nº21 21.0 Mantenimiento 21.1 Mecanismos de desgaste y tipos de fallas 21.2 Objetivos del mantenimiento e indicadores 21.3 Organización del mantenimiento 21.4 Técnicas del mantenimiento 21.5 Erosión de las cenizas 21.6 Control de espesores 21.7 Protección contra el desgaste 21.8 Fallas por sobrecalentamiento 21.9 Réplicas metalográficas 21.10 Extensión de vida útil según EPRI 21.11 Mediciones de temperatura en el metal 21.12 Prueba hidrostática 21.13 Tratamiento pre-operacional 21-14 Reparaciones y alteraciones 21.15 Reemplazo y reparación de tubos 21.16 Dispositivos de alivio de presión 21.17. Sopladores de hollín 21.18 Reparación de domos 21.19 Mantenimiento predictivo de equipos rotantes 21.20 Conservación en la interzafra (lay-up) 21.21 Limpieza química 21.22 Referencias 21.23 Website Capítulo Nº22 22.0 Montaje de calderas 22.1 Organización del montaje 22.2 La curva S del proyecto 22.3 Composición del peso de una caldera 22.4 Referencias

585 587 588 592 594 596 599 604 606 607 609 610 616 617 618 622 622 630 635 640 642 644 647 648 652 654 654 656 657 665

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1. LA INDUSTRIA AZUCARERA MUNDIAL

Según estadísticas de la FAO, en el año 2010 se cultivaron alrededor de 23.8 millones de hectáreas de caña de azúcar distribuídas en más de 90 países. La industria azucarera de caña produce alrededor del 80% de la demanda mundial de azúcar en tanto que el 20% restante proviene de la industria azucarera de remolacha [1],[2],[3] La caña de azúcar se produce en las regiones tropicales y subtropicales en tanto que la remolacha se produce en regiones de climas fríos. La figura Nº1 muestra la distribución de los países donde se produce este cultivo

Figura Nº1 – Distribución mundial del azúcar de caña

La industria azucarera de caña se ubica dentro de las llamadas industrias pesadas y es caracterizada por ser intensiva en mano de obra, aplicar prácticamente la mayoría de las operaciones unitarias conocidas en la industria química y por ser desde el punto de vista energético, una industria termoconsumidora Según el país productor, esta industria puede tener un impacto muy importante sobre las economías regionales y contribuir de manera relevante al desarrollo de las mismas. A pesar de la gran distribución geográfica que cubre la actividad, casi el 86% de la producción mundial de azúcar está concentrada solamente en 16 países, entre los que Brasil con la India, producen en conjunto el 60% de este valor En la tabla Nº2 se muestra la producción de azúcar de los 10 países productores líderes según datos de la FAO correspondientes al año 2013

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Producción mundial de azúcar de caña - 2013 País Productor Producción Ton x100 Brasil India China Tailandia Pakistán México Colombia Indonesia Filipinas Estados Unidos Mundo

739.267 341.200 125.536 100.096 63.750 61.182 34.876 33.700 31.874 27.906 1.877.105

Figura Nº2 – Ranking de países productores de azucar de caña según FAO

Esta importante actividad se realiza en más de mil (>1000) ingenios azucareros distribuídos en distintos países que consituyen en muchas regiones verdaderos polos de desarrollo económico, social e industrial. La tabla Nº3 enseña la cantidad de ingenios en cada país (instalados y en operación) según [4],[5],[6],[7],[8],[9],[10]

Figura Nº3 – Ingenios azucareros por país

15 Los datos anteriores, si bien corresponden a un relevamiento parcial de la industria y no incluyen los proyectos de ingenios en ejecución o en estudios, queda clara la magnitud de esta actividad en cuanto a la proporción de unidades industriales instaladas y al impacto que tienen tanto en el plano social como económico de las regiones donde están instalados

1.1 LA INDUSTRIA AZUCARERA ARGENTINA Según datos estadísticos del Centro Azucarero Argentino y de la Estación Experimental Agroindustrial Obispo Colombres de la provincia de Tucumán, la industria azucarera se concentra geográficamente en la región noroeste de Argentina y se extiende en una pequeña área sobre la región noreste [10],[11],[12],[13]. Sin embargo el área potencial de desarrollo cañero está localizada sobre la región noreste del país Este cultivo se desarrolla en una superficie de aproximadamente 264.000 hectáreas distribuidas entre las cinco provincias productoras tal como se muestra en la tabla Nº4. La producción, rendimientos culturales y fabriles obtenidos de estas plantaciones son también indicados en dicha tabla Las cifras de producción de azúcar mostradas en la tabla Nº4 son obtenidas en 23 ingenios azucareros distribuídos entre cinco provincias. Algunos de estos ingenios poseen refinerías y casi la mayoría cuenta con destilerías de alcohol

Indicadores Superficie cosechada (Ha) Rendimiento cultural (ton / Ha)

Zafra 2009 / 10 263.968 75

Caña molida total (ton)

19.797.550

Azúcar producido total (T.M.V.C)

2.140.115

Rendimiento fabril (Ton MVC / ton.caña

10.81%

Rendimiento azúcar campo (TMVC / Ha)

8.107

Figura Nº4 – Indicadores promedios de producción y rendimientos

La capacidad de molienda de estos ingenios varía entre un máximo de 24.000 y un mínimo de 1500 Ton.caña/día. En la provincia de Tucumán la capacidad promedio de los 15 ingenios está en el orden de las 5200 Ton.caña/dia, en tanto que en las provincias de Salta y Jujuy este promedio se eleva a las 9300 ton.caña/día

16 Para los ingenios del nordeste este valor cae a las 2100 ton.caña/dia. Su rendimiento fabril está entre 9 y 11% caña y el tiempo de zafra puede oscilar entre los 150 y 180 días por año Estas fábricas azucareras que trabajan entre cinco y seis meses por zafra, en conjunto tienen en operación próxima a un centenar de calderas a bagazo que deben garantizar su funcionamiento tanto durante la zafra como posterior a ella en aquellos casos donde las destilerías anexas quedan operativas Con relación a las destilerías anexas, la Ley Nº26093 estableció a partir del 1º de enero del 2010 la obligatoriedad de mezclar todas las naftas con 5% de alcohol anhidro. Esto tuvo como antecedentes la Ley Nº26334/2007 que incluyó en la cadena de valor de la caña de azúcar la producción de Bioetanol como combustible. De estos ingenios sólo 11 cuentan con instalaciones para el deshidratado del etanol

1.2 REFERENCIAS

1. FAO – Website: www.faostat.fao.org – Country by commodities. Statistics Division. Sugarcane 2. FAS-UDSA- Website: www.fas.usda.gov – world sugar production and prices 3. Sugar Beet – White Sugar. Agribusiness Handbook, 2009. Publicación de la FAO Investment Centre Division 4. Atlas de la agroenergía y de los biocombustibles en las Américas, Costa Rica, 2007. Publicación del IICA, disponible: www.iica.int 5. Do Carmo Bastos Vadson: La capacitación de la industria nacional de equipamientos. Presentación de Dedini, Campinas, enero del 2008. Brasil. En Portugués y disponible en: www.dedini.com.br 6. Duarte Rigoberto: Estudio sobre el mercado del azúcar, 2007- Honduras. Publicación de la Comision para la defensa y promocion de la competencia, disponible en: www.cdpc.hn 7. Moreno Andréia: a todo vapor. JornalCana, Mayo de 2010. www.jornalcana.com.br 8. Website: www.sugartech.co.za: The sugar factories in South Africa 9. Website: www.pakistaneconomist.com. The sugar factories in Pakistan 10. Nebbia Fernando – Situación actual y perspectivas del sector sucroalcolero de Argentina. Centro Azucarero Argentino. Noviembre del 2009

17 11. Scandaliaris Jorge, et.al – Reporte Agroindustrial Nº53/Junio del 2011. Publicación de la Estación Experimental Agroindustrial Obispo Colombres de Tucumán Argentina 12. Scandaliaris Jorge. et.al – Manual del Cañero – Publicado por la Estación Experimental Agroindustrial Obispo Colombres de Tucumán – Argentina, 2009 13. Perez Daniela, et.al – Análisis económico del cultivo de caña de azúcar – zafra 2009 – Reporte Agroindustrial, Año V, Boletín Nº34. Publicado por la Estación Experimental Agroindustrial Obispo Colombres de Tucumán – Argentina, 2009

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2. BALANCE TERMOENERGETICO

La industria azucarera requiere de vapor tanto para la generación de energía, como para las diversas operaciones unitarias que integran el proceso de fabricación. En la usina, el vapor convertirá en energía eléctrica, la energía térmica transportada por el vapor proveniente de la combustión del bagazo en las calderas La energía generada servirá para el accionamiento de las distintas maquinarias, equipos productivos y auxiliares que integran la planta industrial. El vapor de escape y/o de extracción del turbogenerador y de las turbinas de mando de equipos, proveerá la energía térmica para las diferentes operaciones de calentamiento, evaporación, cocimiento, dilución, refundición, centrifugación y secado que demanda la fabricación del azúcar En aquellos ingenios que posean destilería anexa se deberá proporcionar también la energía para los equipos y el vapor para las operaciones de calentamiento, destilación, rectificación y deshidratación del etanol. En estas destilerías podrá existir también la necesidad de vapor para concentrar en múltiples efectos las vinazas antes de su disposición final. Las fábricas azucareras de caña tradicionales operan termodinámicamente bajo un ciclo de Rankine con vapor sobrecalentado y con turbinas de contrapresión de las que su vapor de escape es utilizado para proporcionar la energía térmica requerida por el proceso, actuando los equipos consumidores como condensadores a presión. El consumo de potencia y de energía térmica en los ingenios y la relación entre estas dos demandas, depende de numerosas variables que podrán hacer variar estas proporciones dentro de ciertos rangos que deberán ser tenidos en cuenta a la hora de efectuar procesos de benchmarking energético entre distintas fábricas. Entres estas variables podemos mencionar: 1. Variedad de caña y porcentaje de fibra 2. Tipo de cosecha de caña, contenido de trash, etc. 3. Limpieza de la caña antes de su molienda 4. Sistema de preparación y extracción empleado (trapiche, difusor) 5. Grado de imbibición empleado 6. Tipo de accionamiento de las maquinarias y equipos (turbina, motor eléctrico) 7. Presión y contrapresión de trabajo en turbogeneradores y turbinas de mando 8. Tipo de equipos y esquema de evaporación-calentamiento 9. Tipo de tachos y sistema de cocimientos 10. Tipo de equipos y sistema de vacío usado 11. Refinería, destilería y deshidratadora anexas 12. Tiempo aprovechado 13. Tipo de calderas y combustibles utilizados. Condiciones de operación

19 14. Sistema de recuperación de condensados y agua de reposición 15. Equipos de control de contaminación ambiental en calderas Con relación a la demanda de energía y vapor en los ingenios en la tabla Nº1 se muestran valores típicos de consumos [1],[2],[3],[4],[5]

Consumo de energía sector

Kwh / ton. caña

Preparación de caña

7–8

Molienda

9 – 10

Usina

9 – 11

Calderas

1–2

Destilería anexa Consumo de energia total Consumo de vapor Consumo del proceso

1 – 1.5 20 – 35 Kwh / ton. caña Kg. vapor / ton.caña 350 – 550

Consumo vapor alcohol 96°

2 – 3.5

Consumo vapor alcohol anhidro con cicloexano

1.6

Consumo vapor alcohol anhidro con tamices

0.6

Tabla Nº1 – Consumos de energía y vapor

Los valores más bajos obviamente, corresponden a plantas modernas, integradas térmicamente y con modernas tecnologías tanto en la fabricacón de azúcar como alcohol y los valores más altos pertenecen a ingenios antiguos con tecnologia convencional y sin integración térmica.

2.1 COGENERACION Se define como cogeneración a la producción secuencial de dos formas de energía útil a partir de una misma fuente primaria o combustible. Estas dos formas de energía útil son generalmente energía térmica y fuerza motriz [7],[8],[9]

20 Cuando la secuencia de producción es: energía eléctrica - energía térmica se habla de un ciclo Topping y cuando la secuencia es inversa se habla de un ciclo Bottoming. Queda claro que el ciclo Topping de generación de fuerza motriz-energía térmica es el usado en la industria de azúcar y alcohol. En la figura Nº2 se muestra una instalación típica de cogeneración de la industria

Figura Nº2 – Ciclo toppìng clásico

Si designamos con Ee a la energía electica generada, Et a la energía térmica aprovechada y Eb a la energía térmica proveniente del bagazo quemado en la caldera, podremos definir entonces los siguientes parámetros o indicadores del sistema de cogeneración: Rendimiento de generación: g = Ee / Eb Relación de cogeneración:  = Et / Ee Rendimiento combinado total: φt = (Et + Ee ) / Eb Rendimiento combinado total: φt = g (1 + )

Según el valor que tome la relación de cogeneración  , es decir de la proporción que se precise de uno u otro tipo de energía útil en el proceso, se elegirá el ciclo termodinámico y máquina térmica más conveniente, según la tabla Nº3 [7]

21 Sistema de cogeneracion

 = Et / Ee Ee [% Et]

%

Turbina contrapresion

4 – 14

14 - 28

84 – 92

Turbina extraccion -contrapresion

2 - 10

22 - 40

60 - 80

Turbina de gas

1.3 - 2

24 - 35

70 - 85

Ciclo combinado

1 – 1.7

34 - 40

69 – 83

1.1 – 2.5

33 - 50

75 - 85

Motor Diesel

Figura Nº3 – Parámetros típicos sistemas cogeneración

Para un ingenio típico, con un consumo energético de 28 [kwh/ton.caña], un consumo de energía térmica igual a 330 kwh [500 kg.vapor/ton.caña], la relación de cogeneración será:  = 330 / 28 = 11.78 con lo que queda claramente definido como una industria termoconsumidora o termointensiva

Figura Nº4 - Ciclo térmico típico

Asumiendo una producción específica de vapor de 2.1 kg.vapor / kg.bagazo y un poder calorífico inferior del bagazo igual a 2,12 kwh / kg, el rendimiento global del ciclo de cogeneración será: Bagazo consumido: B = 500 / 2.1 = 238 kg.bagazo / ton.caña

22 Energía entregada al ciclo: Eb = 238 x 2,12 = 504 kwh / ton.caña Rendimiento de generación: g = Ee / Eb = (28 / 504) 100 ≈ 6% Rendimiento combinado del ciclo: φt = (Et + Ee ) / Eb = ( 28 + 330) / 504 = 0,7103 Rendimiento total del ciclo de cogeneración: φt ≈ 71 % Vemos que solo casi el 6% de la energía térmica del bagazo se convierte en energía eléctrica, el (65%) se usa en las operaciones de transferencia de calor y el (29%) restante son pérdidas del proceso de conversión Las sucesivas crisis energéticas mundiales obligaron a numerosos países desarrollados a buscar fuentes energéticas alternativas a los combustibles fósiles y a establecer serios programas de uso racional de los combustibles, siendo la cogeneración en distintas industrias la que mayor desarrollo mundial ha tenido [7],[8]. Teniendo la industria azucarera al bagazo como combustible de bajo costo y viendo la posibilidad de diversificar sus actividades comerciales e introducir una nueva fuente de ingresos, el tema de la optimización termoenergética pasó a primer plano y se desató así el desarrollo de modernos ciclos con calderas de alta presión y temperaturas (tabla Nº5), en combinación con turbinas de extracción-contrapresión y/o extracción-condensación en múltiples combinaciones tendientes a obtener la máxima generación de energía excedente para la venta al sistema eléctrico nacional [11],[12] Ciclo termico

Presion vapor - bar

Temp. Vapor °C

Produc.vapor ton/h

Tradicional

12 - 25

250 - 350

20 - 100

Cogenerador

45 - 150

450 - 580

150 - 400

Figura Nº5 – Condiciones de operación en ciclos clásicos y modernos

Esta situación atrajo grandes inversiones en este campo acompañado también con la adquisición de nuevos equipos y tecnologías productivas tanto en azúcar como alcohol, que van desde accionamientos oleo hidráulico en el trapiche, evaporadores falling film o de placas, tachos continuos, ozonización en el tratamiento del jugo, fermentación continua, distintas tecnologías de deshidratación de alcohol y para tratamiento de vinazas, automatización de procesos varios, etc. para citar algunos de estos emprendimientos En Latinoamérica son varios los países que avanzaron sobre estas tecnologías, siendo Brasil como productor líder el que mayor cantidad de proyectos ejecutó y tiene en fase de construcción para los próximos años. De los 417 ingenios existentes en ese país 88 ya están proveyendo energía a la red pública [10],[11],[13]

23 En el mercado de las calderas durante el año 2010 se introdujeron también en Brasil, nuevas tecnologías de combustión como los son las calderas de lecho fluidizado burbujeante, de las que tres equipos están ya en marcha y que en conjunto dan 600 ton/h de vapor a 65 bar y 525ºC [12],[14]. Estas tecnologías representan lo más avanzado en este campo y con una filosofía distinta a lo usado por décadas En Colombia, ocho de los treces ingenios que posee tienen proyectos de igual índole que entraron en funcionamiento en el año 2013 [15]. En el caso de Argentina son dos ingenios los que están cogenerando y en Bolivia sólo un ingenio lo implementó [16],[17]. En la figura Nº6 se muestra un ciclo de cogeneración actual mejorado

Figura Nº6 – Ciclo actual de cogeneración

La cogeneración no solo introdujo modernas calderas sino también turbinas de extracción-contrapresión, de extracción-condensación o de condensación, cuyos consumos específicos de vapor [kg.vapor/kw] se reducen rápidamente a medida que los ciclos aumentan las presiones y temperaturas de trabajo, dando mayores rendimientos térmicos efectivos y por ende mayores cantidades de energía sobrante para venta, tal como se observa en la siguiente tabla [19], [20] Presion vapor

Temp.vapor

Consumo espec.

Mw / año

Aumento de Mw

bar

°C

Kg.vapor / Kw

12

300

12.5

38.400

x

42

400

7.8

61.500

X+60%

65

490

5.7

84.200

X+200%

90

500

4.74

101.300

X+260%

Figura Nº7 - Consumos específicos-generación versus presión-temperatura vapor

24 En los proyectos en marcha, los excedentes de energía a venderse oscilan entre 5 a 50 Mwh y los precios de venta al mercado varían entre los distintos países según existan o no incentivos fiscales para estos proyectos

2.2 OPTIMIZACION ENERGETICA - EXERGIA El uso racional de la energía fue siempre una preocupación permanente en esta industria, principalmente en la de remolacha, que transfirió parte de sus buenas prácticas a la industria de caña. Con el advenimiento del desarrollo de la cogeneración para venta de la energía excedente, esta preocupación se potenció. Las innovaciones tecnológicas en los procesos productivos sumados a la cogeneración como estrategia de diversificación y crecimiento, dieron lugar a importantes cambios en la tradicional industria tornándola más competitiva y rentable En el campo de la optimización energética se usan avanzadas herramientas de análisis termodinámico tales como el análisis exergético y el método Pinch que buscan minimizar los consumos energéticos bajo una óptica económica a través de los conceptos de Termoeconomía. Así las operaciones de calentamiento, evaporación, cocimiento, secado, destilación y generación de vapor, están extensamente estudiadas buscando las mejoras configuraciones en cada caso. El método exergético de análisis termodinámico fue introducido en la industria azucarera de remolacha en Alemania a fines de los años 50 y comienzos del 60 por el Dr. Tone Baloh,[3]. Luego en el año 1966, estos estudios fueron llevados a la industria azucarera de caña en Argentina por el Dr.Haug [21] En los años 80 en España, Valero et al. realiza nuevos estudios sobre la industria azucarera y tomando los conceptos de Termoeconomía, desarrolla la Teoría de Costos Exergéticos en donde aplica conceptos económicos, contables y financieros al análisis exergético [5], [22]. También en Argentina en los años 80 Vallejo reflota el uso de este método en la industria de caña [23] En los años 90 en Brasil y hasta la actualidad, Nebra et al. [24],[26] impulsa la aplicación de estas herramientas a la industria azucarera de caña y en el mismo período lo hace Paz et al., en Argentina [25]. También en los 90, Wittwer extiende los trabajos de Baloh a la industria azucarera de caña [3]

2.3 REFERENCIAS 1. Hugot E. - Handbook of Cane Sugar Engineering. Elsevier 1986, 3º edit 2. Rein P. - Cane Sugar Engineering. Verlag Dr.Albert Bartens, 2007- Berlín

25 3. Baloh T & Wittwer E.- Manual de Energía para Fabricas de Azúcar. Verlag. Dr. Albert Bartens, Berlín 1995 4. Nebra S. et al.- Analysis of process steam demand reduction and electricity generation in sugar and ethanol production from sugarcane. Energy conversion and management. Elsevier Volumen 48 – 2007 5. Valero A.& Guallar J.- Análisis exergético de una planta azucarera. Departamento Ingeniería Mecánica, Universidad de Zaragoza, España – 1989 6. Seabra

Joaquim

E.A.-

Avaliaçao

tecnico-economica

de

opçoes

para

aproveitamento integral da biomassa de cana no Brasil- Tese de DoutoradoUniversidad Estadual de Campinas – 2008, Brasil 7. Morvay Z. y Gvozdenac D. – Applied Industrial Energy and Enviromental Management. Edit. John Wiley Sons Ltd, 2008 8. Flin D. - Cogeneration, a user guide. Institution of Engineering and Technology, 2010 (UK) 9. Kiameh P. – Power Generation Handbook. McGraw Hill, 1ºedit. -2002 10. Pistore T. – Estudos de casos de sistemas de cogeraçao, trabajo presentado en el Curso Internacional sobre Energía na industria açucar e alcool. Brasil 11. Procknor Celso – Evoluçao do proceso de cogeneraçao de energía no Brasil. XII Simposio Agroindustrial Internacional (STAB). Brasil, 2008 12. Favero Marco – Artículo: De 417 usinas, 88 exportan energía. Revista electrónica Jornal Cana, mayo 2010 – Brasil 13. Canal D – Cogeneraçao de energía em alta. Publicación de Dedini Industrias de Base. Edición Nº21- Brasil 14. Moreno Andrea – Revista electrónica JornalCana, setiembre 2010-junio 2011 15. Castillo Fernando - Cogeneración en el sector azucarero colombiano. Segundas Jornadas de Generación. Bogotá, Marzo de 2009. Cenicaña 16. Sustaita Gabriel – Proyecto de cogeneración de energía eléctrica, Ingenio La Florida. Congreso Sociedad Argentina de Técnicos de la Caña de Azúcar, abril del 2011- Orán, Argentina 17. Torres R.y Gutierrez J.- Proyecto sustentable de bioetanol y energía eléctrica a partir de la caña de azúcar, caso Ingenio y Refinería San Martin de Tabacal. Congreso Sociedad Argentina de Técnicos de la Caña de Azúcar, abril del 2011- Orán, Argentina

26 18. Costa Paulo – Cogeneración de energía. XIV Seminario de ahorro de energía, cogeneración y energía renovable. México, 2008 19. Schegliaiev V.A. – Turbinas de vapor – Editorial Mir - 1976 20. Haug Carlos – Análisis de las transformaciones energéticas y de las pérdidas de energía por medio de la exergía con relación a la industria azucarera. Publicación del Instituto de Mecánica de la Universidad Nacional de Tucumán (1966) 21. Valero A.& Guallar J. – Thermoeconomic study for a sugar factory – Departamento Ingeniería Mecánica, Universidad de Zaragoza, España – 1989 22. Vallejo Eduardo – El concepto de exergía y su aplicación a la industria azucarera. Publicación de la Estación Experimental Agrícola de Tucumán, 1982 - Argentina 23. Nebra Silvia et al. – Design of evaporation systems and heaters networks in sugar cane factories using a thermoeconomic optimization procedure. International Journal of Thermodynamics, Volume 10, September 2007 24. Paz D.y Cárdenas G. – Análisis exergético de un sistema de calentamientoevaporación-cocimiento. International Sugar Journal, 1997,99:1182S 25. Higa Marcio – Otimizaçao de consumo de energía em usinas de açucar e alcool atraves dos Métodos do Pinch Point e Promagraçao Linear. Tesis de Maestrado en la Universidad Estadual de Campinas, San Pablo, Brasil – 1999

27

3. BIOMASA Se define como biomasa a toda la materia orgánica de origen vegetal, animal o industrial (residuos) que puede ser transformada en energía. Mediante diferentes tecnologías se pueden obtener combustibles líquidos, sólidos o gaseosos a partir de la biomasa. Es una fuente renovable de energía ya que la misma proviene del Sol, la cual es captada por la clorofila de los vegetales y través del proceso de fotosíntesis convierte el dióxido de carbono (CO2) de la atmósfera y el agua del suelo en carbohidratos, formando la materia orgánica. Cuando estos carbohidratos se queman liberan la energía y se convierten en CO2 y H2O nuevamente que vuelven a la atmósfera, repitiéndose el ciclo indefinidamente [1],[2],[3] Las fuentes de biomasa que pueden ser usadas para generar energía son muy variables e incluyen a todos los residuos agrícolas, agroindustriales, animales, urbanos e industriales, tales como aserrín, cascaras de arroz, cáscaras de girasol, bagazo, papeles, etc., los que mediante una adecuada tecnología se podrán usar de manera eficiente. Siendo la biomasa un recurso renovable capaz de sustituir los combustibles fósiles no renovables, su uso tiene un gran desarrollo a nivel mundial y es motivo de muchos estudios e inversiones destinadas a su uso. Las tecnologías para la conversión de la biomasa cañera en combustibles y energía se resumen en la figura siguiente La caña de azúcar como cultivo renovable tiene en sus residuos, tanto de cosecha agrícola (RAC) como de su molienda (bagazo), un gran potencial de utilización mediante distintos procesos de los cuales no sólo se podrán obtener productos de alto valor agregado sino también energía eléctrica. Algunas de las posibles diversificaciones de negocios que pueden encararse a partir de estas materias primas se muestra en la figura Nº1 [4],[5]

Figura Nº1 – Conversión de biomasa cañera según Dedini

28

3.1 PRODUCCION Y MANEJO DEL BAGAZO El bagazo es el residuo del proceso extractivo de la caña de azúcar y está compuesto por los siguientes elementos:   

Contenido de agua: 48-53% Contenido de fibra: 39-53% Sólidos disueltos: 1.5 – 6%

La fibra está formada por los componentes insolubles en agua y se distinguen dos tipos: a) la fibra verdadera y b) la falsa fibra o médula que se ubica en la zona central de los tallos. Al proceso de molienda o difusión ingresa la caña de azúcar y se extrae de la misma jugo mixto y bagazo (Fig.Nº2).

Figura Nº2 – Proceso extractivo de la caña de azúcar

Planteando un balance de masas y fibras en la extracción y despreciando las fibras suspendidas en el jugo para este caso, tendremos:  Balance de masas: Mc + Ma = Mj + Mb  Balance de fibras: Mc.fc = Mb .fb  Cantidad de bagazo: Mb = Mc .fc / fb donde:  Mc = caña molida en ton/ h  Ma = agua de imbibición en ton/ h  Mj = jugo mixto en ton/ h  Mb = bagazo producido en ton/ h  fc = fibra en caña % (11 - 16%)  fb = fibra en bagazo % (39 -53%)

29 Asumiendo los siguientes valores: Mc = 1 ton/h y fb = 48% bagazo, la cantidad de bagazo disponible para distintos contenidos de fibra en caña serán los siguientes

Fibra% caña Kg. bagazo / ton.caña Bagazo % caña 11

230

23

12

250

25

13

270

27

14

291

29

Figura Nº3 – cantidad de bagazo disponible

Como es conocido, el contenido de fibra en caña no sólo afecta la eficiencia del proceso de molienda y extracción de la sacarosa, sino también, la cantidad de bagazo producido para su uso en calderas, lo que resulta de especial interés a los fines de cuantificar su volumen disponible para cogenerar [6]. La fibra en caña es una mezcla de celulosa, hemicelulosa y lignina cuyo porcentaje en el tallo es variable y depende de la variedad de caña, su edad y condiciones de crecimiento entre otros factores. En la caña cosechada, su contenido estará influenciada por el tipo de cosecha empleado (manual, mecanizada, verde o quemada) [7]. En la tabla siguiente se muestra el análisis composicional del bagazo debido a diversos autores y reportados por van der Poel [8] Composición en base seca% Autor

celulosa

hemicelulosa

lignina

cenizas

37

28

21

-

Paturau (1989)

26 - 47

19 - 33

14 -23

1-5

Trickklett et al.

38

33

22

3

Bon (2007)

Figura Nº4 - Análisis composicional del bagazo

Los ingenios azucareros que están térmicamente balanceados tienen sobrantes de bagazo que se mantienen en stock y que puede servir para los siguientes propósitos: 1. Suministro en caso de paradas del trapiche o difusor 2. Alimentación de calderas en la interzafra 3. Venta a terceros

30 Para el transporte del bagazo se pueden utilizar tres sistemas o equipos diferentes entre los que encontramos:  Transportadores de arrastre (rastras)  Transportadores de cinta o banda  Transporte neumático Los dos primeros son los más difundidos aunque las rastras están siendo paulatinamente reemplazadas en nuevos proyectos por las cintas en virtud de sus menores costos de mantenimiento, simpleza operativa, inversión y menor consumo de potencia. El transporte neumático sólo se usa para pequeños volúmenes de bagazo en virtud de la elevada potencia que se requiere. Los transportadores a banda están limitados por el ángulo inclinación que está alrededor de los 23º, restricción que no presentan las rastras que pueden operar con ángulos entre 50-60º. Para el cálculo de estos equipos puede consultarse a Hugot, Rein y otros [9],[10] [11]. En las figuras siguientes se puede ver estos equipos de transporte

Figuras Nº5 - Sistemas de transporte de bagazo

Según el Centro de Tecnología Canavieira de Brasil (CTC), existen básicamente tres formas de utilizar el bagazo luego del proceso extractivo, aunque son dos los más difundidos y vemos a continuación [12]: Sistema directo: que consiste en alimentar las calderas con el bagazo salido del trapiche y enviar el sobrante a un sistema de transporte de recirculación que produce un aireado y presecado para devolver el excedente a la playa de almacenamiento (Figura

31 Nº6). La cantidad de bagazo en recirculación puede variar entre el 10-40% del bagazo consumido en calderas. Es este el sistema más utilizado en los ingenios y tiene como inconveniente los costos asociados a los transportadores necesarios mantener en operación y mantenimiento. Desde la playa se puede recibir o vender bagazo a terceros

Figura Nº6 – sistema directo de alimentación bagazo

Sistema indirecto: que consiste en transportar el bagazo producido hasta la playa de stock y desde allí retornar a calderas. Este sistema tiene como ventaja que independiza la alimentación a calderas de las paradas o fluctuaciones en la molienda ya que el flujo de bagazo permanece constante. Tiene también como ventaja según la disposición de los transportadores que permite ir utilizando el bagazo más antiguo y dejar el más fresco en reserva. De este modo se reducen las pérdidas de poder calorífico que pueden presentarse durante el almacenaje. En la figura Nº7 se muestra este sistema de almacenaje

32

Figura Nº7 – sistema indirecto de alimentación de bagazo

El bagazo en la playa se acumula hasta formar pilas de diferentes geometrías como las mostradas en las figuras Nº8. Allí mediante la ayuda de palas cargadoras se va dando forma y elevando la altura de la pila, al mismo tiempo de compactarlo

Figura Nº8 – Formas geométricas de pilas de bagazo

Ejemplo N°1: Visto la baja densidad del producto y dependiendo del volumen sobrante de bagazo, el tamaño requerido en la playa puede resultar importante. Veamos el siguiente caso: Molienda de caña: 400 ton/ h Bagazo producido: 108 ton / h

33 Consumo de vapor directo: 200 ton / h Consumo de bagazo en calderas: 91 ton / h Bagazo sobrante: 108 - 91 = 17 ton / h = 408 ton / día (15% del producido) Densidad bagazo en pila: 200 kg/m3 Volumen necesario apilar: V = 408.000 / 200 = 2040 m3 / día (valor alto) Este ejemplo muestra la importancia del tema ya que el sobrante de bagazo introduce un problema operativo que debe resolverse cuidadosamente si no hay posibilidades de consumo en otra aplicación. Es importante tener en cuenta que no tiene ningún sentido poner énfasis en el ahorro de bagazo sino se tiene una aplicación inmediata para su uso, ya que de lo contrario, solo introduciría inversiones y costos operativos que licuarían los beneficios resultantes de conseguir su excedente. Justamente la cogeneración absorbería estas cantidades sobrantes de bagazo y balancearía su stock Uno de los calculos de interés relativo al almacenaje de bagazo es determinar la cantidad en stock, para lo cual nos referiremos a la siguiente figura

Figura Nº9 – dimensiones pila de bagazo

Donde (h) es la altura de la pila, (l1 y l2) representan las longitudes de la base y la supeficie libre superior, (w1 y w2) representan el ancho inferior y superior de la pila. Todas estas medidas deben tomarse sobre la pila varias veces y promediar las mismas. Con estos promedios se calculará el volumen de la pila según las siguientes relaciones 

Volumen de la pila (m3): Vp = [A1 + A2 +( A1. A2 )1/2] h / 3

34 

A1 = w1. l1



A2 = w2. l2



Peso bagazo (kg): Gb = Vp.ɣb

Para la densidad del bagazo húmedo a granel se podrá tomar entre 160-240 kg/m3 según el grado de compactación dado con las máquinas cargadoras.

Ejemplo N°2: supongamos que tenemos una pila de las siguientes dimensiones A1 = w1 l1 =12x30 = 360 m2 A2 = w2 l2 = 8x18 = 144 m2 Volumen de la pila (m3): Vp = [A1 + A2 +( A1. A2 )1/2] h / 3 = Vp = [(360+144) + (360.144)1/2]10 / 3 = 2438 m3 Peso bagazo (kg): Gb = Vp.ɣb = 2438x0, 200 = 488 ton Es decir que con una pila de estas dimensiones se puede almacenar el volumen de bagazo del ejemplo anterior Con relación al almacenamiento en sí, son dos las prácticas más difundidas. La primera a cielo abierto, es la más usada por los ingenios en la que el bagazo se almacena a la intemperie en grandes superficies (Figura Nº10).

Figura Nº10 – Almacenaje a cielo abierto

Este método tiene como características principales, las siguientes [10]  Demanda grandes áreas libres  Costo de implementación relativamente bajo

35  Flexibilidad de adecuación de las pilas a las áreas disponibles en el ingenio  En pilas de bagazo formadas con palas mecánicas la densidad del producto almacenado aumenta en las regiones inferiores reduciendo las áreas necesarias para una misma cantidad almacenada  La incidencia de las lluvias que actúa perjudicialmente humedeciendo el bagazo y afectando su poder calorífico, salvo que se prevea protección  Costos operativos altos en las pilas formadas con palas mecánicas  Altura variables pudiendo llegar hasta 30 m La otra práctica consiste en almacenar el producto bajo superficies cubiertas como se muestra en la figura Nº11 Este sistema obviamente demanda mayores inversiones y se usa para regular las fluctuaciones que pueda presentar el proceso de extracción aprovisionando bagazo de humedad controlada. Con esta práctica desaparecen los problemas de humedad producido por las lluvias. Con relación a la capacidad de estos depósitos esta puede variar entre 1 a 4 días de molienda. En general poseen un sistema de alimentación superior mediante cinta transportadora y su descarga se hace de forma lateral también por medio de una cinta o rastra. Rein describe otras instalaciones de almacenaje y manipuleo de bagazo

Figura Nº11 – Almacenaje en superficies cubiertas

El bagazo durante su almacenaje esta sujeto a procesos bioquímicos que originan fermentaciones dando lugar a cambios en su composición química y temperatura, ocasionando en ciertas circunstancias combustiones espontáneas que de no ser controladas pueden representar peligros potenciales de incendio, de aquí que el

36 monitoreo frecuente de la temperatura de la pila sea una medida preventiva necesaria. El manipuleo y almacenaje genera también un ambiente polvoriento molesto para la salud En la figura siguiente se muestran las variables que actuan sobre la pila del bagazo y los procesos de transferencia de calor y masa en sus alrededores.

Figura Nº12 – Procesos en pila de bagazo

Como consecuencia de estas interacciones con el medio el bagazo sufre durante su almacenaje un proceso de secado reduciendo su humedad inicial. Investigaciones realizadas por Hubson&Mann del Sugar Research Institute (SRI) de Australia han formulado un interesante modelo que permite predecir los cambios en las propiedades del bagazo. En las figuras siguientes se puede observar las variaciones en las temperaturas y humedad en función del tiempo de stock [13]

Figura Nº 13 – variación de temperatura y humedad en pila de bagazo

37

3.2 PROPIEDADES FISICAS DEL BAGAZO Con relación a las propiedades físicas del bagazo estas pueden considerarse bajo dos puntos de vistas diferentes: a) propiedades relativas a las cuestiones de almacenaje y transporte del mismo y b) propiedades relativas a las cuestiones termicas, es decir a su uso y comportamiento como combustible. Estas propiedades como veremos, juegan un rol esencial en el calculo fluidodinámico y diseño térmico del hogar ya que, tienen una gran influencia sobre el desarrollo del proceso de combustión. Entre estas encontramos: Densidad: En el primer grupo se encuentra la densidad del producto, y al hablar de esta propiedad, nos referimos a la densidad a granel. Como sabemos, este combustible es almacenado húmedo tal cual sale de la molienda, en forma de pila con cierto grado de compactación y en otros puede estar suelto en transporte, con lo que la densidad cambiará según el caso En la determinación de la densidad puede obtenerse su valor verdadero (ρr) o su valor aparente (ρa). La obtención de la densidad real es complicado para productos como el bagazo por la dificultad de obtener el volumen real de una masa dada, pero se puede obtener por metodos picnométricos En la tabla siguiente se muestran los valores promedios de algunas propiedades fisicas que son de gran importancia para el proyecto de las instalaciones de almacenaje y transporte de este producto [9],[10] Propiedad Cantidad de bagazo Fibra % bagazo Humedad del bagazo Densidad a granel Densida en pila

Valores medios 250 – 300 kg / ton.caña 45 – 50% 48 – 52% 80 – 120 kg/m3 160 – 240 kg/m3

Figura Nº14 – Propiedades físicas del bagazo

. En esta determinación estarán incluidos como parte del volumen de una masa dada todos los espacios intersticiales entre las partículas del bagazo. Cortez et.al determinaron para la densidad real y aparente las siguiente relaciones y tablas con valores comparativos en función del diámetro de las partículas (dp en mm) de bagazo [14],[15] Densidad real: ρr = 146.6.dp -0.449 y Densidad aparente: ρa = 60.2.dp -0,315 en kg/m3

38

Densidad aparente de las fracciones Densidad real de las partículas de bagazo Valor Diámetro Valor experimental calculado mm kg/m3 kg/m3 1.595 123.3 113.7 1.015 146.4 145.4 0.630 173.7 188.4 0.358 273.6 256.0 0.253 300.1 309.1 0.157 411.3 402.8

de bagazo sin compactación Diámetro mm 1.595 1.015 0.630 0.358 0.253 0.157

Valor experimental kg/m3 52 59 69 87 95 104

Figura Nº15 – Densidad real y aparente del bagazo

En el segundo grupo de propiedades se encuentran las siguientes:     

Humedad Porosidad Tamaño y distribución de partículas Forma de las partículas Temperatura de ignición

Humedad: Entre estas la más importante es la humedad, pues afecta directamente el poder calorífico del bagazo y por ende a todo el proceso de combustión como veremos más adelante. La humedad será liberada durante el proceso de volatilización y su contenido se reducirá a medida que se desarrolla el quemado. La humedad del bagazo influye sobre la cinética de la reacciones retardándolas. Según el bagazo provenga de la molienda en trapiche o de un difusor este tendrá características diferentes, pues se asume que el bagazo emergente de difusores tiene mayor humedad que el obtenido en trapiches, con lo que se tendrá un efecto desfavorable en calderas que deberá ser considerado [10]. También existe una condición operativa que diferencia ambos procesos extractivos y es que los tiempos de puesta en marcha y parada de los difusores son generalmente largos, lo que implica tiempos de desabastecimiento de bagazo a los generadores de vapor. Esto obligará a transportar bagazo desde las playas de stock hasta la sala de calderas [10] Porosidad: Una de las propiedades que tiene gran interés en los procesos de pirólisis y gasificación es la porosidad del bagazo, que se define como la relación entre el volumen de todos los poros interiores a una partícula y el volumen total de la misma (incluyendo los poros). La porosidad está dada por la siguiente ecuación: µ = 1 – (ρap / ρr)

39 Un material poroso permite en las distintas etapas del proceso de combustión la difusión y liberación de los productos formados, es decir la porosidad influencia la reactividad del combustible (perdida masa por unidad tiempo) y por lo tanto su comportamiento de volatilización. Por el contrario un material poco poroso tiende a retardar estos procesos aumentando los tiempos de residencia de los productos y dificultando las posteriores reacciones con el oxigeno. Los poros en general se disponen longitudinalmente y esto hace que la conductibilidad térmica y difusibilidad sean distintas en la direccion transversal. Este comportamiento anisótropo puede afectar las conversiones termoquímicas. Un valor típico de la porosidad está alrededor de µ = 0.5 o 50%. La porosidad del bagazo fue estudiada por Cortez y en la tabla siguiente se dan sus valores [14],[15] Porosidad media calculada con valores de la densidad real Diámetro mm 1.595 1.015 0.630 0.358 0.253 0.157

Valor calculado adimensional 0.578 0.587 0.603 0.682 0.683 0.747

Figura Nº16 – porosidad del bagazo

Investigaciones de Soares Souza encontraron que a medida que el tamaño de las partículas se reduce incrementan su densidad y por ende el contenido de cenizas en las mismas, tal como se ve en la siguiente tabla [17]. La elevada densidad de las partículas más pequeñas se explica por su bajo contenido de micro-poros. Estas partículas como veremos, son de difícil combustión por su elevado contenido en sales y baja porosidad que les otorga una baja reactividad y pasaran a integrar parte del grupo de las llamadas partículas no quemadas junto a las cenizas Tamaño partícula

Humedad bagazo

Cenizas

mm d  4.75 0.85  d  4.75 0.45  d  0.85 0.25  d  0.45 d 

% 34 44 15 4 3

% 1.3 1.6 2.3 13 27.7

Figura Nº17 – tamaño de particula y % de cenizas

40 Tamaño y forma de las partículas: Una propiedad de gran importancia en el proceso de combustión, es el tamaño de las partículas y su distribución (granulometría), que se determinan por técnicas estandarizadas de tamizado. El tamaño de las partículas de bagazo oscilan en promedio entre 1-5 mm hasta un máximo de 25 mm de longitud, un ancho entre 0.3-10mm y un espesor entre 0.1-5 mm, dimensiones estas que varían mucho con el tipo y grado de preparación de la caña, tipo de fibra y del número de molinos del trapiche. El bagazo es un material heterogéneo que está formado basicamente de fibras (6065%), médula (18-20%) más una cierta mezcla de cortezas y partículas finas (10-12%). El bagazo salido de difusores tiene fibras más largas debido a su menor grado de desmenuzamiento [10]. Las siguientes figuras enseñan una muestra de bagazo en donde puede apreciarse la heterogénea morfología del material

Figura Nº18 – Muestras de bagazo

Otro parámetro importante es el relativo a la forma de las partículas (morfología). La granulometria y morfología del bagazo es compleja ya que varía desde particulas muy finas casi polvo hasta partículas muy grandes y de forma irregular. La relación de formas (longitud /ancho) varía entre sus componentes. Así pues las fibras pueden ser asemejadas a partículas cilíndricas en tanto que las de médula se pueden asemejar a las de una partícula esférica. Las de la mezcla de corteza y finos se asemejan a una forma rectangular. En la siguiente figura se muestran las dimensiones características de las partículas de bagazo según Nebra y Macedo [17] Distribución de tamaños de partículas: Este parámetro ha sido reportado por diversos autores. En los gráficos siguientes tenemos las distribuciones obtenidas en investigaciones del Centro de Tecnlogía Cañera de Brasil (CTC)

41

Figura Nº19 - Dimensiones principales de particulas de bagazo según Nebra et al.

En el primer gráfico podemos comprobar las diferencias de tamaños de la fibra procedente de trapiche o difusor, pues en el caso de trapiche solo el 13% de las fibras tienen tamaños mayores a 12mm en tanto que en las provenientes de difusor este valor sube a casi 43%

Figura Nº20 - Distribucion típica de tamaño de partículas según datos CTC

42 El tamaño de las partículas y su distribución, son críticas, porque están íntimamente vinculadas a los procesos aerodinámicos y térmicos que tienen lugar en los hogares de las calderas. Esta variable también tendrá influencia sobre las pérdidas térmicas por combustión incompleta debido a las partículas no quemadas. Con relación a la combustion del bagazo, es fácil suponer que una partícula pequeña arrastrada por la corriente gaseosa será consumida más rápidamente que otra grande, es decir el tamaño afecta tanto a la tasa (kg/hora) a la cual el combustible reacciona con el oxígeno como a otros aspectos operacionales del hogar donde combustiona. Las partículas al quemarse a mayor velocidad necesitarán un menor tiempo de retención en el hogar. Visto la dispersión de tamaños y formas de las partículas del bagazo, es decir su compleja morfología, se torna necesario definir algun tipo de promedio para estas variables. Otro aspecto de vital interes, es la forma de las partículas que, influye sobre sobre la tasa de reacción gas-sólido que dependen de la superficie disponible de las partículas. Así para igual volumen las partículas con mayor superficie de contacto disponible se consumirán más rápidamente que aquellas de menor area de transferencia. Podemos decir entonces que la superficie activa de las partículas influencian la reactividad del combustible. El muestreo de partículas de bagazo generadas por un proceso de molienda presenta en general una distribución estadística de diámetros aproximada a la normal [18], [19], [20]. La temperatura de ignición: es una propiedad importante de los procesos de combustión, pues es el valor a partir del cual el calor generado por la propia combustión puede, autosustentar el proceso de quemado sin el auxilio de una fuente externa. Para la biomasa este valor esta entre los 220 y 290ºC y depende de su contenido de volatiles, cenizas, humedad, concentración de oxigeno y otras condiciones propias del sistema de combustión.

Figura Nº21 – temperatura de ignicion y contenido de volatiles

43 En general esta temperatura decrece a medida que aumenta el contenido de materias volatiles tal como puede verse en la figura anterior aplicable para carbón pulverizado [21]. La velocidad de ignición, entendida como la velocidad a la cual la llama se propaga en la mezcla, tiene también una clara dependencia de los componentes volatiles, el contenido de cenizas y el aire primario en la mezcla. El papel del aire primario es esencial pues si es proporcionado en la cantidad adecuada permite alcanzar las maximas velocidades. Por el contrario, proporcionado en la cantidad inadecuada tiende a retardar el proceso, al igual que si lo hace en cantidades excesivas, que provocarán el descenso de la temperatura de la llama. Un contenido de cenizas elevado también tiene efectos de retardo sobre la ignición. En el proceso de combustión es válido el conocido Principio de las Tres Ts (3T): tiempo/ temperatura/ turbulencia ya que cada una de estas variables influye de manera decisiva sobre el desarrollo del proceso [22]

3.3 RESIDUOS DE COSECHA DE CAÑA (RAC) Con el creciente desarrollo e interés mundial por el uso de la biomasa como combustible renovable, los residuos agrícolas de la cosecha de la caña de azúcar (RAC) o trash pasaron en los últimos años a tener una gran importancia y aplicación para cogeneración con distintas tecnologías, tales como combustión simultánea mezclados con el bagazo, gasificación, pirolisis, etc. En forma paralela, se efectuaron numerosos estudios y pruebas liderados especialmente por Rípoli y Hassuani, relativas a su colecta, compactación, limpieza y adecuación de tamaño, carga y transporte, y por otros investigadores tales como Castillo y Ulivarri [23],[24],[25],[26],[27],[28]. Los residuos de la cosecha (RAC o Palha) se componen principalmente de cogollos, hojas secas y verdes, pedazos de tallos y otros materiales minerales o vegetales que provienen del suelo (Figura Nº22)

Figura Nº22 – Residuos de cosecha cañera

44 Parte de este material se deja en el campo ya que sirve para [23],[24]:  protección contra la erosión  disminuye la amplitud de variación térmica de la superficie del suelo  incrementa la actividad microbiológica  controla el crecimiento de plantas dañinas  reduce costos de producción Se estima que el 50% del RAC es posible ser recuperado para su uso como combustible y que el otro 50% se puede dejar en el campo por los beneficios antes mencionados. La cantidad de Rac disponible por hectárea es muy variable ya que depende del tipo de variedad de caña, la época del año y particularmente del nivel de producción del cañaveral Para determinar este valor se efectuaron numeroso estudios y ensayos de campo, que se resumen en la tabla Nº23. Otro dato muy interesante de resaltar, es que la humedad promedio de estos residuos (50%) al cabo de 10-15 días de estacionamiento en el campo, puede reducirse a valores tan bajos como 10-15%, lo que resulta de gran interés desde el punto de vista térmico. Una última cuestión relacionada al uso de esta biomasa es lo concerniente a su manipuleo y transporte cuyas inversiones y costos operativos deberán ser evaluados financieramente respecto de los beneficios resultantes de la cogeneración

Indicador Cantidad / Ha de caña Cantidad por caña cosechada

RAC 4 – 12 ton / Ha (base seca) 14 – 15% caña

Figura Nº23 – Producción potencial de Rac

. En general podemos decir que existen distintas tecnologías y posibilidades, algunas de las cuales se muestran en las figuras Nº24-25. Rípoli et.al concluye que de las distintas posibilidades existentes, la mejor es la de cosecha integral seguida de enfardamiento y que la colecta a granel debe ser descartada por sus elevados costos operativos [23], [29]

Figura Nº24 – recoleccion de RAC

45

Figura Nº25 – Enfardamiento prismático y cilíndrico

3.4 COMPOSICION QUIMICA DEL BAGAZO Y RAC La composición química del bagazo fue estudiada y reportada extensamente en la literatura técnica y representa la más importante propiedad ya que esta define sus características como combustible [30],[31],[32],[9],[10] La determinación de la composición química puede hacerse según los estándares internacionales ASTM o ISO, aunque no existe un criterio único acerca de cuál es el más adecuado para el bagazo, dado que no existe un estándar específico para el mismo Estas normas si bien están desarrollados para carbón mineral o biomasa, pueden ser usados con algunas adaptaciones para el bagazo o RAC sin alterar la confiabilidad de los mismos. Estos análisis se conocen como: 





Análisis aproximado (Proximate analysis): sirve para determinar el contenido de humedad, cenizas y materia volátil y por cálculo el contenido de carbono fijo. Esto permite conocer la relación entre el contenido combustible y no combustible Análisis definitivo (Ultimate analysis): sirve para determinar la composición en peso del combustible por determinación de carbono, hidrogeno, nitrógeno, oxigeno y sulfuros y cloruros Poder calorífico bruto superior (Gross calorific value o Higher Heating Value): sirve para determinar en forma directa por medio de bomba calorimétrica el poder calorífico superior y por calculo el poder calorífico inferior del combustible

En la tabla siguiente se muestran los estándares ASTM e ISO que rigen estos análisis y que están citados en los procedimientos de ensayos de calderas americano (PTC ASME 4-2008) y europeos EN (13252-13 / 12352-11) como parte de las determinaciones que deben hacerse para la implementación de los test de performance

46 Análisis ASTM ISO Proximate analysis ASTM D3172 / 73 / 74/ 75 ISO 17246-2010 Ultimate analysis ASTM D3176 ISO 17247-2010 Poderes caloríficos ASTM D2015 / D5865 ISO 1928 Figura Nº26 – Estándares para análisis de composición elemental del bagazo

A pesar de las diferentes variedades de caña, tipos de cosecha utilizados, sistemas de extracción empleados, etc., la composición química del bagazo presenta una gran similitud a nivel mundial, según los trabajos de Hugot, Rein, van der Poel, Chen, del CTC y otros investigadores a nivel mundial Esta similitud es de gran importancia ya que reduce la incertidumbre de los datos obtenidos por un lado, y por otro, permiten efectuar comparaciones valederas con relación a esta propiedad. En las siguientes tablas se muestran valores típicos de composición del bagazo según los autores antes citados

Autor Carbono Fijo% Materia volátil% Cenizas% Humedad% Rein 12.40 83.43 4.17 52 Hassuani 18.0 79.90 2.10 50.2 Chen 13.72 83.33 2.95 49 Wienese 22.0 70.0 8.0 50 Cortez et.al 15.8 81.7 2.5 49.9 Figura Nº27 – Proximate Analysis - Bagazo (base seca)

Autor Deer Tromp Hugot Chenú Copersucar Wienese Gabra et.al US DOE Media Desviación

C 46.5 44.0 47.0 46.4 49.5 44.3 45.2 48.4 46.4 1.9

H 6.5 6.0 6.5 6.4 6.2 5.7 5.4 6.0 6.1 0.4

O 46.0 48.0 44.0 44.2 44.3 42.0 41.8 41.6 44.0 2.2

N

S

0.2 0.2 0.2

0.0 0.0 0.0

Cz 1.0 2.0 2.5 3.0 4.0

2.5 1.1

Figura Nº28 – Composición elemental típica (ultimate análisis - base seca)

Por otro lado los estudios sobre la composición de los residuos de cosecha (RAC) también han mostrado una gran similitud con la del bagazo, tal como surge de los trabajos de Hassuani et.al [25]

47 Determinación %peso Hojas secas Hojas verdes Cogollo Humedad 13.5 67.7 82.3 Cenizas 3.9 3.7 4.3 Carbono 11.6 15.7 16.4 Materia volátil 84.5 80.6 79.3 Figura Nº29 – Proximate analysis – RAC (base seca)

Determinación Hojas secas Hojas verdes Cogollo Carbono 46.2 45.7 43.9 Hidrogeno 6.2 6.2 6.1 Nitrógeno 0.5 1.0 0.8 Oxigeno 43.0 42.8 44.0 Sulfuros 0.1 0.1 0.1 cloruros 0.1 0.4 0.7 Figura Nº30 – Composición elemental RAC (ultimate analysis - base seca)

En función de estos datos, podemos tomar para fines de cálculos térmicos los siguientes valores promedios de composición elemental para el bagazo y RAC. Estos datos son esenciales para el balance de masas de la combustión y los cálculos de diseño térmico y fluidodinámico de la caldera Material Carbono Hidrogeno Oxigeno N2+S+Cl Cenizas Bagazo 47 6.5 44 2.5 RAC 45.26 6.20 43.26 1.38 3.9 Figura Nº31 – Composición promedio base seca de bagazo y RAC

La composición química del bagazo y del trash puede expresarse de diferentes formas. Las bases de referencia más usadas se conocen como [33]:  Composición en masa sobre base húmeda (as fired or as received). En esta base los análisis típicos de composición están referidos a 1 kg de combustible y es una de las más usadas porque, hace referencia al estado tal cual se recibe o quema el producto en las calderas. Las cenizas y humedad del combustibles es la misma en ambos análisis  Composición sobre base seca (total dry basis). En esta base el análisis elemental está referido a 1 kg de combustible seco, es decir exento tanto de su humedad superficial como inherente en el mismo  Composición en masa combustible (dry ash-free basis). Aquí la composición elemental expresa únicamente al material combustible, es decir libre de cenizas y humedad

48 La relación entre las distintas bases de referencia se muestran en la figura Nº32 de donde se podrán hacer las conversiones entre una u otra según las necesidades

Figura Nº32 – Bases de referencia de la composición química del bagazo y trash

3.5 COMPOSICION MINERAL DEL BAGAZO Otra característica del bagazo de gran importancia, tanto en el diseño como en la operación de las calderas, es su contenido de cenizas, que varía según vimos en la tablas anteriores, entre 2-8% en base seca. La proporción y composición de las cenizas dependen de muchas variables tales como la variedad de caña, condiciones del suelo, tipo de cosecha empleado y sistema de extracción empleado. El contenido de cenizas está influenciado también por el proceso de extracción Efectivamente como el tipo y grado de preparación requerido por los procesos de molienda y difusión difieren, sumado a que sus condiciones específicas en cuanto a las temperaturas, pH y tiempo de extracción son distintas, el bagazo final tendrá propiedades diferentes [10]. Con relación a estas diferencias, Rein y Munsamy citan que el bagazo procedente de difusores tiene mayor contenido de cenizas que el que se obtiene de un trapiche (20-30% más). Este dato es muy importante por el efecto abrasivo y erosivo que las cenizas tienen tanto en los equipos de transporte como en las distintas partes de las calderas acelerando su desgaste [10],[34]. Desde el punto de vista energético, un mayor contenido de cenizas en bagazo se traduce en una reducción de su poder calorífico inferior, esto es, menor calor liberado y más dificultades en su encendido durante la combustión

49

3.6 PODER CALORIFICO DEL BAGAZO Y RAC El poder calorífico del bagazo y del RAC, es la propiedad más importante desde el punto de vista energético. Existen dos tipos de poderes caloríficos que se definen como: 

Poder calorífico superior Hs: es la cantidad de calor que se obtiene de la combustión completa de la unidad de masa o volumen de un combustible cuando los productos de la combustión han alcanzado la misma temperatura que tenían el combustible y el aire antes de la combustión (25ºC) y cuando el agua proveniente de la combustión y de la humedad del propio combustible se encuentren en fase líquida después de la combustión. En este proceso se asume que el vapor de agua ha entregado totalmente su calor latente de vaporización y se encuentra por ende condensado



Poder calorífico inferior Hi: es la cantidad de calor que se obtiene de la combustión completa de la unidad de masa o volumen del combustible cuando los productos de la combustión han alcanzado la misma temperatura que tenían el combustible y el aire antes de la combustión (25ºC) y cuando el agua proveniente de la combustión y de la humedad del propio combustible se encuentren en fase gaseosa, es decir sin haber entregado su calor latente de vaporización

Ambos poderes caloríficos pueden estar referidos en base seca o húmeda. Hablaremos entonces del poder calorífico del bagazo seco o húmedo. La relación entre ambos poderes caloríficos, está dada según Baehr, por la siguiente ecuación [35]: Hs – Hi = r

(

9𝐻 100

+

𝑤

)

100

donde: r = calor latente de vaporización del vapor: 540 kcal / kg H = porcentaje de hidrógeno del bagazo W = porcentaje de humedad del bagazo La determinación del poder calorífico superior (Hs) se determina mediante bomba calorimétrica siguiendo los estándares antes citados, y una vez conocido, se podrá calcular por la ecuación anterior el poder calorífico inferior (Hi). El test de performance ASME PTC 4-2013 dice que la incertidumbre con que se obtiene este valor (Hi), es mayor que la incertidumbre obtenida en la determinación del poder calorífico superior (Hs), razón por la cual se prefiere este último como base de cálculos. En forma reciente, para determinar el poder calorífico superior y las cenizas en bagazo, se comenzó a usar una moderna técnica conocida como espectroscopía de infrarrojo

50 cercano (NIR) que es un método analítico fácil, no destructivo y confiable. Este nuevo método ha mostrado muy buena correlación con los datos obtenidos por bomba calorimétrica Castillo et.al.[27] Los valores típicos para el poder calorífico superior del bagazo y RAC encontrados por diferentes autores y en distintos países se resumen en las tablas Nº33 y 34 [9],[10],[36],[37]. En Argentina, Pisa et al, hicieron investigaciones sobre el poder calorífico y encontraron en muestras de bagazo de ingenios azucareros de Tucumán, valores más bajos que los mencionados en la tabla siguiente, dando en promedio un valor de: Hs = 4100 kcal / kg [38] Autor Hugot Hassuani Don et.al Rein Ripoli et.al Carvajal et.al Promedio

Hs [kcal / kg] 4600 4324 4683 4457 4378 4494 4489

Figura Nº33 – Poder calorífico superior bagazo seco

Autores Hassuani Innocenti Ripoli Carvajal Hojas secas 4156 4173 4439 4014 Hojas verdes 4156 4252 4400 4043 Cogollo 3918 3965 4318 4275 Figura Nº34 – Poder calorífico superior del Rac [kcal / kg]

Para la determinación del poder calorífico tanto superior como inferior, se han propuesto numerosas ecuaciones, algunas de las cuales toman como base el análisis aproximado o elemental, y otras consideran como variables la humedad, el Brix, el contenido de Pol o cenizas en el bagazo. Veamos estas ecuaciones: 1. Cálculos del poder calorífico superior para bagazo seco (Hsd) En base al análisis aproximado de la biomasa, Parikh et al proponen calcularlo con la fórmula [39]: Hsd (seco) = 353,6* FC + 155,9*VM – 7.8*A Donde, FC: es el % de carbono fijo, VM: el % de materia volátil y A: el % de cenizas. Tomando el siguiente análisis aproximado promedio para el bagazo, esto es: FC = 18%, VM = 80% y A = 2%, el poder calorífico superior será: Hsd (seco) = 353,6*18 + 155,9*80 – 7.8*2 = 18.821 kJ / kg, valor aceptable

51 Esta fórmula tiene la ventaja que con análisis muy sencillos y no costosos es posible obtener valores razonables de esta propiedad Van Loo et.al, tomando como base el análisis elemental de la biomasa recomienda la siguiente ecuación [52]: Hsd (seco) = 349.1*C + 1178.3*H + 100.5*S – (103.4*O + 1.5*N + 21.1*A) Asumiendo una composición promedio para el bagazo seco de C: 47%, O: 44%, H: 6.5% y A: 2.5% el poder calorífico resulta: Hsd = 349.1*47 + 1178.3*6.5 – (103.4*44 + 21.1*2.5) = 19464 kJ / kg, valor aceptable 2. Cálculos del poder calorífico superior para bagazo húmedo (Hs) El Centro de Tecnología Canavieira (CTC) de Brasil presenta un resumen actualizado de ecuaciones desarrolladas para el bagazo húmedo específicamente y son [40]: 

Don, et al: Hs = 19605 – 196,05*W – 196,05*A – 31,14*B



Birkett, et al: Hs = 19410 – 194,10* W – 194,10*A



Hugot: Hs = 4.600 – 46 * W – 13 * S

Donde: W: es la humedad del bagazo (%), A: es el contenido de cenizas (%), B: es el Brix del bagazo (%) y S: es el contenido de sacarosa o Pol en el bagazo (%). En las dos primeras ecuaciones Hs se expresa en kJ/kg y en la última se expresa en kcal/kg 3. Cálculos del poder calorífico inferior (Hi) para bagazo húmedo Para esta propiedad del bagazo húmedo, se propusieron según el CTC, las siguientes ecuaciones:  Lamusse, Hi = 18309 – 207,63* W – 196,05*A – 31,14*B  Wienese, Hi = 18260 – 207,01* W – 182,6*A – 31,14*B  Davis et.al, Hi = 18260 – 207,63* W – 182,6*A – 31,14*B  Hugot, Hi = 4.250 – 48,5 * W – 13 * S Donde: W: es la humedad del bagazo (%), A: es el contenido de cenizas (%), B: es el Brix del bagazo (%) y S: es el contenido de sacarosa o Pol en el bagazo (%). En las tres primeras ecuaciones Ho se expresa en kJ/kg y en la última se expresa en kcal/kg

52

3.7 EFECTO DE LAS CENIZAS SOBRE EL PODER CALORIFICO Con la extension del uso de RAC mezclados en proporciones diversas con el bagazo, apareció la cuestión de la presencia de un mayor contenido de cenizas en el mismo, lo que indujo a analizar la influencia de este material mineral sobre el poder calorífico. Esta relación entre el contenido de cenizas, el poder calorífico del bagazo y RAC fueron estudiadas por Carvajal et.al quienes propusieron algunas relaciones para su manejo y estas son [41]. En ellas podemos ver la variación de Hs con el contenido de cenizas y puede verse claramente la disminuición del poder calorífico a medida que crece el contenido inorgánico  Carvajal & Briceño: Hs = 21200 – 237*W – 222*A – 50.9*S  BSES: Hs = 19574 – 195.74* (W+A) – 38.177*S  Wienese: Hs = 19605 – 196,05*(W + A) – 31,14*B

Ejemplo Nº3: cenizas = 2.5% , humedad = 50%, Pol en bagazo = 2%, el poder calorífico superior resulta según la relación de Carvajal & Briceño: Hs = 21200 – 237*50 – 222*2.5 – 50.9*3 = 8642.3 kJ/kg Los citados autores colombianos haciendo un análisis de sensibilidad mostraron que la variable de mayor impacto sobre el poder calorífico superior, está dado por el contenido de cenizas, seguido de la humedad Como veremos más adelante, las cenizas impactan sobre la velocidad de ignición del bagazo reduciéndola, es decir dificultando el encendido del mismo y por lo tanto su combustión. Como ya explicáramos, las partículas más pequeñas del bagazo son de baja porosidad y alto contenido de cenizas, lo que complica la combustión completa de la mismas

3.8 COMBUSTIBLES ADICIONALES Los ingenios azucareros que no se encuentran balanceados térmicamente, o bien por razones operativas, (paradas frecuentes de molienda, excesiva humedad del bagazo, etc) deben recurrir a veces al uso de otros combustibles para auxiliar al bagazo faltante y mantener así las condiciones de operación de las calderas. Estos combustibles son llamados comúnmente “combustibles adicionales” justamente por el caracter de adicional al combustible principal que es el bagazo. Estos combustibles son usados en combustión simultánea con el bagazo en las calderas. En el caso de los ingenios azucareros argentinos los combustibles adicionales usados son gas natural, fuel oil y leña. En otros países, los ingenios usan carbón en cofiring con el bagazo

53 De los tres combustibles adicionales, es el gas natural el más empleado en los ingenios del norte de Argentina ya que disponen de este combustible en la región. Los ingenios del nordeste deben usar leña o fuel oil ya que no disponen de gasoductos en esa área. El gas natural es provisto a través de gasoductos que operan a diferentes presiones (70 a 90 bar) y luego de pasar por las estaciones de reducción de presión alimentan a los quemadores de las calderas. Las instalaciones de gas natural están regidas por un conjunto de normas conocidas como el Código Argentino de Gas (NAG), las que junto a los estándares API 5L, API 1104 y ASME B31.8 sirven de base para el proyecto y construcción de las mismas. El gas natural provisto en la región Noroeste de Argentina tiene la composición elemental volumétrica y demás propiedades físicas mostradas en la tabla Nº36 Complementando los datos sobre los combustibles adicionales en la tabla siguiente se muestra la composición elemental del fuel oil y la leña. Con relación a la leña es importante su contenido de humedad que puede ser muy variable dependiendo del tiempo de estacionamiento antes de su uso en calderas, pero en general puede decirse que esta varía entre 8 y 40%

CH4

C2H6 C3H8 C4H10 C5H12 C6H14

% % 90.52 5.75

% 0.75

% 0.19

% 0.07

% 0.02

N2

C02

ɣ

Hs

Hi

Kg / Nm3 Kcal / Nm3 % % 1.33 1.37 0.792 9337 8425

Figura Nº35 – Composición volumétrica, densidad y poder calorifico gas natural

Combustible Leña Fuel Oil

C % 50.2 86

H % 7 12

O % 42 1.7

N2 % 0 0.27

A % 0.8 0.03

Hs Hi Kcal / kg 4750 4430 10.400 9700

Figura Nº36 – Composición elemental base seca leña y fuel oil

3.9 EXERGIA DE LOS COMBUSTIBLES Otra propiedad muy importante para el análisis basado en la Segunda Ley de la Termodinámica es la exergía química de los combustibles usados en las calderas, principalmente la del bagazo y la de los otros combustibles adicionales que pudieran usarse. Para el estudio de la exergía de los combustibles fósiles puede consultarse los textos y trabajos siguientes [42],[43],[44]. Para el bagazo específicamente, pueden consultarse los trabajos de Wittwer y Nebra [45],[46]

54 La exergia química se puede definir como el trabajo máximo posible de obtener de un combustible cuando es llevado desde sus condiciones actuales al equilibrio con el medio ambiente a través de procesos reversibles. Despreciendo las exergías cinéticas y potenciales, la exergía específica total de una corriente de combustible está dada por la suma de su exergia física o termomecánica y de su exergía química. Según Valero y Szargut, esta vale [47],[48]

et = ef + eq = i – io – To (s – so) + ∑ (µi - µoi) ni donde (i, io y s, so) representan las entalpías y entropías molares de la sustancia o mezcla a las presiones y temperaturas actuales (P, t) y del estado de referencia ( T o, po), (µi, µoi) son los potenciales químicos de los elementos en el estado actual y de referencia y (n i) las fracciones molares de cada componente El calculo de la exergía química para combustibles industriales y particularmente para los sólidos, en un poco compleja, razón por la que se han propuesto algunas ecuaciones sencillas para calcularlas, a partir de sus poderes caloríficos. Entre ellas, tenemos las propuestas por Rant que, establece para los distintos tipos de combustibles las siguientes relaciones [49], [50]: Sólidos: es ≈ Hi + w.r Liquidos: eL ≈ 0.975 Hs Gaseosos: eg ≈ 0.95 Hs Para el caso de los combustibles sólidos y líquidos de composición compleja, Szargut y Styrylska establecieron relaciones entre la exergía química (eb) y el poder calorífico inferior (Hi), basados en el contenido de H/C, O/C, N/C y S/C. Propusieron un método aproximado de cálculo, expresando estas relaciones en función de sus fracciones de masas (Zx / Zy). Para diferentes combustibles estas relaciones son:  Madera

 Carbón, hulla, lignito

55

 Combustibles líquidos industriales

La exergía química de los combustibles sólidos considerando la humedad, su contenido de cenizas y sulfuros, esta dada según Szargut por: eb =  (Hi + r.xw) + 9683xs + ecz.xcz

+ ewxw

en la que (r) es el calor latente de vaporización del agua, (xw,xcz,xs) son las fracciones de masa de agua, cenizas y sulfuros respectivamente y (ecz, ew) son las exergías químicas específicas de las cenizas y el agua líquida. Dada la similitud en la composición lignocelulósica de la madera y el bagazo y que en la composición de este último, los sulfuros y la exergía de las cenizas pueden despreciarse, nos queda entonces que la exergía específica del bagazo húmedo se podrá determinar a partir de la relación propuesta por Szargut para la madera. Tendremos entonces que la exergía del bagazo húmedo será:

eb =  (Hi + r.xw) + ew.xw Considerando una composición elemental base seca de Xc = 49.5%, XH2 = 6.2% y X02 = 44.3%, humedad del bagazo Xw = 50%, que r = 2442 [kJ/kg] y la exergía química del agua líquida ew = 50 [kJ/kg], poderes caloríficos inferior y superior respectivamente Hi = 7655 [kJ/kg], Hs = 9627 [kJ/kg] tendremos que la exergía química del bagazo resulta aplicando la ecuación anterior:

eb = 10260 [kJ/kg] > Hs 9627 [kJ/kg] Wittwer propone para el caso del bagazo, considerar la exergía del mismo como igual al poder calorífico superior, esto es: eb = Hs Martinez et.al calculando la exergía química a partir de los potenciales químicos, obtiene para bagazo de 50% de humedad los siguientes valores [51]:

eb = 9925 [kJ/kg] > Hs = 9418 [kJ/kg]

56 Vemos que tanto en el caso de la ecuación de Szargut como en la de Valero, la exergia química específica del bagazo resulta levemente mayor al poder calorífico superior, dando una diferencia entre 5 y 6% más. La relación entre la exergía y el poder calorífico superior e inferior (Hs y Hi) para distintos combustibles pueden tomarse de la siguiente tabla propuesta por Szargut

Tipo de combustible

eb / Hi

eb / Hs

Madera

1.15

1.05

Carbón

1.09

1.03

Lignito

1.17

1.04

Comb.líquidos (H / C)

1.07

0.99

Gas natural

1.04

0.85

Figura Nº37 - relación entre exergía y poderes caloríficos

Con esta información podremos más adelante, efectuar cálculos exergéticos en los procesos de combustión y generación de vapor. Una excelente herramienta de cálculo para los análisis exergéticos es el manual VDI: Energietechnische Arbeitsmappe que contiene tablas con la exergía de agua y vapor y tablas con la exergía de los combustibles [43]

3.10

REFERENCIAS

1. Grassi G. et al: Biomass for Energy

Industry and Environment.6th European

Conference. Edit.Elsevier, 1999 2. Hornung Andrea: Transformation of Biomass. Theory to Practice. Edit.John Wiley &Sons, 2014 3. Brown Roberts: Thermochemical Processing of Biomass. Edit.John Wiley &Sons, 2011 4. Do Carmo Vadson: Tecnología de obtençao de etanol. Simposio Estadual de Agroenergia. Porto Alegre, 2008. Disponible en: www.dedini.com.br

57 5. Oliverio José: As usinas do futuro. IV Seminario de Manutençao. Riberao Preto, 2012. Disponible en: www.dedini.com.br 6. Scandaliaris Jorge et al: Manual del Cañero – Publicado por la Estación Experimental Agroindustrial Obispo Colombres de Tucumán – Argentina, 2009 7. Scandaliaris J. et al: Importancia de la calidad de la materia prima en la productividad de la agroindustria cañera. Gacetilla Industrial de la EEAOC, Nº67, Agosto del 2005. Tucumán 8. Van der Poel J. et al: Sugar Technology. Beet and cane sugar manufacturers. Edit. Verlag Dr.Albert Bartens, 1998 - Berlín 9. Hugot E.: Handbook of Cane Sugar Engineering. Elsevier 1986, 3º edit 10. Rein P.: Cane Sugar Engineering. Verlag Dr.Albert Bartens, 2007- Berlín 11. Cema: Belt Conveyors for Bulk Materials. Edit.by CEMA, 2002 12. CTC Anón: Bagaço e palha da cana. Disponible en www.ctccanavieira.com.br 13. Mann A. et al: The prediction of heating and spontaneus combustion in bagasse stockpile. ASSCT, 2005: Bagasse storaged workshop. Australia 14. Cortez Luis et al: Caracterización del bagazo de caña de azúcar. Part.I: propiedades físicas. Revista Encontro de energía no meio rural. An.6 - 2006 Disponible en: www.proceedings.scielo.br 15. Cortez Luis et al: Caracterización del bagazo de caña de azúcar. Part.II: propiedades fluidodinámicas. Revista Encontro de energía no meio rural. An.6 2006 Disponible en: www.proceedings.scielo.br 16. Soares Souza Marcela: Influença das condiçoes de quema nas caracteristicas físco-químicas das cinzas do bagaço de cana de açucar. Tese Mestrado na Universidad Federal de Mina Gerais, 2010 17. Nebra Silvia et al: Bagasse particles shape and size and their free settling velocity. Int. Sugar J. 1988;90(1077):168 18. Fernández Humberto et al: Efectos del tamaño de partículas y la humedad sobre la combustión del bagazo de caña en un horno de lecho fijo. Revista Ion, 2013, 26(2): 73-85 – Bucamaranga, Colombia 19. Jenkins B. et al: Combustion properties of biomass. Rev. Fuel Processing Energy. Edit. Elsevier, 54-1988, pág.17-46 20. Luo Minchung et al: Combustion characteristics of bagasse. Proceeding of ASSCT, 1992 – pág.316-325

58 21. Santos de Souza Marcio: Solid Fuel Combustion and Gasification. Edit. Marcel Dekker, 2005 22. Rayaprolu Kumar: Boilers for Power and Process. Edit.CRC, 2009 23. Rípoli Tomaz et al: Análise de desiçao sobre o aproveitamento da biomassa canaviera, para fins de cogeraçao. XLIII Congreso da Sober, Ribeirao Preto, 2005, (SP) Brasil 24. Ripoli Marco: Mapeamento do palhico enfardado de cana de açucar e do seu potencial energético. Tese Mestrado (UNESP), 2002 – Piracicaba, Brasil 25. Hassuani Suleiman et.al: Biomas power generation. Sugar cane bagasse and trash. Edit. PNUD y CTC, 2005. Brasil 26. Hassuani Suleiman et al: Sugarcane Trash Recovery Alternatives for Power Generation. Proceedings ISSCT, Vol.25, 2005 27. Castillo Edgar: Potencial del proceso de pirólisis como alternativa para la valoración de los residuos de cosecha en el sector azucarero colombiano. Edit.Tecnicaña Nº21, 2009. Cali, Colombia 28. Ulivarri J. et al: RAC potencialmente disponible en el área cañera de Tucumán y alternativas de enfardado. Paper presentado en el congreso de SATCA, Salta, Argentina – 2011 29. Ripoli Marco: Ensaio de dois sistemas de obtenção de biomassa de cana de açúcar para fins energéticos. Tese Doutorado (UNESP), 2004. Brasil 30. Lenço Paulo: Caracterizaçao do bagaço de cana de açucar para geraçao de energía. Tese de Doutorado, Universidad Estadual de Campinas, 2010. Brasil 31. Wienese A: Boilers, boiler fuel and boiler efficiency. Proceeding os SASTA, Vo.75, 2001. Páginas 275-281 32. Diaz R.: Caracterización energética del bagazo de caña de azúcar del ingenio Valdez en Ecuador. Curso Internacional de aprovechamiento energético de la biomasa. Setiembre de 2008, Ecuador 33. Basu Prabir: Biomass gasification, pyrolisis and torrefaction, 2th ed.Edit. Elsevier, 2013 – NY, US 34. Munsamy SS: Optimising bagasse dewatering in a cane diffuser at Sezela Sugar Factory. Proceeding SASTA, Vol.81, 2008. Páginas 154-159 35. Baehr Hans: Thermodynamik. Edit. Springer Verlag, 2005 36. Don C. et al: Calorific Value of South African Bagasse. Proceeding SASTA, 1997, pág.169-173

59 37. Wright P.G: The effect of dirt on bagasse quantity and heating value. Proceeding of ASSCT, Vol.25, 2003 38. Pisa Jorge et al: Poder calorífico del bagazo de caña de azúcar. Revista CET, 2004. Publicación de la Universidad Nacional de Tucumán 39. Parikh Jigisha et al: A correlation for calculating HHV from proximate analysis of solid fuels. Revista Fuel 84 (2005), páginas 487-494. Elsevier 40. CTC Anón: Bagaço e palha da cana. Disponible en www.ctccanavieira.com.br 41. Carvajal Arbey et al: Estimation of the heating value of bagasse blended with of different quantity of trash as biomass fuel. Proceeding of ISSCT, Vol.25, 2005 42. Kotas T: The exergy method of thermal plant analysis. Edit.Butterwoths, 1985 43. VDI: Energietechnische Arbeitsmappe. Edit.Springer Verlag, 2000, US 44. Bejan Adrian: Advanced Engineering Thermodynamics, 3th ed. Edit. John Wiley & Sons, 2006 45. Wittwer Enrique: Die exergie der bagasse. Revista Zuckerind 118-11 (1993), páginas 859-862 46. Nebra Silvia et al: Exergy of sugar cane bagasse. Paper publicado en el 14th European Biomass Conference and Exhibition Biomass for Energy, Industrie and Climate Protecion, France 2005 47. Valero Antonio et al: Determinación de la exergía para sustancias de interés industrial. Revista Ingeniería Química, Marzo 1986, pp120-128 48. Szargut Jan: Exergy Method. Technical and ecological applications. Edit.Wit Press, 2005 49. Rant Zoran: Bestimmung der spezifischen Exergie von Brennstoffen, Allgemeine, Warmetechnik (10) 1961/9, pp.172-176 50. Rant Zoran: La aplicacion del 2° Principio de la Termodinamica a los procesos tecnicos. Segunda Conferencia Internacional del Uso del Combustible en la Industria. Buenos Aires, Argentina, 1966 51. Martínez A. et al: Cálculo de la exergía especifica de los combustibles sólidos, líquidos y gaseosos. Revista Cubana de Química, Vol. XIV, N°3, 2002 - Cuba

60

4. COMBUSTION DEL BAGAZO

Por su interés, la combustión del bagazo ha sido tratada en casi la mayoría de los textos sobre la industria azucarera, asi como en diversas publicaciones técnicas y en algunos libros sobre generación de vapor Entre estos textos, el de Hugot y Baloh merecen destacarse ya que abordan el tema con detalles que le suman un interesante valor a las tareas de los tecnicos interesados en este proceso [1],[2]. La combustión como fenómeno físicoquímico, puede ser abordado desde dos puntos de vistas:  Estático: que comprende a los balances estequiométricos de masas y de energía, describiendo los estados inciales y finales del proceso y las cantidades puestas en juego  Dinámico: que abarca fenómenos térmocinéticos y aerodinámicos de la combustión, en donde intervienen la velocidad (de reacción, de las partículas, de los gases), el espacio (volumen y superficie del hogar) y el tiempo (de reacción, de retención de las partículas, etc) como variables esenciales. La dinámica de la combustión está fuertemente influenciada por un conjunto de variables físicas, tales como la forma y tamaño de las partículas, porosidad, densidad, corrientes de aire y gases (velocidad y dirección), grado de turbulencia, temperaturas, etc. que actúan simultánemente y en una compleja interacción dando lugar a fenómenos de difícil explicación. Ambos enfoques son esenciales ya que permitirán el análisis, diseño, cálculo y simulación de las partes componentes de la caldera.

4.1 ESTATICA DE LA COMBUSTION La combustión es una reacción química exotérmica de oxidación en la que los elementos combustibles (C, H, S) reaccionan con el oxígeno dando como productos resultantes, gases de combustión y cenizas. Los productos reaccionantes son el bagazo y el aire de combustión y los gases de combustión y cenizas constituyen los productos de esa reacción. Las reacciones de combustión más importantes son las debidas al carbono e hidrógeno según las siguientes ecuaciones químicas: C + O2 H2 + ½ O2

CO2 + 8080 Kcal / kg H2O + 29.000 Kcal / kg

61 En este proceso, como los elementos reaccionantes no se encuentran en una misma fase (solido-gaseoso), se dice que las reacciones son heterogéneas. El aire atmosferico actua como el comburente natural en el proceso de combustión y su composición esta indicada en la tabla siguiente

Componentes

% Volumen

% Peso

Oxigeno

21.00

23.21

Nitrogeno

78.05

75.48

Argon

0.92

1.27

Dioxido de carbono

0.03

0.04

Figura Nº1 – Composición elemental del aire seco

En la práctica, el aire no es seco, sino que contiene una cierta cantidad de vapor de agua, razón por la que se lo denomina aire húmedo. Para encontrar la masa y volumen de aire húmedo necesario será preciso conocer para una temperatura ambiente y humedada relativa dada, los siguientes factores por los que habrá que multiplicar los pesos y volumenes de aire seco respectivamente, siendo estos: x = 0.622 p φ

ps −ps

y

f=φ

ps p−ps

donde: donde x (representa los kg.agua / kg.aire seco), f ( Nm3 agua / Nm3 aire seco), ps es la presión de saturación del vapor de agua, p es la presión de la mezcla aire seco-agua y generalmente igual a la presión atmosférica y φ es la humedad relativa ambiente. Las presiones se expresan en general en mbar. La siguiente tabla nos permite conocer para el aire saturado (a una presión de 1000 mbar) las relaciones entre sus principales variables para las condiciones ambientales normales:

T - °C

Ps - mmbar

Xs – g / kg.

10

12.27

7.27

20

23.37

14.88

30

42.42

27.55

40

73.75

49.52

Figura Nº 2 - Propiedades del aire húmedo

62 Para los cálculos de combustión se emplean tres leyes fundamentales de la Termodinamica, a saber: Principio de Conservación de la Masa: que nos permitirá calcular la cantidad de aire necesaria para lograr su combustión completa, como así también, la cantidad y composición de gases de combustión y de cenizas producidos. En esta etapa se aplican también las leyes de los gases perfectos y las propiedades de sus mezclas Primer Principio de la Termodinámica: es el Principio de Conservación de la Energia que permitirá conocer las cantidades de energía introducidas, absorbidas y perdidas durante el proceso de combustión y las temperaturas desarrolladas en el mismo. Es esencial para los calculos de transferencia de calor en la caldera y permitirá juzgar el rendimiento del equipo Segundo Principio de la Termodinámica: permitirá conocer la eficiencia termodinámica con que se lleva a cabo el proceso de transformación de la energía química en calor, y su tranferencia, desde los gases de combustión a las superficies de calefacción. Permitirá direccionar el proceso para optimizar el rendimiento del proceso de transformación energética

4.2 BALANCE DE MASAS Los balances de masas de la combustión están referidos a la unidad de masa del combustible, esto es, a 1 kg de bagazo y los volumenes de gases y aire se expresan en condiciones normales (Nm3: 0ºC y 760 mm Hg o 1.014 bar). Esto tiene como ventaja poder referir luego en distintos cálculos, los flujos de aire y gases, a las distintas temperaturas que toman a lo largo de la caldera. En la figura Nº3 se esquematiza el proceso de combustion en el hogar de la caldera

Figura Nº3 – Esquema del hogar de una caldera

63 Planteando un balance de masas global referido a 1 kg de bagazo tendremos: 1 + Gar = Ggh + Gcz Gar =  Gat Ggh = 1+ Gat - Gcz donde: Gar = cantidad de aire real en [kg. o Nm3 / kg.bagazo] Ggh = cantidad de gases húmedos de combustión en [kg. o Nm3 / kg.bagazo] Gcz = cantidad de cenizas en [kg./ kg.bagazo] Gat = cantidad teórica o mínima de aire en [kg. o Nm3/ kg.bagazo]  = factor de dilucion o coeficiente de exceso de aire La resolución de los balances de masas de la combustión requiere determinar los siguientes parámetros [3],[4]: 1. Oxígeno mínimo (Omin o Vomin): es la cantidad mínima de oxígeno que se requiere para conseguir la combustión completa del combustible 2. Aire mínimo o teórico (Gamin o Vamin): es la cantidad mínima o teórica de aire que contiene el oxigeno mínimo requerido para la combustión completa. Se calculan estas cantidades tanto para el aire seco como húmedo 3. Aire real (Gar o Var): es la cantidad real de aire que se introduce en el hogar para garantizar su mezcla y distribución adecuada con el bagazo y asegurar la combustión completa. Se determinan estas cantidades para el aire seco y húmedo 4. Gases húmedos de combustión (Ggh o Vgh): es la cantidad de gases humedos de combustión resultantes de la combustión completa del bagazo 5. Factor de dilución (λ) o coeficiente de exceso de aire: es la relación entre el aire real y el aire teórico 6. Cenizas (Gcz): esta formada por todo los materiales minerales no combustibles que constituyen los residuos de la combustión

64 7. Gases secos de combustión (Ggs o Vgs): es la cantidad de gases secos de combustión resultantes de la combustión completa del bagazo, exentos de humedad 8. Composición de los gases de combustión: se determinan aquí las cantidades de gases formados por la reacción del carbono, hidrógeno y azufre con el oxigeno (CO2, H2O, SO2) y los que acompañan al aire sin participar de la reacción (N2, O2, Ar, CO2). Sus cantidades también se expresan en fracciones de masa y volumenes y constituyen datos muy importantes para otros calculos. Se pueden expresar referidos a gases humedos como secos 9. Contenido máximo de CO2 en los gases secos obtenido con el aire mínimo estequiométrico y que sirve como referencia para el control de la combustión 10. Propiedades de la mezcla de gases: peso específico, calor específico, entalpía, entropía, exergía, etc que son determinados a partir de las propiedades de la mezcla de gases perfectos y su concentracion

Los balances de masas como dijéramos están referidos a la unidad de masa del combustible y se expresan bajo dos formas: en térmicos másicos [kg./kg] y en forma volumetrica [Nm3/ kg]. El balance estequiométrico en términos de volúmenes permitirá calcular los caudales, velocidades y perdidas de carga en el circuito de aire y gases y la potencia requeridas en los ventiladores teniendo en cuenta los cambios de temperaturas de los fluídos a través del equipo

4.3 EXCESO DE AIRE En las ecuaciones del balance de masas, se ha introducido una variable esencial del proceso de combustión que es, el factor de dilución o coeficiente de exceso de aire (λ), cuyo valor depende de numerosos aspectos tales como:  tipo de combustible (liquido, solido o gaseoso),  forma de quemado (pila, en suspensión, ciclónica o en lecho fluidizado)  distribución y temperatura del aire,  geometría y tipo de hogar,  humedad, tamaño, distribución y porosidad de las partículas, etc.

65 Para que la combustión sea completa, se deberá garantizar que toda la masa de bagazo tenga contacto con el oxígeno necesario. De esta forma, aseguramos que las reacciones químicas de oxidación se desarrollen en la forma deseada Si se usara solamente el mínimo aire requerido estequiométricamente, se correría el riesgo que no todo el material combustible tenga el oxigeno necesario y se produzca la combustión incompleta, dando lugar a pérdidas por este concepto. Para garantizar que esto no ocurra, se proporciona en la práctica, una cantidad mayor de aire (Gar) que la mínima necesaria (Gat) de modo tal que se cumpla la condición siguiente:

 = Gar / Gat > 1 El valor del factor de dilución para distintos combustibles están dados en la tabla Nº4 y deben ser tomados como referencia ya que el ajuste definitivo debe evaluarse en el control de la combustión. En esta tabla figuran también, el contenido máximo de CO2 en los gases secos para los combustibles antes citados y son una guía en el control del proceso. La cantidad de aire suministrada por arriba del valor minimo estequiométrico se conoce como exceso de aire y a veces suele expresarse en forma porcentual esto es: Exceso aire % = (  – 1) 100

Figura N°4 – excesos de aire recomendados

Los valores tabulados o sugeridos para el exceso de aire pueden ser empleados sin mayores problemas en el caso de combustibles líquidos y gaseosos que mantienen su composición y propiedades generales dadas, pero en el caso del bagazo cuya humedad es variable, esto debe ser considerado de manera especial. Aquí cabe preguntarse cómo afecta la humedad sobre el exceso de aire a usarse. Frente a dos bagazos de idéntica composición elemental pero con humedades diferentes (54 vs 48%), es correcto usar el mismo exceso de aire?? Por ejemplo, debería usarse el mismo exceso de aire antes y después de instalado un secadero de bagazo?? Para responder a esta pregunta, nos remitiremos al balance de masas de la combustión y sus ecuaciones estequiométricas. Para una composición seca dada, al reducirse la humedad del bagazo, la cantidad de aire necesaria para su combustión

66 aumenta al incrementarse la cantidad de carbono e hidrógeno disponible por kg. de bagazo, es decir requeriría más aire Si bien esto es una realidad matemática, en la práctica esto no ocurre, ya que las experiencias con instalaciones de secado han mostrado que es posible trabajar con menores excesos de aire que antes de la instalación del secador Como veremos más adelante, al trabajar con bagazo más seco existen efectos térmicos, cinéticos y fluidodinámicos que modifican la dinámica del proceso de combustión y que hacen que se obtengan mejores condiciones de proceso que posibilitan obtener combustiones eficientes y más estables operativamente con menores excesos de aire [5],[6],[7] El exceso de aire como veremos más adelante, debe ser estrictamente controlado, ya que su aumento por arriba de los valores recomendados, conduce a mayores perdidas energeticas y a otros efectos perjudiciales sobre el desarrollo de la combustión. Inversamente, el suministro de un exceso de aire bajo conduce al aumento de las pérdidas por combustión incompleta El exceso de aire debe ser seleccionado de modo que la suma de las pérdidas por combustible no quemado y las debida a los productos de combustion sean míminas. El incremento del exceso de aire afecta al proceso de combustion de dos maneras.  una elevada concentración de oxigeno tiende a cortar las llamas  una pequeña cantidad de aire tiende a retardar la combustión lo que puede ser contrarrestado por la turbulencia de la llama. En la figura Nº5 podemos ver esta influencia: en la zona izquierda, de bajo exceso de aire, un pequeño aumento de aire reduce drásticamente el tiempo de quemado e inversamente en esta misma zona, la reducción del aire necesario puede retardar de manera importante el proceso de combustión.

Figura Nº5 – tiempo quemado en función del exceso aire

67 En cambio, a medida que nos alejamos hacia la zona de mayor exceso de aire, su incremento no genera mayores beneficios sino por el contrario, provoca la dilución de las llamas y una caída en su temperatura, lo que tiende a retardar el proceso debido al enfriamiento de las misma. El exceso de aire optimo será aquel que equilibre ambas influencias [8] En el gráfico Nº5, se muestra la relación entre los contenidos de CO2 y O2 en los gases secos en función del exceso de aire. Es una herramienta muy útil para el control operativo de las calderas. Dos relaciones aproximadas válidas para combustión completa que se puede usar con fines de control de la misma son las siguientes:

 ≅ CO2

máx

/ CO2 ≅ 20 / CO2

y

 ≅ O2 / (21 - O2)

Figura Nº6 – % CO2 y O2 en gases secos versus exceso de aire

Ejemplo N°1: si el % medido en los gases secos de combustión son: CO2 = 15% y O2 = 5%, el exceso de aire usado será:

 ≅ CO2

máx

/ CO2 ≅ 20 / 15 = 1.34, es decir 34% exceso de aire

 ≅ O2 / 21 - O2 ≅ 5 / 21 -5 = 1.31, es decir 31% exceso de aire Asumiendo la ausencia de CO en el proceso de combustión, se tendrá entonces que el contenido de N2 en los gase secos valdrá: % N2 = 100 – (% CO2 + % O2) = 100 – (15 + 5) = 80%

68 El exceso de aire en estas condiciones (hipótesis de combustión completa) se podrá calcular de una manera más exacta con la relación siguiente:

=

1 79.%O2 1– 21.%N2

=

1 79∗ 5 = 1.3, o sea 30% de exceso aire 1 – 21∗80

Vemos que la segunda relación basada sobre la medición del %O2 aproxima mejor al exceso de aire real

4.4 COMBUSTION INCOMPLETA Se dice que una combustión es incompleta, cuando en los gases producidos por ella, existen todavía gases capaces de ser oxidados, es decir gases combustibles. De estos el más importante es el CO y es el único que consideraremos. Este gas aparece cuando el aire es insuficiente o cuando la mezcla aire-combustible es defectuosa aún cuando el primero esté en exceso. Esto es importante tenerlo en cuenta ya que a veces en la práctica se presenta la aparente contradicción de combustión incompleta en presencia de exceso de aire. Queda claro que este fenómeno no sólo depende del exceso de aire sino también de cómo este se distribuye y difunde en el combustible En la combustión incompleta se presentan las siguientes reacciones. Si designamos con “C” al carbono presente en el bagazo tendremos: C + ½ O2

CO + 2200 Kcal / kg

C + O2

CO2 + 8080 Kcal / kg

CO + ½ O2

combustión incompleta combustion completa

CO2 + 2420 Kcal / kg

combustión completa

Es decir se pierden casi un 73% de la energia disponible en este proceso, de aquí la importancia de mantenerlo controlado. Si “c” representa los kg.carbono / kg.bagazo y ante un proceso de combustión incompleta, tendremos que sólo la fracción “x.c” reacciona formando CO2 y los (1- x) restantes formarán CO. Esto quiere decir que el volumen de CO2 y VCO serán: VCO2 = 1.864*x*c VCO = 1.864 (1- x)*c Siendo X =

%CO2 %CO2+%CO

con 0 < X < 1

Cuando en el control de la combustión se detecte CO, el factor de dilución λ ya no se podrá calcular con las relaciones antes citadas sino con:

69

=

1 79(%O2−0.5.%CO) 1– 21. %N2

Volviendo al ejemplo anterior pero supongamos ahora que en el análisis de gases se detectó CO = 0.1%, CO2 = 15% y O2 = 5%, el exceso de aire será: %N2 = 100 (%CO2 + %O2 + %CO) = 100 – (15 + 5 + 0.1) = 79.9

=

1 1 = 79(%O2−0.5%CO) 79(5−0.5∗0.1) = 1.30, exceso aire 30% 1– 1– 21. %N2 21. 79.9

En presencia de combustión incompleta, los gases al salir de la caldera se oxidan totalmente en la atmósfera liberando allí la diferencia entre los calores de reacción del CO2 y el CO. Esta energía que se libera y pierde en la atmósfera se conoce como pérdida por calor latente o por combustión incompleta y se calcula por la ecuación Pco = 3020 Vgsi. ψCO

[kcal/ kg.bagazo]

donde: 3020 es el poder calorífico del CO en [kcal/ Nm3], Vgsi es el volumen de gases secos provenientes de la combustión incompleta del carbono en [Nm3/kg.bagazo] y ψCO es el % de CO en los gases secos. Expresando esta ecuación en función del volumen de gases secos producidos en la combustión completa con el exceso de aire λ y un %CO dado en los gases secos, quedará finalmente como [9] Pco = 563.260. Vgs. ψCO / Hi (186,51 – 0,94295. ψCO)

[kcal/ kg.bagazo]

Veamos ahora cómo se desarrolla el balance de masas de la combustión a través de un ejercicio práctico

Ejemplo N°2: dada la composición química del bagazo, veamos el cálculo completo del balance de masas de la combustión. Esta información será una de las principales en el proyecto de la caldera y sus instalaciones auxiliares. Asumiremos la siguiente composición elemental sobre base seca 1 kg.bagazo seco = c + h + o + cz 1 = 0.47 + 0.065 + 0.44 + 0.025 [kg]  Cálculo de la composición húmeda Si la humedad del bagazo es de w = 52% su composición húmeda será entonces: c’ = c (1 – w) = 0.47 (1 – 0.52) = 0.2256 [kg.C/ kg.bagazo] h’ = h (1 – w) = 0.065 (1 – 0.52) = 0.0312 [kg.H2/ kg.bagazo]

70 o’ = o (1 – w) = 0.44 ( 1 – 0.52) = 0.2112 [kg.O2/ kg.bagazo] cz’ = z (1 – w) = 0.025 (1 – 0.52) = 0.012 [kg.cz/ kg.bagazo] Cálculo de las necesidades de aire comburente 1) Cálculo del oxígeno mínimo (peso y volumen) Omin = 2.664*c + 7.937*h – o = 2.664*0.2256 + 7.937*0.0312 – 0.2112 = 0.637 Omin = 0.637 [kg.O2/ kg.bagazo] Vomin = 1.864*c + 5.556*h – 0.7*o = 1.864*0.2256 + 5.556*0.0312 – 0.7*0.2112 Vomin = 0.446 [Nm3 oxígeno / kg.bagazo] 2) Cálculo del aire mínimo (seco) Gamin = Omin / 0.232 = 0.637 / 0.232 = 2.745 [kg.aire / kg.bagazo] Vamin = Vomin / 0.21 = 0.446 / 0.21 = 2.123 [Nm3 aire / kg.bagazo] 3) Cálculo del aire seco real (asumimos λ = 1.35 o sea 35% exceso de aire) Gars =  Gamin = 1.35* 2.745 = 3.70 [kg.aire / kg.bagazo] Vars =  Vamin = 1.35*2.123 = 2.86 [Nm3 aire / kg.bagazo] 4) Cálculo del aire húmedo real (suponiendo ta = 30ºC y humedad relativa φ = 80%) x = 0.622 x 42.42 / (1000/0.8) – 42.42 = 0.0218 [kg.agua / kg.aire seco] f = 0.8 x 42.42 / (1000 – 42.42) = 0.035 [Nm3 agua / Nm3 aire seco] Garh = Gars (1 + x) =  Gamin (1+x) = 3.7 (1 + 0.0218) = 3.78 [kg.aire / kg.bagazo] Varh = V ars (1 + f) =  Vat (1+ f) = 2.86 (1 + 0.035) = 2.96 [Nm3 aire / kg.bagazo] Cálculo de los productos de la combustión 5) Cálculo de CO2 ( resultante de la combustión + contenido en el aire atmosférico) Gc02 = 3.664*c + 0.0004 λ Gamin = 3.664*0.2256 + 0.0004*3.70 = 0.83 Gc02 = 0.83 [kg.C02 / kg bagazo] Vco2 = 1.864*c + 0.0003 λ Vamin = 1.864*0.2256 + 0.0003*2.86 = 0.421 Vco2 = 0.421 [Nm3 CO2 / kg.bagazo] 6) Cálculo de H20 (formada por combustión + humedad bagazo + humedad ambiental)

71 GH20 = 8.937*h + w + x Gars = 8.937*0.0312 + 0.52 + 3.7*0.0218 = 0.878 GH20 = 0.878 [kg.H20 / kg.bagazo] VH20 = 11.2*h + 1.244*w + Vars f= 11.2*0.0312 + 1.244*0.52 + 2.86*0.035 = 1.096 VH20 = 1.096 [Nm3 H2O / kg.bagazo] 7) Cálculo del O2 (aportado – consumido) G02 = 0.232(λ – 1) Gamin = 0.232(1.35 – 1)2,745 = 0.223 [kg.O2 / kg.bagazo] V02 = Vo ( λ -1) = 0.446 (1.35 – 1) = 0.156 [Nm3 O2 / kg.bagazo] 8) Cálculo del N2 (proveniente del aire ambiental) GN2 = 0.7548 λ Gamin = 0.754*3.70 = 2.79

[kg.N2 / kg.bagazo]

VN2 = 79 λ Vomin / 21 = 79*1.35*0.446 / 21 = 2.265

[Nm3 N2 / kg.bagazo]

9) Cálculo del Ar (proveniente del aire ambiental) Gar = 0.0127 λ Gamin = 0.0127*3.70 = 0.047

[kg.Ar / kg.bagazo]

Var = 0.0092 λ Vamin = 0.0092*2.86 = 0.026

[Nm3 Ar / kg.bagazo]

10) Cálculo de gases húmedos (resultantes de la combustión) Ggh = ∑ Gx = GCO2 + GH20 + GO2 + GN2 + Gar = 0.83 + 0.878 + 0.223 + 2.79 + 0.047 Ggh = 4.76 [kg.gases húmedos /kg.bagazo] Vgh = ∑ Vx = VCO2 + VH20 + V02 + VN2 + + Var = 0.421 +1.096 + 0.156 + 2.265 + 0.026 Vgh = 3.964 [Nm3 gases húm./ kg.bagazo] 11) Cálculo de gases secos (resultantes de la combustión) Ggs = Ggh – GH20 = 4.626 – 0.878 = 3.748 [kg.gases secos /kg.bagazo] Vgs = Vgh – VH2o = 3.964 – 1.096 = 2.868 [Nm3 gases secos / kg.bagazo] 12) Contenido CO2 y O2 en gases secos (en el escape por la chimenea) CO2 = VCO2 / Vgs = 0.421 / 2.868 = 0.1467, es decir C02 = 14.67% O2 = VO2 / Vgs = 0.156 / 2.868 = 0.0544, es decir O2 = 5.44% Cálculo de la composición porcentual de los productos de la combustión 13) Composición porcentual gases húmedos

72 ψCO2 = CO2 / Vgh = (0.421 / 3.964) 100 = 10.62% ψO2 = O2 / Vgh = (0.156 / 3.964) 100 = 3.93% ψN2 = N2 / Vgh = (2.265 / 3.964) 100 = 57.14% ψH2O = H2O / Vgh = (1.096 / 3.964) 100 = 27.64% ψAr = Ar / Vgh = (0.026 / 3.964) 100 = 0.67% Cálculo de los residuos minerales de la combustión 14) Cálculo cantidad de cenizas Z = 1+ Garh – Ggh = 1+ 3.78 – 4.76 = 0.02 [kg.cenizas / kg bagazo] Cálculo del peso específico de los gases de combustión 15) Cálculo del peso específico de la mezcla de gases húmedos [kg / Nm3] γgh = ∑ γj. ψj = γco2. ψCO2 + γo2. ψO2 + γN2. ψN2 + γHo2. ψHO2 + γarg. ψarg γgh = 1.977x0.1062+1.42895x0.0393+1.2505x0.5714+0.819x0,2764+1.7839x0.0067 γgh = 1.209 [kg / Nm3] La estimación del factor de corrección de volumen de aire y gases puede obtenerse también en forma gráfica del siguiente ábaco, en el cual ingresando con la temperatura del aire y la humedad relativa se obtiene el factor correspondiente

Figura Nº7 – factor correción de volumen para el aire húmedo

73 Para una temperatura ambiente de 30ºC y una humedad relativa del 80%, como las asumidas en el cálculo, el factor de correción será según el gráfico Nº7: factor de corrección: f = 1.035 flujo de aire real corregido: Varh = f.Vars = 1.035*2.86 = 2.96 [Nm3 / kg] fujo de gases húmedos corregido: Vgh’ = 1 + Varh = 1 + 2.96 = 3.96 [Nm3 / kg] Como vemos, el factor (f) coincide con el obtenido por cálculo; y los resultados son iguales en consecuencia. La tabla siguiente resume el balance de masas calculado para las condiciones fijadas

Tabla resúmen del balance de masas Flujo

Aire - kg / kg

Gases húmedos Nm3 / kg

Cenizas – kg / kg

Masico

3.78

4.76

0.02

Volumetrico

2.96

3.96

Dado que la composición elemental del bagazo presenta una coincidencia muy grande entre las distintas investigaciones realizadas alrededor del mundo, resulta válido asumir para ciertos tipos de cálculos, una determinada composición promedio y facilitar los cálculos de combustión En este sentido, Angeleri y Wittwer han propuesto cálculos simplificados y gráficos de gran ayuda para realizar los balances másicos de la combustión, en función de las dos variables que se presentan en la práctica industrial, que son la humedad del bagazo y el exceso de aire. En estos trabajos asumen que la composición elemental responde a la propuesta por Hugot y que el aire ambiente está a 30ºC y con una humedad relativa del 80% [10],[11] Estos cálculos si bien son sencillos, son laboriosos si hay que analizar escenarios diferentes, con otras composiciones químicas, humedad de bagazo y exceso de aire. Es por ellos que con ayuda de una planilla electrónica de cálculo como Excel los balances de masas y energía se resuelven de manera sencilla y con buen grado de exactitud.

4.5 RESIDUOS DE LA COMBUSTION Uno de los productos que se determina en el balance de masas como resultantes de la combustión, son las llamadas cenizas. Ellas contienen todos los componentes inorgánicos

74 que acompañan al combustible, mezcladas con cierta proporción de partículas de bagazo no quemado y escorias, que representan los residuos que deja la combustión del bagazo. Las cenizas se van acumulando en el hogar a medida que se desarrolla la combustión y están sometidas a elevadas temperaturas que originan complejos procesos de transformación de los minerales. En general se distinguen dos tipos de cenizas: 1) cenizas secas de fondo (bottom ash) 2) cenizas secas volantes (fly ash). Las primeras corresponden a las acumuladas y recogidas en el hogar y las segundas a las más livianas arrastradas por los gases y recolectadas en los diferentes sistemas de captación de partículas. En la tabla Nº8 se muestran algunas de las propiedades de las cenizas y en la figura Nº9 se observan sus distintos aspectos

Densidad relativa cenizas secas- kg/m3

570 - 650

Densidad relativa cenizas húmedas kg/m3

730 - 850

Calor específico pH

11.5 - 12

kcal / kgºC

color

0.2 – 0.3

Blanco a grisáceo oscuro

Figura Nº8 - propiedades generales de las cenizas

La composición química de las cenizas se determina según las Normas ASTM D3682/D5016/D1757 y sus principales constituyentes están dados en las tablas Nº9. La primera, corresponde a investigaciones sobre cenizas provenientes de ingenios cubanos (Hernandez et.al) y la segunda, a datos de Rein [12], [13]

Figura Nº9 - muestra de bagazo y cenizas varias de hornos calderas

75 Un aspecto muy importante de resaltar con relación a estos análisis de composición, es que una parte importante del material inorgánico, se volatiliza durante el ensayo debido a las temperaturas a que se somete la muestra, por ello es que para evitar este problema, el estándar europeo CEN 14775-2004 la ha limitado a 500ºC e impedir una subvaloración de estos componentes por perdidas volátiles

Figura Nº10 - Composición de las cenizas de bagazo

Se observa que las cenizas están constituídos básicamente por óxidos metálicos, donde el SiO2 es el de mayor procentaje. Entre los minerales encontramos estructuras tales como calcita (CaCO3), cuarzo (SiO2), hematita (Fe2O3), pirita (FeS2), magnetita (Fe3O4), etc. Una propiedad muy importante de las cenizas es su temperatura de ablandamiento y fusión que se determina según los estandares ASTM D1857 o DIN 51730. En el ensayo ASTM se parte de una pirámide de cenizas de base equilátera de 19 mm de alto y 6.35 mm de lado, montada sobre una base de refractario y calentada en un horno electrico o a gas bajo una atmósfera reductora u oxidante. En el ensayo DIN se parte de una muestra de forma cilíndrica o cúbica de diámetro / ancho según el caso de 3x3 mm. En el ensayo se va determinando a las distintas temperaturas los cambios que el material va expermimentando. En la siguiente figura se muestra el proceso sufrido por las cenizas

76

Figura Nº11 - etapas y temperaturas en el ensayo de fusión de las cenizas según ASME

En este proceso se distinguen cuatro temperaturas de deformación y que son: 1. Temperatura inicial de deformación (IADT) en la cual la punta de la muestra comienza a ablandarse 2. Temperatura esférica o de ablandamiento (ST) es aquella en la que la forma de la muestra comienza a perderse y la altura y el ancho tienden a igualarse 3. Temperatura hemisférica (HT) es aquella donde la forma a cambiado a hemiesfera y su altura es igual a la mitad de la base 4. Temperatura fusión (FT) es aquella donde la muestra se ha fundido y su altura es 1/3 de la temperatura hemisférica

Figura Nº12 - características de la fusion de cenizas según ensayos DIN

Un aspecto muy importante destacar con relación tanto a los ensayos de composición de las cenizas como a la determinación de sus temperaturas de fusión es que, sus resultados no reflejan exactamente las condiciones reales del proceso. En efecto, durante el proceso de incineración en el horno de ensayo se produce la evaporación del agua, la pérdida de CO2 proveniente de la descomposición de los carbonatos, y otras reacciones químicas más que ocasionan que la composición de las cenizas reales no sean idénticas a la muestra. De esta forma, la composición de las cenizas es distinta de la obtenida de las condiciones del sistema real de combustión en el hogar de la caldera. Estas discrepancias

77 tanto en la composición química como en la fusibilidad de las cenizas pueden ocasionar procesos de escorificación en el hogar a temperaturas menores que las esperadas Las tablas siguientes dan las temperaturas de fusión de las cenizas, ambas en función del tipo de atmósfera reinante (reductora u oxidante). La primera obedece a datos reportados por Rein y la segunda por Turn et.al. En esta ultima aparecen datos correspondientes a las temperaturas de fusión de la cenizas provenientes del trash

Figura Nº13 - Temperaturas de fusión cenizas según Rein

Experiencias realizadas sobre trash y bagazo en ingenios de Hawai por Turn et.al, y por Camargo et.al en bagazo de ingenios de Brasil, mostraron temperaturas más bajas que las indicadas por Rein, según puede apreciarse en la tabla siguiente [14]

Tabla Nº14 - Temperaturas de fusión cenizas según Turn y Camargo et.al

4.6 ACCIÓN DE LAS CENIZAS La interacción de los componentes minerales de las cenizas a diferentes temperaturas, dan lugar a una serie compleja de procesos tales como:

78   

Aglomeración Sinterizado Clinkerización

que tienen gran importancia en el proyecto de las calderas ya que los mismos producen sobre el equipo:      

Reducción de la transferencia de calor Erosión de las partes a presión y otras partes componentes Escorificación (slagging) de las superficies radiantes del hogar Ensuciamiento o incrustaciones (fouling) en las superficies de intercambio Corrosión de las partes a presión Obstrucción y taponamientos al flujo de gases

Esto quiere decir que cuestiones tales como, la geometría del horno, su tamaño y diseño, la superficie radiante del hogar, ubicación y tipo de sopladores, espaciamiento de los tubos, sistemas de captación y extracción de partículas, etc. están determinados por las características de las cenizas. Con relación a la composición de la cenizas y al efecto producido por los distintos constituyentes podemos decir: 

  



Cenizas con elevados contenidos de oxidos ácidos y básicos tales como SiO 2, Al2O3, TiO2, MgO y CaO que tienen elevadas temperaturas de ablandamiento, (1600-2800ºC) no forman escorias y pasan a formar parte de las cenizas volantes con su estructura orginal produciendo erosión Los óxidos básicos Na2O, K2O, OCa, OMg, Fe2O3 tienden a reducir las temperaturas de ablandamiento La pirita (FeS2) es un componente indeseable ya que en su paso por el hogar se disocia reaccionando con el O2 formando S02 y S03 que originan corrosión El azufre (S) reacciona con el Na y K (Na2SiO3, SO4K2) formando compuestos de baja fusibilidad (900-1100ºC) que dan lugar a procesos de corrosión y escorificación Los componentes de baja fusibilidad (700-850ºC) principalmente cloruros y sulfatos alcalinos (Cl2Ca, Cl2Mg, ClNa, SO4Na2) forman capas adhesivas sobre las superficies de los sobrecalentadores y banco de convección

En general, la escorificación (slagging) se produce en el hogar sobre las paredes de agua, grilla y parte del sobrecalentador, es decir en las superficies que reciben calor por radiación, en tanto que las cenizas que se depositan sobre el sobrecalentador y el banco convectivo se llaman incustraciones (fouling), en donde prevalece la transferencia de calor por convección. Los fenónemos de escorificación-ensuciamiento están interrelacionados ya que un aumento del primero reduce la transferencia de calor en el hogar elevando las temperaturas en el mismo. Las cenizas fundidas en el hogar por las mayores

79 temperaturas modificarán su emisividad y conductibilidad térmica que reducirán el calor transferido. Este hecho afectará la composición y cantidad de cenizas y sus efectos posteriores corrientes abajo, sobre la superficie del sobrecalentador y del haz convectivo La fusión parcial y aglomeración de las cenizas sobre la grilla generará taponamientos dificultando el ingreso del aire primario y empeorando las condiciones de combustión en el hogar. Igualmente sobre la zona de los quemadores y su encendido. Con relación al proceso de escorificación existen cuatro mecanismos posibles de formación, a saber: 

  

Impacto inercial. Es el mecanismo predominante de formación debido a las partículas de mayor tamaño y a las altas temperaturas. La tasa de deposición por impactación dependera del flujo de partículas y de la eficiencia de deposición Condensación de componentes volátiles inorgánicos sea en forma de vapor u hollín en los gases sobre las superficies refrigeradas Reacciones químicas entre los distintos componentes de los depósitos Termoforesis que se produce entre partículas pequeñas en movimiento y debidas a gradientes de tenperaturas

Respecto al ensuciamiento de los haces tubulares del sobrecalentador, banco de convección, economizador y calentador, la adhesión de las cenizas tiende a aumentar con el tiempo, es decir día a día, llegando a formar puentes entre el espaciado de los tubos ocasionando verdaderos taponamientos. Estas deposiciones de cenizas se deben en gran parte a mecanismos de volatilización-condensación de componentes inorgánicos, básicamente alcalinos y en algunos casos de componentes fosforosos. Los componentes volátiles condensan sobre las superficies enfriadas y estarán interactuando con el resto de las partes no volátiles, no fundidas de las cenizas y aumentando de tamaño progresivamente

Figura Nº15 - Deposición de cenizas sobre la superficie de calefacción

80 Las obstrucciones de cenizas producirán mayores pérdidas de carga que aumentarán el consumo de potencia de los ventiladores. Por otro lado, la reducción de las secciones de pasaje ocasionarán mayores velocidades de los gases provocando erosión de los tubos y refractarios. La deposición de las cenizas sobre las superficies de intercambio del banco convectivo y del calentador de aire y economizador, reducen la transferencia de calor y aumentan la temperatura de los gases de escape. Para identificar y cuantificar los efectos de los diferentes componentes minerales de las cenizas y su tendencia a formar escorias, depósitos o corrosión, se han propuesto numerosos índices o indicadores que pueden ser agrupados de la siguiente manera: 

Indices de propensión o tendencia a la escorificación (Slagging Index)

a) Relación base / ácido (B/A) = (Fe2O3+CaO+MgO+Na2O+K2O) / (SiO2+Al2O3+TiO2) b) Relación Hierro / Calcio (Fe / Ca) = Fe2O3 / CaO c) Indice de escorificacion cenizas (IEC) = (4 IADT + TH) / 5

en ºC

d) Indice sílice /alúmina (Si / Al) = SiO2 / Al2O3 e) Temperatuta hemisférica (HT) f) Factor de escorificación (Rs) = (B/A) x S% 

donde S% = % sulfuros en base seca

Indice de propensión o tendencia al ensuciamiento (Fouling Index)

g) Indice de ensuciamiento (IF) = (B/A) (%Na2O) La cantidad de indicadores y parámetros existentes muestran claramente que no es simple predecir el comportamiento de las cenizas sobre la base de unas pocas variables medidas y que la interrelación entre ellas es muy compleja. Estos indicadores expresan: 1. Relación base / ácido (B/A): es una indicación de la temperatura de fusión de las cenizas y su tendencia a la escorificación. No debe usarse como unico criterio 2. Relación Hierro / Calcio (Fe / Ca): es un indicador también de la tendencia de las cenizas a reducir su temperatura de ablandamiento a medida que crece el contenido de hierro 3. Indice de escorificación IEC: es un indicador de lo proclive de las cenizas a formar escorias en función de las temperaturas 4. Relación sílice / alúmina: es un parámetro de la fusibilidad de las cenizas, en la que a medida que crece el contenido de sílice tiende a bajar la temperatura de fusión 5. Temperatura hemisférica como indicador de la fusibilidad de las cenizas 6. Factor de escorificación Rs está relacionado con la fusibilidad de las cenizas 7. Indice de ensuciamiento (Fu): expresa la tendencia a la formación de depósitos sobre las superficies de calefaccion del banco convectivo y sobrecalentador

81 En la siguiente tabla se muestran los valores que pueden tomar estos indicadores y el significado de los mismos. Es importante mencionar que estos indicadores y sus valores son obtenidos para carbón básicamente y/o en co-firing con biomasa, por lo tanto deben ser usados con criterio. Estas relaciones se usan de forma combinada ya que ninguna por sí misma contempla la complejidad de variables que intervienen, pues cada una vincula o relaciona sólo alguna de ellas. Para ampliar el tema puede consultarse [15],[16],[17]

Figura Nº16 - indicadores de comportamiento de las cenizas

Ejemplo N°3: Tomando los promedios de la composición de cenizas dadas en la tabla Nº20, y las temperaturas de la tabla Nº22, calculemos los indicadores típicos para ver cómo quedan caracterizadas las cenizas de bagazo. Los valores promedios son los indicados a continuación: SiO2: 67.84%

Al2O3: 5.20%

Fe2O3: 3.52%

TiO2: 0.34%

MgO: 2.33%

CaO: 12.66%

Na2O: 0.65%

K2O: 3.94%

Temp. inicial deformación: IADT = 1300ºC ; Temp.hemisférica: HT = 1330ºC a) cálculo de la relación base / ácido (B/A) B = Fe2O3+CaO+MgO+Na2O+K2O = 3.52+12.66+2.33+0.65+3.94 = 23.1% A = SiO2+Al2O3+TiO2 = 67.84+5.20+0.34 = 73.38% B / A = 23.1 / 73.88 = 0.312 Si la ∑ Fe2O3+CaO+MgO < 20% y Na2O < 1.2% la tendencia al ensuciamiento está en un rango medio. En cambio si la ∑ Fe2O3+CaO+MgO > 20% y Na2O < 2% las cenizas son proclives a un bajo ensuciamiento. Siendo que: ∑ Fe2O3+CaO+MgO = 3.52 + 12.66 + 2.33 = 18.51 < 20% y Na2O = 0.65% < 1.2% Nos queda entonces que las cenizas tienen una tendencia media al ensuciamiento

82 b) cálculo del índice de escorificación IEC IEC = (4IADT + HT) / 5 = (4x1300 + 1330) / 5 = 1306 ºC Siendo 1340 > 1306 > 1230 ºC la tendencia a la escorificación es media c) cálculo del índice de ensuciamiento Fu Fu = (B/A)x %Na2O = (23.1 / 73.88) 0.65 = 0.203 > 0.2 el ensuciamiento es medio

4.7 DINAMICA DE LA COMBUSTION Como ya lo expresáramos, la combustión del bagazo es una reacción heterogénea (sólido-gas) que necesita de un conjunto de condiciones para su inicio, mantención y desarrollo, además de cierto tiempo y espacio para realizarse. La combustión del bagazo se lleva a cabo en los hogares de las calderas y su dimensionado es uno de los objetivos de la dinámica de la combustión. La combustión involucra una secuencia de procesos físicos y químicos de alta complejidad que se desarrollan en varias etapas, entre ellas [18],[19] :      

Secado Pirólisis Ignición Gasificación Combustion de materia volatil Combustion de alquitranes residuales

Veamos las características y fenómenos que tienen lugar en cada una de estas fases: Secado: comprende las etapas de calentamiento y evaporación de la humedad del bagazo. Una vez inciada la ignición del bagazo, en esta fase, parte del calor liberado en la combustión se consume para calentar y evaporar el agua y tiende a reducir las temperaturas desarrolladas retardando el proceso. Esta etapa tiene lugar a bajas temperaturas en un rango entre la ambiente y 100ºC. En la combustion de biomasa ha sido establecido que no es posible mantener la combustión con humedades que excedan del 60% pues con tanto tenor de agua se hace muy difícil mantener el proceso de combustión

83

Figura Nº17 - Variación de la humedad y tasa de secado con el tiempo

Pirólisis: esta etapa conocida también como volatilización, es un proceso de degradación térmica muy complejo que involucra varias reacciones químicas en una atmósfera inerte y que se produce en un rango de temperaturas entres los 200-400ºC . Incluye procesos de transferencia de calor y masa que dan lugar a la liberación de mezclas de gases orgánicos e inorgánicos y líquidos desde la partícula hacia los alrededores. El gráfico siguiente muestra la perdida de peso por volatilización en función de la temperatura.

Figura Nº 18- emisión de volátiles en funcion de la temperatura

Gasificación: es un proceso de degradación térmica que acontece en una atmósfera oxidante y que tiene por objeto transformar total o parcialmente los componentes de un combustible sólido en gases combustibles. En la gasificación las partículas solidas del combustible reaccionan con los gases en la atmósfera circundante. Entre las reacciones de gasificación más importantes tendientes a la producción de gases combustibles tenemos: 1. C + H2O = CO + H2 2. C + CO2 = 2 CO 3. C + 2 H2 = CH4

84 Una característica muy importante de la gasificación es que involucra reacciones endotérmicas que usan parte de la energia proveniente de la combustión parcial del combustible. La gasificación tiene lugar en el rango de temperaturas entre 800-1100ºC Combustión: es un proceso de gasificación en el cual los gases y partículas del combustible están en presencia de oxìgeno y reaccionando con el. La principal reacción es entre el carbono y el oxigeno para dar CO2 y CO, seguida de la reaccion entre el oxigeno y el hidrógeno para dar vapor de agua. Otros gases son también formados debido a la reaccion del oxigeno con el combustible sólido tales como los NO x o SOx. En esta etapa prevalecen las reacciones exotérmicas que caracterizan este proceso Si bien estas etapas permiten fragmentar el proceso de combustión para su estudio, es importante resaltar que en la practica industrial, todos ellos podrían ocurrir simultánemente y superponerse mientras tiene lugar el desarrollo completo del proceso. La figura siguiente resume un modelo de partícula donde tienen lugar estos procesos en función de la temperatura

Figura Nº19 - Procesos en la combustión de la biomasa

4.8 TIEMPO DE QUEMADO DE LAS PARTICULAS Una de las variables de gran importancia en el dimensionado del hogar es el tiempo de retención de las partículas para su quemado total en el mismo. Ya vimos la cantidad de factores que influyen en la combustión de las partículas. Para combustibles sólidos (Kanury et.al) establece que el tiempo necesario para la combustion de una partícula de diámetro inicial do esta dado por []:

Tb = ρf. do2 / 8.ρg.Do.ln (B+1)

85 donde: Tb = es el tiempo requerido para el quemado de la partícula (segundos) ρf = es la densidad de la particula (g/cm3) do = es el diámetro de la partícula (cm) ρg.Do = producto de la densidad por la difusividad del gas en los alrededores (g/cm/seg) B = número de transferencia de masa = f.Y f = requerimiento de oxigeno normalizado del combustible (g O2 / g combustible) Y = concentracion de masa de oxigeno en el gas alrededor (0.232 aire) Como podemos ver el tiempo requerido para el quemado de una partícula está fuertemente influenciado por un conjunto de variables (densidad, difusividad, concentración de oxigeno, etc) entre las que el diámetro es la de mayor impacto (do2 ). En general el tiempo de quemado de una partícula puede expresarse de la forma: Tb = Kd. do2 donde Kd = f ( ρf / Tp. %O2) Beeston et.al encontraron en sus experiencias que el tiempo de quemado de una partícula de carbón es proporcional al cuadrado del diámetro e inversamente proporcional a la temperatura de la partícula Tp y la concentración de oxígeno, según la siguiente relación:

Tb = ρf. do2 / 3.ρg.Do.(Tp/To)0.75 En las calderas a bagazo los hogares son dimensionados de modo tal que el tiempo de retención de las partículas este en el orden de los 2-3 segundos para asegurar su combustión completa. Esto permite reducir el nivel de emisión de partículas por la chimenea y por ende la contaminación ambiental El tiempo de retención (Tr) de las partículas en el hogar se puede calcular con la siguiente expresión [15]: VH =

Tr =

VH Vgh

=

B.Hu Qh.Vgh

=

B.Hu 𝑄ℎ B.Hu

Qh (1+λLmin)

(segundos)

86 donde: VH es el volumen del hogar (m3), B consumo de bagazo (kg/h), Hu (poder calorífico superior bagazo (kcal/kg), Qh carga térmica maxima del hogar (Kcal /m3), Vgh es el flujo volumétrico de gases húmedos de combustión (m3/segundo) a la temperatura de salida del hogar, λ factor de dilución y Lmin, flujo volumétrico de aire mínimo (Nm3/segundo). Como podemos ver, para una carga térmica dada, el tiempo de retención se reduce a medida que aumenta el exceso de aire, es decir, la particula tiene menos tiempo en el hogar. Más adelante veremos en el dimensionado del hogar cómo influyen las distintas variables En las figuras siguientes se muestra la influencia del tamaño de las partículas sobre el tiempo de combustión a diferentes temperaturas obtenidas para carbón pulverizado

Figura Nº20 - Influencia tamaño partícula sobre el tiempo de quemado

4.9 AIRE PRIMARIO Y SECUNDARIO Conocida la cantidad de aire real que se usará para garantizar que la combustión sea completa, el paso siguiente consistirá en determinar cómo será distribuido en la cámara de combustión. Parte del aire servirá para ayudar al secado del bagazo y proporcionar las condiciones para el desarrollo de las etapas de volatilización, gasificación y combustión.

87 De esta forma garantizaremos que los gases combustibles volatilizados y formados durante la gasificación completen sus reacciones con el oxìgeno liberando su calor de reacción antes de su egreso del hogar. A la porción del aire que cumplirá con estos propósitos y que se suministra directamente bajo el lecho de bagazo (undergrate) se le llama aire primario y constituye la mayor proporción (70-85% del flujo total de aire) [20] Según Hugot, para hogares alimentados por esparcidores (spreader stocker) esta proporción puede llegar hasta un 85% bajo grilla, 6.5% para distribución del bagazo y 7.5% para turbulencia sobre grilla [1]

Figura Nº21 - Distribución de aire en el hogar

El aire primario es suministrado por un ventilador de tiro forzado (VTF) a presiones relativamente bajas (100–180 mm.ca) que puede ser comandado manual o automaticamente y cuya selección veremos en los próximos capítulos El aire primario sirve también para remover las cenizas formadas sobre la capa de bagazo, refrigerar la grilla y ayudar a la quema en suspensión. La temperatura del aire primario precalentado en calderas de diseño tradicional varía entre 150-220ºC. En las calderas de moderno diseño el aire primario puede estar precalentado entre 220-320ºC. Otro de los impactos importantes que produce el aire primario en la combustión es su acción sobre la velocidad de ignición, que tiende a incrementarla cuando se proporciona adecuadamente y a retardarla cuando el exceso es inapropiado, tal como se muestra en la figura siguiente. Allí también puede observarse no sólo el efecto del aire sino también, cómo el contenido de cenizas tiene un efecto de retardo en la ignición a medida que crece su porcentaje. Es decir, retarda el inicio y propagación de la combustión

88 En este gráfico puede interpretarse de manera más adecuada el significado de las ecuaciones que relacionan la disminución del poder calorífico con el aumento del % de cenizas en el bagazo.

Figura Nº22 - Impacto del aire primario y cenizas sobre la velocidad ignición

Al aire que se insufla directamente en la cámara y a cierta altura del lecho en combustión se le llama aire secundario (overfire air). El aire secundario cumple con los siguientes propósitos: 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8.

Penetrar la zona de combustión y agitar las llamas Crear turbulencia para una mejor combustión Prevenir la estratificación del flujo de gases Soportar el quemado en suspensión Completar la combustión de las partículas Reducir las emisiones de CO y NOx Mejorar la mezcla aire-combustible Reducir el tiempo de residencia

Esta porción representa entre el 15-30% del aire total y puede ser proporcionado a una temperatura mayor que el aire primario (220-350ºC). El aire secundario se inyecta a alta presión (400-550 mm.ca) a través de toberas de alta velocidad reguladas por dampers y distribuídas de manera estratégica en el hogar. En la figura siguiente se observa la disposición de las toberas de aire secundario dentro del hogar. Las toberas están dispuestas en cierta cantidad en el perímetro del hogar y a diferentes alturas del lecho en combustión de modo de aportar a las distintas partes del flujo gaseoso el oxígeno y velocidad necesaria para la mezcla

89

Figura Nº23 - distribución de aire secundario (overfire air)

El aire secundario viene a cumplir con una de las condiciones de las 3Ts, proporcionado la tubulencia dentro de la cámara y fomentar la difusión del oxigeno entre la masa gaseosa facilitando las reacciones en ella y reducir la emisión de CO y NOx. Esta influencia del aire secundario puede observarse en la figura siguiente donde al reducir el porcentaje de apertura de los dampers de regulación, la emisión de NOx crece muy rápidamente.

Figura Nº24 - efecto del aire secundario sobre emisiones de NOx

90 En este gráfico puede verse que a plena carga de la caldera y para un determinado porcentaje de apertura de los dampers, la emisión de NOx aumenta, cuando más alto es el exceso de aire usado. De igual forma a igual exceso de aire y apertura de damper, la emisión es más alta a plena carga que a cargas reducidas [21] Para cumplir con el objetivo aerotérmico de generar la turbulencia necesaria dentro de la cámara de combustión, es preciso que las toberas de inyección del aire precalentado sean dispuestas con ángulos y alturas de inyección distribuídas de manera tal de conseguir el màximo efecto buscado. Esto puede apreciarse en la figura siguiente

. Figura Nº25 - turbulencia rotacional del aire secundario (overfire air)

4.10 BALANCE DE ENERGIA EN LA COMBUSTION Este balance contituye una de las herramientas de análisis y cálculo más importante en el proyecto del hogar de las calderas. El balance energético permite juzgar la eficiencia energética como exergética del proceso de combustión y el impacto de sus principales variables sobre la operación de la caldera Aportará los parámetros más importantes en el dimensionado del hogar y que tendrán gran impacto sobre el cálculo de los demás componentes de la caldera. Planteando un balance de masas y energía global referido a 1 kg de bagazo tendremos [11] 1+  Gat = Ggh + Gcz Hi + Ja = Jgh + Jcz + Pq

91

Figura N°26 - balance de energia del hogar

donde: Jar = entalpía del aire real en [kcal / kg.bagazo] Jgh = entalpía de los gases húmedos de combustión en [kcal / kg.bagazo] Jcz = entalpía de las cenizas en [kcal./ kg.bagazo] Hi = poder calorífico inferior del bagazo en [kg/ kg.bagazo] Pq = ∑ pérdidas térmicas en el hogar (convección-radiación, incombustos, etc) en [kg/ kg.bagazo] Combinando ambas ecuaciones y expresando las entalpías en función de la temperatura podremos escribir: Hi + Gat. cpa.ta = (1+ Gat).cpgh(tg).tg + Gcz.cpcz.tcz + Pq donde: cpa = calor específico medio del aire a la temperatura de ingreso al hogar (kcal / kgºC) cpgh = calor específico medio de los gases humedos de combustión (kcal/kg.ºC) a tºC cpcz = calor específico medio de las cenizas (kcal/kgºC) ta = temperatura del aire húmedo ingresado al hogar (ºC) tg = temperatura de los gases de combustión a la salida del hogar (ºC) tcz = temperatura de las cenizas a la salida del hogar (ºC)

92 Para el balance térmico del hogar será preciso determinar usar algunas propiedades termodinámicas relativas a los gases perfectos y sus mezclas, tal es el caso de los gases de combustión. La entalpía de los gases perfectos (Jg) es sólo función de la temperatura y puede calcularse como: t

Jg = Jo + ∫to cp(t)dt donde (Jg y Jo) son las entalpías de los gases a la temperatura (tg) y a la temperatura de referencia (to) respectivamente, siendo esta última por convención to =25ºC a p = 1 bar El calor específico de una mezcla de gases (cpgh) se puede calcular a partir de las fracciones de masas o volumenes de los mismos según 𝑛

Cpgh = ∑ i. cpi 𝑖=1

i = fracciones de masa o volúmenes de los componentes de los gases de combustion cpi = calor específico medio de cada gas, entre la temperatura de referencia (to) y la temperatura de los gases (tg) en [kcal/kgºC o kcal/Nm3ºC] La entalpía de los gases puede estimarse a partir de su calor específico medio (cpm) a presión constante. Estos se pueden obtener de la tabla Nº27 o bien calcularlos a partir del calor molar en función de la temperatura, según la ecuación [22],[23]: cpm =

1 t−to

t

∫to cp. dt =

(cp1.t1−cp2.t2) t2−t1

El calor específico molar responde a una ecuación de tipo polinómica de la forma cp = a + bT + cT2 + dT3 donde cp es el calor específico de cada gas en [kJ/kg.molºK]; (a,b,c,d) son constantes y (T) su temperatura [ºK]. Estas ecuaciones se puede obtener de la tabla Nº Las ecuaciones de predicción de los calores específicos molares son de gran utilidad para la determinación de la entalpía de los gases de combustión, particularmente usando planillas como el Excel, con las que se puede agregar todas la variables participantes y que permitan simular diferentes escenarios Para estimaciones térmicas corrientes, el calor específico medio de los gases de combustión puede obtenerse también de los gráficos siguientes para distintos combustibles o bien de las tablas del código de performance ASME PTC4-2013,[21]

93

Figura Nº27 - calores específicos medios y molares a presión constante [kJ/ kmolºK]

Figura Nº28 - calor específico medio de gases de combustión en Btu/lbºF o kcal/kgºC

Hugot propone para calculos corrientes, usar la siguiente expresión para el calor específico medio de los gases de combustión del bagazo, aunque no especifica el rango de temperaturas para las cuales se supone válida su aplicación, no obstante esto, puede usarse para calcular la entalpía de los gases de escape, siendo esta: cpgh = 0.27 + 0.00006Tg [kcal / kgºC] y siendo Tg la temperatura de los gases en ºC.

94 Dado que en la operación de la calderas, tanto la humedad del bagazo como el exceso de aire son parámetros variables, el cálculo manual del calor específico de los gases de combustión resulta tedioso, ya que supone su estimación para cierto rango de humedad de bagazo, exceso de aire y temperatura de gases. Más adelante verermos algunas aplicaciones de estos conceptos en Excel.

Ejemplo N°4: si se quema bagazo del 50% de humedad con un exceso de aire  = 1.3, calcularemos la variación de entalpía de los gases a la entrada y salida del calentador de aire, en el que supondremos que el salto térmico de ellos es de: ∆t = 100ºC , dado por las diferencias entre te = 330ºC y ts = 200ºC a) calculo del flujo de gases y su composición en fracciones de masas. De las ecuaciones generales del balance de materia obtenemos: Ggh = 4.753 [kg/ kg.bagazo] y N2 = 0.591, H20 = 0.176, CO2 = 0.181, O2 = 0.042 y

Ar = 0.010 [kg/ kg.bagazo] b) calculo del calor específico de la mezcla de gases. Leyendo de la tabla los valores de (cp) para te = 330ºC y ts = 200ºC para los diferentes gases, tendremos 𝑛

Cpgh = ∑ i. cpi 𝑖=1

cpgh300 = 0.591x1.048+0.176x1.918+0.181x0.9509+0.042x0.9499+0.010x0.02= 1.167 cpgh300 = 1.167 [kJ/ kg.ºC] cpgh200 = 0.591x1.043+0.176x1.892+0.181x0.9122+0.042x0.935+0.010x0.02= 1.153 cpgh200 = 1.153 [kJ/ kg.ºC] c) cálculo del calor específico medio cpm =

(cp1.t1−cp2.t2) t2−t1

= (1.167x300 – 1.153x200)/(300 – 200) = 1.195 [kJ/kgºC] cpm = 0.285 [kcal/kgºC]

d) cálculo de la variación de entalpía de los gases ∆J = J300 – J200 = Ggh.cpm (ts – te) ∆J = 4.753x0.285(300 – 200) = 135.46 [kcal/ kg.bagazo] De esta forma podemos estimar las entalpías a diferentes temperaturas para los cálculos de transferencia de calor en los distintos componentes del generador de vapor

95

4.11 TEMPERATURA MAXIMA O TEORICA DE COMBUSTION Si en el balance de energía se asume que la entalpía de las cenizas y las pérdidas de energía en el hogar son despreciables frente a los cambios de energía entre los productos reaccionantes y finales de la combustión, el balance se podrá escribir entonces: Hi + Ga. cpa.(ta – to) = (1+ Ga).cpgh.(tga – to) Si se conoce la relación cpgh = f(tga), será posible despejar de esta ecuación la temperatura de los gases a la salida del hogar [24]

tga = to +

Hi+λGa.cpa(ta−to) (1+λGa)cpgh

tga = f ( Hi, ta, , to ) Vemos que la temperatura final de los gases es función del exceso de aire, del poder calorífico del bagazo (humedad) y de la temperatura del aire precalentado. Bajo la hipótesis de la ausencia de pérdidas de calor, toda la energía aportada por el combustible y el aire precalentado se transferirán a los gases de combustión, elevando su temperatura desde las condiciones iniciales hasta su máximo valor. La temperatura así alcanzada por los gases, será la máxima lograda bajo las condiciones establecidas. Esta temperatura se conoce como temperatura teórica de la llama, temperatura adiabática o temperatura máxima de combustión y representa uno de los datos más importantes en el proyecto térmico del hogar y en el cálculo de la radiación térmica. La temperatura adiabática (tga) es un valor teórico ya que en la practica habrá transferencia de calor hacia las paredes del hogar reduciendo su valor. Dado que la temperatura adiabática y el calor específico de los gases son desconocidos, siendo este último función de la primera, su determinación requerirá de un cálculo iterativo o por tanteos que, podrá resolverse por medios gráficos tales como el diagrama entalpía-temperaturas (J-t) de Rosin y Fehling o bien por herramientas computacionales La temperatura adiabática si bien es un valor teórico, tiene una gran relevancia en el dimensionado del hogar y es por ello que su determinación debe precisarse. Su estimación puede hacerse a partir de los calores específicos medios o mediante balance de entalpías. La entalpía de los gases de combustión pueden estimarse a partir de los calores molares o bien de tablas termodinámicas para gases perfectos. Respecto de esta información son recomendadas las Tablas Termoquímicas JANAF que contienen las más importantes propiedades de los gases perfectos que interesan y sirven para cálculos tanto energéticos como exergéticos [25],[26]

96 En las figuras siguientes podemos ver la influencia de las variables citadas sobre la temperatura teórica de combustión en un hogar de biomasa. Estos gráficos muestran claramente el efecto de enfriamiento que provocan en la cámara de combustión tanto la humedad del combustible como el exceso de aire a medida que se incrementan sus valores. Enseñan también la contribución del aire precalentado al incremento de la temperatura de combustión [27].

Figuras Nº29- Impacto del aire precalentado, humedad y el exceso de aire

La humedad del bagazo afecta sensiblemente las condiciones de equilibrio térmico del horno y la estabilidad del proceso de combustión. El control de estas variables es esencial para garantizar no solo la eficiencia térmica sino también la continuidad operativa del equipo

97 Usando la expresión propuesta por Hugot para el calor específico y los datos del balance de masas, haremos un ejemplo de cálculo de la temperatura teórica de combustión.

Ejemplo N°5: humedad bagazo w = 0.5; exceso de aire usado λ = 1.3, Hi = 1779 (kcal/kg). Del balance de masas obtenemos: Ggh = 4.78 y Ga = 3.80 [kg.gases y aire/ kg bagazo] respectivamente. Supondremos que el aire está precalentado a 200ºC y que la temperatura ambiente es de 20ºC. Dado que la temperatura adiabática es desconocida, supondremos la misma igual a tga = 1200ºC, valor que habrá que verificar: a) entalpía aire precalentado Ja = Ga.cpa.(ta – to) = 3.80 x0.24 (200-20) = 164 [kcal/kg] b) calor específico gases cpgh = 0.27 + 0.00006Tg = 0.27 + 0.00006 x1200 = 0.342 [kcal/kgºC] c) temperatura adiabática

dado que la temperatura asumida no coincide con la supuesta, habrá que recalcular hasta alcanzar la aproximación deseada. En este tipo de cálculo iterativo es importante definir cual es el grado de exactitud que desea lograrse en el valor final. Por ejemplo, en la transferencia de calor por radiación que varía según la cuarta potencia de la temperatura, una diferencia de (8ºC) como la obtenida en el caso anterior no es despreciable, pues cambia de manera sustancial los resultados. En estos casos, donde el impacto del valor buscado es muy importante, la aproximación debe ser estar reducida a ≤ 1ºC Este mismo problema y usando las ecuaciones anteriores se puede resolver muy fácilmente en Excel usando algunas herramientas de Solver tales como: Buscar Objetivo. Aquí se colocan las ecuaciones pertinentes al balance de masas y energía y se pide al software que encuentre la temperatura de los gases que conduce a igualar la energía ingresada al hogar con la salida del mismo.

98 El software buscará la temperatura deseada con el grado de exactitud que le fijemos. En tabla próxima, tenemos la salida de pantalla de la planilla y vemos que la temperatura adiabática buscada es casi el valor obtenido en el cálculo y vale tag = 1207ºC De esta forma y muy rápido, pueden resolverse problemas similares y simular las condiciones de operación del hogar y ver el efecto de las variables principales. Sirve también para tabular y/o confeccionar gráficos varios tales como el entalpía-temperaturas (J-T) o de condiciones operativas de control

Figura Nº30 - Planilla Excel cálculo de la temperatura adiabática

4.12 PERDIDAS ENERGETICAS EN LA COMBUSTION En el proceso de combustión en el hogar tienen lugar pérdidas tanto energéticas como exergéticas que pasaremos a evaluarlas tanto cualitativa como cuantitativamente. Con relación a las pérdidas energéticas encontramos [11]: 1. pérdidas de calor por convección y radiación al medio ambiente: Qr 2. pérdidas por combustión incompleta debida a causas químicas (formación de CO e H2 en los gases de combustión): Qci 3. pérdidas por combustión incompleta debida a causas mecánicas (partículas de bagazo no quemado extraídas bajo la grilla con las cenizas y escorias acumuladas durante la operación): Qcim 4. pérdidas por partículas no quemadas arrastradas en las cenizas volantes hacia la salida de la caldera: Qcv 5. pérdidas debido a las cenizas y escorias extraídas del hogar: Qcz

99 Estas pérdidas en general se expresan como un porcentaje del poder calorífico del bagazo [%Hi] y el total de ellas en el hogar estará dado por la suma de las pérdidas parciales, esto es: Qeh = ∑ Qj = Qr + Qci + Qcim + Qcv + Qcz Planteando un balance de energías y llamando Qh a la energía térmica absorbida por la superficie radiante del hogar, la entalpía de los gases húmedos a la salida de la cámara de combustión será:

Jgh = Jar + Hi – (Qh + ∑ Qj)

Con relación a las pérdidas Nº3/4/5, por combustible no quemado por causas mecánicas, esto es, partículas de carbono no quemado presente en la carbonilla, escorias y/o cenizas extraídas bajo la grilla, tolvas colectoras del haz convectivo y chimenea, estas dependen del diseño del horno, tipo de grillas usado y la carga térmica de las mismas [kg.bagazo / h.m2 parrilla]. Las cenizas y escorias acumuladas y extraídas debajo de la grilla del horno tienen un temperatura entre 400 y 350ºC y las pérdidas de energía debida a estas temperaturas muestran que las mismas crecen exponencialmente cuando la carga térmica del hogar aumenta a partir de [1700–2000 kg/ h.m2], [11],[1]. Estas pérdidas son generalmente menores a 0.1% de Hi para calderas a bagazo, de modo que pueden ser despreciadas. Para el cálculo de la energía perdida en las cenizas, Hugot da una valor del calor específico para ellas de cpzn = 0,2 [kcal/kgºC]. En la tabla siguiente se dan valores de las pérdidas por combustible no quemado en función del tipo de horno usado y debida a diversos autores

100 Tipo de Horno Pérdidas

Parrilla inclinada

Herradura

Paturau

4% Hs

2.5% Hs

Ward

Spreader Stocker

2% hs

Torreguitar

2% Hs 2% Hi

Hugot

4-5% Hi

1-2% Hi

Baloh

4-5% Hi

1.5-2.5% Hi

Wienese

1.5-3% Hi

Rein

2-5% Hi

Figura Nº31 - Pérdidas por combustible no quemado en hornos de bagazo

4.13 PERDIDAS DE EXERGIA EN LA COMBUSTION Esta es una de las determinaciones más importantes ya que la combustión y la transferencia de calor representan procesos termodinámicamente irreversibles que dan lugar a grandes aumentos de entropía del sistema térmico y por ende a grandes pérdidas de exergía. Existen dos formas de evaluar estas pérdidas. En la primera, planteando un balance de exergías alrededor del horno tomado como sistema abierto. Se podrá escribir entonces:

Figura Nº32 - Balance exergía del hogar

La exergía destruída en el hogar (Edh) debido a las irreversibilidades del proceso de combustión valdrá según el balance de exergías, Tsatsaronis et.al [28] Edh = (E1 – E4) – (E3 – E2) = Gcz (e1 - e4) + (1 - Gcz )(e1 - e3) – λGat (e3 - e2)

101 donde e1, e2, e3 y e4 representan las exergías específicas [kJ/kg] del bagazo, aire, gases de combustión y cenizas respectivamente Despreciendo el peso de las cenizas y la exergía del aire que se toma a la temperatura del ambiente To, la exergía destruída en el proceso de combustión será: Edh = E1 – E3 = e1 - e3 - λGat.e3 = Hs – e3(1+ λGat.)

[kJ/kg.bagazo]

La exergía de los gases de combustión (e3 = egh) está dada por la suma de su exergía física y su exergía química, esto es, egh = ef + eq La exergía física de los gases de combustión puede obtenerse del gráfico de Bejan, en función de su temperatura y composición o bien calcularse puntualmente [29]. La exergía física específica [kJ/kg] puede calcularse según Szargut como [30]:

ef = cpm (Tg – To) – To.cpm..ln

Tg To

= cpm.To (

Tg

To

− 1 − ln

Tg To

)

La exergía química de los gases de combustión se calcula como la de una mezcla no reactiva de gases perfectos, cuyo valor no depende de la temperatura ni de la presión sino solamente de su composición. La exergía química molar [kJ/kgmol], según Szargut y Moran ecuación [30],[31]:

está dada por la

yi

eq = R.To ∑ni=1 yi. ln (yo) = ∑ni=1 yi. ei + R. To ∑ni=1 Yi. lnyi donde: (yi), (yo) representan respectivamente, las fracciones molares de los componentes de la mezcla de gases en las condiciones (p, t) a la salida del hogar y a la del estado muerto (po, to) o de referencia, (ei) representa la exergía molar estándar de cada componente de la mezcla en el estado de referencia y (R) y (To) la constante universal de los gases y la temperatura de referencia. La exergía molar estándar para los componentes de los gases de combustión del bagazo pueden obtenerse de la tabla siguiente

Ejemplo N°6: supondremos que se quema bagazo de 50% de humedad con un 25% de exceso de aire. También que la temperatura y la humedad relativa ambiente son respectivamente de 25ºC y 60%. La temperatura del aire precalentado es de 220ºC. En base a estos datos, del balance de masas y energía obtenemos la siguiente información Gases húmedos de combustión: Ggh = 4,608 [kg / kg] Calor específico medio: cpm = 0,337 [kcal/kg.ºC]

102 Exergía molar estándar kJ / kmol a 298ºK y po Gas

Fórmula

Modelo I

Modelo II

Nitrógeno

N2

640

720

Agua (g)

H2O

8635

9.500

Dióxido de carbono

CO2

14.175

19.870

Oxígeno

O2

3950

3970

Argón

Ar

11.690

Figura N°33 - exergia molar de los gases

Temperatura adiabática Tg = 1542 [ºK] Número Molar: Nm = 0.169 [kmol] La composición de los gases de combustión a la temperatura (T g) y presión (pg) y a la temperatura y presión del medio ambiente (To, po) se indican en la tabla siguiente

Figura N°34 - composicion molar del aire

En base a estos datos calcularemos las exergías físicas, químicas, las pérdidas de exergía y el rendimiento exergético de la combustión Exergía física:  Ef = Ggh.cpm.To (

Tg

To

− 1 − ln. 1542

 Ef = 4.608x0.337x298 (  Ef = 1173 [kcal/ kg]

298

Tg To

)

− 1 − 298.

1542 298

)

103 Exergía química Yi

Eq = Nm (R. To. ∑n1 Yi. Ln(Yo)) Eq = (0.169x8.374x298(0.574xln(0.574/0.768)+0.273xln(0.273/0.020) + ….. +0.115xln(0.115/0.003)+0.031xln(0.031/0.2026)+0.007xln(0.007/0.0090)) / 4.186  Eq = 118 [kcal/ kg]  Exergía gases combustión: Egh = Ef + Eq = 1173 + 118 = 1291 [kcal/kg] La pérdida de exergía en el proceso de combustión será igual a:  Edh = Hs - Egh = 2354 – 1291 = 1063 [kcal/kg]  Pérdida relativa de exergía será: Erdh = (Edh/ Hs)100 = 45%  Rendimiento exergético:  = Egh / Hs = (1291 / 2354) 100 = 55%  Exergía química relativa gases: Erq = Eq / Hs = (118 / 2354)100 = 5% La segunda forma de obtener la pérdida de exergía en el proceso de combustión, es a partir del cálculo de la exergía del calor (Eq) a la temperatura adiabática (Ta) resultante en el hogar, teniendo a To como temperatura ambiente. Este procedimiento simplificado, tiene en cuenta solamente la pérdida debida a la exergía física. Según Andriánova et al esta vale [32]: Exergia del calor: d(Eq) = dQ (1 − To/Ta) 1

Eq = Q – To ∫0 dQ/T = Q − To(s1 − s0) Siendo:

To (s1 – so) = c ln

Ta To

y el calor específico

c=

Q Ta−To

Reemplazando por su igual en la expresión de la exergía del calor, nos queda entonces que esta magnitud (Eq) y la exergía destruída (Edh) en el proceso de combustión valen: Exergia del calor Eq = Hs (1 − Exergía destruída en el hogar:

To Ta−To

. ln

Ta To

)

kcal / kg

Edh = Hs – Eq

Rendimiento exergético combustión:  = (Eq / Hs)100

104 Estas ecuaciones nos muestran que las pérdidas exergéticas serán tanto más altas cuanto más bajas sean las temperaturas en el hogar, que como vimos, serán funciones de la humedad del bagazo y del exceso de aire principalmente

Ejemplo N°7: tomando el caso anterior donde obtuvimos una temperatura teórica de combustión Ta = 1269ºC (1542ºK), con un exceso de aire λ = 1.25 y una humedad en el bagazo de w = 50%, Hs = 2354 [kcal/kg] y asumiendo una temperatura ambiente de 25ºC (298ºK), la exergía y pérdida de exergía en estas condiciones serán: Eq = Hs (1 −

To Ta−To

. ln

Ta

298

) = 2534 (1 − 1542−298 ln To

1542 298

)

Eq = 1428 [ kcal/kg.bagazo] Edh = Hs – Eq = 2354 – 1428 = 926 [ kcal/kg.bagazo]

ε = (Eq / Hs)100 = (1428/2354)100 ≅ 61% Edh% = (926/2354)100 ≅ 39% La exergía del calor (Eq) es la parte de la exergía química del combustible transferida a los gases de combustión en el proceso reactivo. Vemos que, si a la exergía destruída (39%) le sumamos el 5% de las pérdidas debidas a la exergía química de los gases de combustión, se pierde en el hogar debido a las irreversibilidades del proceso de combustión entre un 44 a 45% de la exergía del bagazo, según los resultados obtenidos por los dos procedimientos de cálculo

4.14 REFERENCIAS 1. Hugot E.: Handbook of Cane Sugar Engineering. Elsevier 1986, 3º edit 2. Baloh T & Wittwer E.- Manual de Energía para Fabricas de Azúcar. Verlag. Dr. Albert Bartens, Berlín 1995 3. Baehr Hans: Thermodynamik. Edit. Springer Verlag, 2005 4. McAllister Sara et al: Fundamentals of combustion process. Edit.Springer, 2011 5. Paz Dora et.al – Secado de bagazo en transporte neumático: beneficios operativos y ambientales. Revista Avance Agroindustrial 32 (4)/ 37, EEAOC. Tucumán, Argentina (2011) 6. Paz Dora et.al – Monitoreo de un sistema de secado de bagazo acoplado a una caldera en un ingenio de México. Revista Industrial y Agrícola de Tucumán. Tomo 87(2); 33-44, de 2010. Argentina

105 7. Maranhao Correia L. Sistema individual de secado de bagazo. Boletín Técnico Nº16, GEPLACEA, Octubre-Diciembre de 1980, México 8. Dolezal Richard: Large Boiler Furnaces. Edit. Springer Verlag, 1966 9. Gumz Wilhelm: Kurzes Handbuch der Brennstoff und Feuerungstechnik, 3th.edit. Edit.Springer Verlag, 1962 10. Angeleri Eduardo: La combustión del bagazo. Revista Ingeniería e Industria, Junio de 1956, pp.99-106. Buenos Aires, Argentina 11. Wittwer Enrique et al: Manual de Energía para Fabricas de Azúcar. Verlag. Dr. Albert Bartens, Berlín 1995 12. Rein P.: Cane Sugar Engineering. Verlag Dr.Albert Bartens, 2007- Berlín 13. Turn Scott: Physicochemical Analysis of Selected Biomass Materials in Hawaii. Edit. University of Hawai, 2005 14. Camargo C.A. et al: Conservação de Energia na Indústria do Açúcar e do Álcool – Manual de Recomendações, 1 ed. São Paulo: IPT – Instituto de Pesquisas Tecnológicas, 1990 15. Rayaprolu Kumar: Boilers for Power and Process. Edit.CRC, 2009 16. Gupta R.P. et al: Impact of Mineral Impurities in Solid Fuel Combustion. Edit.Kluwer Academic Publisher, 2002 17. Kitto J.B. et al: Steam, its generation and use, 41th edit. Edit. Babcok Willcox Co, 2005, US 18. Santos de Souza Marcio: Solid Fuel Combustion and Gasification. Edit. Marcel Dekker, 2005 19. Habik Saad et al: Fundamentals and Technology of Combustion. Edit. Elsevier, 2002 20. Kanury Anjaneya: Introduction to Combustion Phenomena. Edit.Gordon and Breach Science Publishers, 1975 21. EPA 600/7-77: Proceeding of second stationary source combustion symposium. Vol.III, Utility and large industrial boiler. Edit. EPA, 1977, US 22. Rajput R.K.: Engineering Thermodynamics, 3th.edit. Edit.Laxmi Publications, 2007 – India 23. Moran Michael et al: Fundamentals Engineering Thermodynamics, 9th.edit. Edit Wiley Sons, 2014 24. Mesny Marcelo: Generadores de vapor. Edit. Marymar, 1976. Argentina

106 25. Chase Malcom: NIST-JANAF-Thermochemical-Tables-4th-Edition. Edit. NIST, 1996, US 26. Rogers G. et al: Thermodynamics and transport properties of fluid, 5th edit. Edit.Blackwell Publishing, 1995, US 27. Van Loo Sjaak et al: The Handbook of Biomass Combustion and Co-firing. Edit. Earthscan, 2008, UK 28. Tsatsaronis G. et al: Exergy, energy systems analysis and optimization. Chapter 1.3: Exergy analysis of simple process. Edit.EOLSS Publisher, 2009 29. Bejan Adrian: Advanced Engineering Thermodynamics, 3th ed. Edit. John Wiley & Sons, 2006 30. Szargut Jan: Exergy Method. Technical and ecological applications. Edit.Wit Press, 2005 31. Moran Michael et al: Engineering Thermodynamics. The CRC Handbook of Thermal Engineering. Edit.CRC Press, 2000 32. Andrianova T. et al: Problemas de termodinamica tecnica. Edit.Mir, 1977

107

5. GENERACIÓN DE VAPOR

En la industria azucarera el vapor es producido por medio de calderas acuotubulares de circulación natural, en las cuales los gases de combustión circulan por el exterior de los tubos mientras que la mezcla agua-vapor fluye por el interior de los mismos, transfiriéndose calor entre ambos fluidos a través de las paredes tubulares. Para una correcta y clara especificación de las calderas, es necesario precisar y/o definir la terminología relativa a estos equipos, ya que a veces resulta confusa en la literatura técnica. Una parte de la información será provista por los estándares y códigos más difundidos internacionalmente relativos al diseño mecánico, construcción, inspección y ensayos de calderas y otra parte vendrá del diseño térmico. Estos son:  ASME Boiler and Pressure Vessels Code: Secciones I, II, V, VIII, IX y el código de performance PTC 4-2013  Estándares Europeos EN 12952-1/16: Water-tube boilers and auxiliary installations  Indian Boiler Regulations (IBR) 1950, 11th edition - 2010 De manera complementaria nos referiremos a las Normas Argentinas IRAM IAP A255/A25-6 y a las Norma Brasileras NBR que definen también las partes constituyentes, equipos auxiliares, accesorios y parámetros operativos de estos equipos. Estas normas establecen las siguientes definiciones [1],[2],[3],[4],[5],[6],[7],[8]: 1) Generador de vapor: es el conjunto constituído por la caldera de vapor con uno, algunos o todos los equipos de transferencia de calor y auxiliares citados a continuación: 

    



Caldera: está constituída por los elementos dentro de los cuales se genera el vapor a una presión superior a la atmosférica mediante el intercambio de calor con los gases de combustión Hogar: es el recinto donde tiene lugar el proceso de combustión Sobrecalentador: es el equipo destinado a elevar a presión constante la temperatura del vapor saturado generado en la caldera Desobrecalentador: es el dispositivo responsable de reducir la temperatura del vapor sobrecalentado hasta un valor próximo al de saturación Atemperador: es el dispositivo responsable de reducir y adecuar la temperatura del vapor sobrecalentado Economizador: es el equipo responsable de elevar la temperatura del agua de alimentación aprovechando parte de la energía de los gases de combustión. Puede estar ubicado antes o después del calentador de aire Calentador de aire: es el equipo destinado a precalentar el aire de combustión antes de su ingreso al hogar aprovechando la energía de los gases de

108



combustión. Se ubica a la salida de la caldera antes o después de un economizador si existe Equipos auxiliares: son los destinados al movimiento de aire, gases y cenizas de combustión. Tambien de suministrar el agua de alimentación y el combustible al generador de vapor

2) Capacidad de vaporización o producción de vapor (Gv): es la máxima cantidad de vapor capaz de ser generado en forma continua por el equipo y bajo determinadas condiciones especificadas en el vapor y ciclo de configuración. Se expresa en [kg/h, ton/hora] y su valor incluye las purgas especificadas y consumo de vapor de auxiliares. Esta capacidad es referida como MCR (Maximum Continuous Rating) 3) Capacidad pico de vaporización (Gpk): es la màxima cantidad de vapor capaz de ser entregado por el equipo en forma intermitente y bajo determinadas condiciones especificadas en el vapor y ciclo de configuración. Se expresa en [kg/h, ton/hora] y su valor incluye las purgas especificadas y consumo de vapor de auxiliares. Normalmente se expresa como porcentaje del valor norminal (10%) y se indica el tiempo de duración del pico o sobrecarga que puede generarse con cierta intermitencia y sin afectar la operación futura del equipo (ejemplo: 2 horas no continuas cada 24 horas). La operación frecuente de la caldera en estas condicones no solo reduce su rendimiento sino también la vida útil del equipo por las mayores temperaturas a las que se exponen las distintas partes integrantes. Es especificada por el fabricante 4) Presión de trabajo (pt): es la presión a la cual opera el equipo de forma permanente en las condiciones normales de régimen. Se expresa en [kg/cm2, bar] y se mide sobre el domo de la caldera 5) Presión máxima de trabajo (pmax): es la máxima presión posible de ser alcanzada en la caldera en condiciones admisibles de seguridad (MAWP). Se expresa en [kg/cm2, bar] y es el valor determinado por las tensiones admisibles de diseño. 6) Presión de diseño (pd): es la presión para la cual se efectúa el cálculo mecánico de la caldera y sus partes componentes. Según el estándar utilizado esta puede tomar distintos valores ASME: pd = pmax (MAWP) EN 12952-3: pd ≥ pmax La relación entre la presión de diseño y la de trabajo es fijada por el proyectista del equipo y varía según los fabricantes entre los siguientes valores pd = (1.15 – 1.25) pt

[kg/cm2; bar]

7) Presión vapor sobrecalentado (pv): es la presión de vapor a la salida del sobrecalentador y se expresa en [kg/cm2; bar]

109 8) Temperatura máxima de trabajo (tv): es la máxima temperatura que puede alcanzar el vapor sobrecalentado en condiciones admisibles de seguridad. Esta temperatura se expresa a veces con cierta tolerancia: tv ± 3 a 5 ºC 9) temperatura del agua de alimentación (tw): es la temperatura a la que ingresa el agua al equipo generador de vapor y se expresa en [ºC] 10) Superficie de calefacción de la caldera (Fb): es la superficie a través de la cual intercambian calor, de un lado la mezcla agua-vapor y del otro, los gases de combustión o refractarios que ceden el mismo. En el Código ASME I (Power Boiler) en los párrafos PG-101.1 a 101.1.3 se fijan los criterios para el cómputo de la superficie de calefacción de la caldera. Establece que en un sistema de circulación en contacto, por un lado el agua o vapor húmedo que se está calentando y, en el otro lado, los gases o refractarios que se están enfriando, la superficie de calefacción debe medirse del lado que se está recibiendo calor, es decir medirse del lado de los gases y se expresa en [m2]. Define también que la superficie de calefacción de una pared de agua y otra superficie equivalente dentro del hogar deben medirse como el área proyectada (diámetro x longitud) agregando cualquier superficie extendida en el lado del hogar. Es decir, la superficie radiante de las paredes de agua será igual al área proyectada de los tubos que mira a la llama. La superficie de calefacción de una caldera (Fb) se compone entonces de la superficie radiante (Fr) instalada en el hogar (paredes de agua) y de la superficie del haz de convección (Fcv). La superficie de calefacción de la caldera resulta: Fb = Fr+ Fcv

[m2]

11) Producción específica de vapor (gv): es la relación entre la cantidad de vapor generado en la caldera y la superficie de calefacción. Se expresa en kg/h.m2 y es un indicador muy importante de productividad del equipo y se usa como elemento de benchmark entre diferentes diseños. Su expresión es: gv = Gv / Fb

[kg/h.m2]

12) Volumen del hogar (Vh): es el volumen de la cámara o recinto donde tiene lugar el proceso de combustión y se expresa en [m3] 13) Carga térmica del hogar (Qh): es la relación entre la cantidad de calor liberado en el hogar en el proceso de combustión y el volúmen del horno. Se expresa como: Qh = B.Hs / Vh

[kcal / h.m3]

B es el consumo de combustible en [kg/ h] y Hs el poder calorífico superior [kcal / kg] 14) Superficie del hogar (Fh): es la superficie transversal del hogar y se expresa en m2

110 15) Carga térmica de la superficie hogar: es la relación entre la cantidad de calor liberado en el hogar y la superficie transversal del mismo. Se expresa como: Qfh = B.Hs / Fh

[kcal / h.m2]

Con ciertas restricciones, este parámetro puede servir como una medida de la velocidad del flujo de gases a través del horno (velocidad másica), asumiendo que el horno es llenado completamente por las llamas y no hay recirculación 16) Superficie de la grilla (Sp): es la superficie proyectada de la grilla dentro del hogar sobre un plano horizontal que pasa por el punto medio de la misma. Esta dada por su ancho y profundidad y se expresa en m2 17) Carga térmica de la grilla (Qp): es la relación entre el calor desprendido en el proceso de combustión y la superficie de la grilla. Su expresión es: Qp = B.Hs / Sp

[kcal/h.m2]

18) Carga de la grilla (Bp): es la relación entre la cantidad de combustible quemado y la superficie de la grilla. Su expresión es: Bp = B / Sp

[kg/h.m2]

19) Consumo de combustible (B): es la cantidad efectiva de combustible quemado en la caldera y se expresa en [kg/h; Nm3/h] 20) Poder evaporante del combustible (b): es la relación entre el vapor generado y el combustible consumido para producirlo y se expresa: v = Gv / B

[kg.vapor / kg.combustible]

Es un valor muy utilizado en la práctica como indicador de la eficiencia de una caldera 20) Rendimiento del generador de vapor: está definido como la relación entre la energía térmica entregada al agua-vapor y la energía térmica aportada por el combustible quemado, esto es: ŋ = Gv (iv – iw) / B.H

[%]

Dependiendo de la norma usada para calcular el rendimiento, este puede estar refererido al poder calorífico superior (Hs) o inferior (Hi). Más adelante en el capítulo sobre el ensayo de performance analizaremos nuevamente el concepto de rendimiento según el ASME PTC 4-2013 y el estándard EN 12952-15. Definido algunos conceptos básicos veamos ahora la clasificación de los mismos 21) Superficie de calefacción de los equipos recuperadores de calor (sobrecalentador, economizador y calentador de aire): es el área de todos los elementos del recuperador de

111 calor que están en contacto, de un lado con los gases calientes y del otro con el (aire / agua / vapor). Se mide del lado en contacto con los gases

5.1 CLASIFICACION DE LA CALDERAS Existen muchos criterios para clasificar estas calderas, pero en función del desarrollo que estos equipos tuvieron en los últimos años, impulsados por los nuevos negocios que presenta la cogeneración y el aprovechamiento de la biomasa, podemos intentar una clasificación en función del tipo de diseño y condiciones operativas hoy imperantes en la industria azucarera. Estos criterios de clasificación son: 1. Basada en la tecnología de combustión  Calderas convencionales con combustion suspendida o semi suspendida sobre grillas horizontales o inclinadas, fijas o móviles  Calderas de lecho fluidizado tipo BFBC o CFBC 2. Basada en la producción de vapor  Baja capacidad– Gv ≤ 100 ton / h  Media capacidad – 250 ≥ Gv ≥ 150 ton / h  Alta capacidad – 400 ≥ Gv ≥ 250 ton / h 3. Basada en la presión de trabajo  Baja presión – pt < 25 bar  Media presión – 70 ≥ pt ≥ 30  Alta presión – 150 ≥ pt ≥ 80 4. Basada en la forma de soporte  Colgante  Soportada en la base (bottom supported) 5. Basada en la separación agua-vapor  Un sólo domo – (single drum)  Dos domos (double drum o bi-drum) Realizada esta clasificación, veamos en qué segmento se ubican los equipos instalados en casi la mayoría de los ingenios azucareros. Es oportuno en este análisis, mencionar como punto de referencia de la importancia de estos equipos que, a nivel mundial, se estima que hay instalados alrededor de 3000 unidades, de las cuales Brasil como el mayor productor de azúcar y alcohol tiene aproximadamente el 50% de esta cifra, de las cuales sólo en el Estado de San Pablo hay unas 458 unidades en operación [9],[10] En Argentina, de un listado de 42 equipos instalados entre los años 1952-1980 se observó que la capacidad promedio estaba en el orden de las 46 ton/h y con presiones y

112 temperaturas de trabajo promedio entre los 20 bar y 310ºC, es decir correspondían a equipos de baja capacidad según la escala que definimos anteriormente. Esta misma tendencia se muestra en relevamientos efectuados en ingenios de Brasil. La siguiente tabla muestra la cantidad de equipos y evolución de las presiones de trabajo en las calderas del Estado de San Pablo. En esta tabla vemos que la tendencia hacia mayores presiones de trabajo en calderas recién comienza a darse a partir de los años 90 en adelante y que la mayor proporción de equipos instalados hasta esa fecha corresponde a equipos de baja presión [11],[12]

Presión de trabajo - bar Año Fabricación o Cambio Antes 1978 1978 a 1988 1988 a 1998 > 1998 Total

21

42 60 > 60

99 0 1 80 2 0 90 8 0 109 22 43 378 32 44

0 0 0 4 4

Total 100 82 98 178 458

Figura Nº1 - Antigüedad y presión de trabajo de generadores de vapor en Brasil

5.2 CALDERAS DE DISEÑO TRADICIONAL La mayoría de los generadores de vapor instalados en la industria azucarera corresponden a los diseños mostrados en la figura Nº2, vigentes entre los años 50-80, cuyas presiones de trabajo / temperatura de vapor y capacidad están entre los rangos de [12-25 bar], [250-350ºC] y entre [30-100 ton/ h] respectivamente y que podían tener dos o tres domos superiores En el inicio, estos diseños contaban con hornos Ward o de herradura para el quemado en pila y fueron reemplazado por calderas de hogar con grillas, alimentación de bagazo con esparcidores mecánicos (spreader stocker) y paredes de agua. Con estos cambios se consiguió por un lado, reducir las altas temperaturas en el hogar que originaban la fusión de las cenizas y la formación de escorias, y por el otro se consiguió aumentar la producción de vapor debido a la superficie de calefacción radiante. El equibrio térmico y las menores temperaturas en el hogar posibilitaron obtener cenizas secas, sin fusión y reducir el ataque y desgaste de los refractarios. Esto hizo que las tareas de mantenimiento del horno se redujeran al facilitarse la limpieza y extracción de las cenizas y partículas no quemadas. Como equipos de recuperación de calor contaban con calentadores de aire generalmente y ocasionalmente economizadores

113 En este hogar, los esparcidores distribuyen de manera regular y continua el bagazo alimentado y se ubican a 60-80 cm sobre la grilla. Con este sistema de alimentación era posible alimentar hasta una profundidad de 4,5-5 m. Con este valor y el ancho de la grilla limitada por razones constructivas, esta quedó restringida a una superficie máxima de 30 [m2]. Con la superficie de la grilla acotada, la cantidad de combustible posible de quemar sobre la misma quedó también limitada entre los [1000-1100 kg/h.m2]

Figura Nº2 – Calderas de combustión en pila y semisuspendida (Mellor Goodwin – Dedini)

Este límite en la carga de la grilla, impuso también una restricción a la cantidad de calor liberado en el hogar y por ende a la cantidad de vapor generado. Con estas restricciones era posible llegar a una producción de 80 ton.vapor/h. Este pareció ser el límite de capacidad en un momento dado. La experiencia con estos equipos mostró que parte de las partículas eran quemadas antes de llegar a la grilla, es decir combustionaban en suspensión lo que reducía la carga de la misma. Esta observación permitió avanzar hacia un nuevo concepto de combustión conocido como “quema en suspensión turbulenta” para lo cual fue necesario elevar los esparcidores a unos 3-4 m de la grilla Con esta nueva disposición de los esparcidores se consiguió que las partículas finas sean arrastradas por los gases ascendentes de combustión, quemándose en suspensión, en tanto que las partículas más densas caen y queman sobre la grilla. Existe una suerte de empuje aerodinámico sobre las partículas ejercidas por los gases que aumentan su retención en el hogar. Con la inyección de aire secundario se consiguen condiciones de turbulencia que favorecen los procesos termocinéticos y el quemado de los finos Este nuevo concepto permitió quemar entre un 30-40% del total en suspensión y romper la carga límite de la grilla de 1100 [kg/h.m2] para alcanzar ahora los 1700 [kg/h.m2]. Si bien la temperatura del aire primario queda restringida por razones de

114 refrigeración de la grilla para evitar su quemado por las elevadas temperaturas, el aire secundario puede suministrarse a mayor temperatura (300-350ºC), hecho que permite una mayor recuperación de energia de los gases que salen de la caldera. Esto permitió reducir también la superficie del haz convectivo de la caldera y aumentar la del calentador de aire [13],[14] Al elevar la temperatura del aire precalentado secundario y por ende las temperaturas del hogar, obliga también a aumentar la supeficie radiante para mantener la temperatura media y evitar la fusión de las cenizas. Al aumentar la superficie de calefacción radiante se incrementa el vapor generado en el hogar y mejora la producción específica de vapor del equipo [kg/h.m2]. Estas mejoras permitieron superar la barrera de las 80 ton/h y alcanzar las producciones de vapor actuales. El primer equipo en incorporar estos conceptos en su diseño y alcanzar las 120 ton/h fue instalado en el Ingenio San Martín de Tabacal en Argentina en 1964, constituyéndose en el más grande generador de vapor a bagazo del mundo en ese momento [13] La investigación continua, los avances en el conocimiento de los materiales y la incorporación de herramientas computacionales de cálculos y de simulación en la mecánica de fluídos (CFD) y el proyecto mecánico (FEM, CADWorks, etc.) han ido optimizando el diseño y performance de estos equipos hasta llegar a las unidades de gran capacidad y rendimientos actuales. Estos equipos tienen capacidad entre 120-200 ton/h y con presiones entre 42-68 bar y temperaturas de vapor entre 450-520ºC. En la figura siguiente se muestran equipos de diseño moderno, de alta presión y temperatura de vapor, de dos domos

Figuras Nº3 - Generadores de vapor de diseño moderno (Caldema)

115

5.3 CALDERAS DE UN SOLO DOMO (MONODRUM) Dentro de los equipos de diseño moderno citamos a las calderas monodrum y las de lecho fluidizado, que si bien son de reciente uso en la industria azucarera, estas tienen años de operación confiable en otras industrias El uso de la caldera monodrum está difundido en la India y Brasil que lideran las innovaciones en este campo de la generaciónde vapor, con docenas de unidades en operación y con capacidades entre 150-350 ton/h a 65-90 bar y 480-530ºC en el vapor [21],[15],[22]. La figura Nº4 muestra algunos de los diseños en uso

Figura Nº4 – Caldera monodrum (Brumazi)

Estas calderas están especialmente diseñadas para operar en alta presión, en reemplazo de las de diseño de dos domos (bi-drum), en la cuales bajo estas condiciones de operación, el espesor del domo resulta muy elevado (150 mm o más para 100 bar), presentando problemas en la fijación de los tubos por mandrilado Los defectos en el mandrilado de los tubos que originan fugas, han sido reportado por Barata et al.y fueron atribuidos a las tensiones producidas durante los procesos de arranque y parada del equipo (start-stop) y a las frecuencia de estos ciclos [23]. Las ventajas de esta calderas respecto de las bi-drum han sido analizadas en varios artículos técnicos, que pueden ser resumidos de la siguiente forma [21],[22],[24]:

116  El domo resulta de menores dimensiones y por ende de menor espesor. Al contener menor volumen de agua y menor espesor, resulta más liviano  Los tubos van soldados al domo lo cual reduce los problemas de fallas durante los ciclos de start-stop. Esto permite reducir los tiempos de puesta en marcha y lograr arranques más rápidos (1/3 del tiempo para calderas bidrum)  La caldera está soportada en la base de modo que expande hacia arriba y evita la distribución desigual de temperatura entre colectores y paredes  Al estar el sobrecalentador, banco convectivo y economizador en flujo recto, sin cambios de dirección, se minimizan los problemas de erosión  Posibilidad de colocar sobrecalentadores drenables y de efectuar su limpieza química  Estando el sobrecalentador fuera del hogar se puede usar equipos del tipo convectivo operando en paralelo, con lo que se consigue menor temperatura en la pared metálica  Montaje modular más rápido ya que se puede armar el hogar y colocar el domo después, al revés de las calderas bi-drum que requieren tener montado el domo y el banco de convección primero  Pueden colocarse en el hogar grillas del tipo pinhole o vibratorias  Dan buen tiempo de retención en el hogar y una mayor proporción de quema en suspensión debido a la mayor inyección de aire secundario a 350ºC (50 a 60%) a través de toberas en las esquinas que generan un movimento rotacional en el recinto  Evaporación del banco reducida en favor de grandes sobrecalentadores  Dan hogares de mayor altura y volumen que mejora el tiempo de retención  Hay una mayor carga radiante en el hogar que mejora la producción de vapor

Figura Nº5 – esquema caldera monodrum (Caldema)

117

5.4 CALDERAS DE LECHO FLUIDIZADO El último diseño de caldera incorporado es la de lecho fluidizado, que tiene larga experiencia en otras industrias usando biomasa o carbón como combustible. Las ventajas del uso de estas calderas en la industria azucarera fueron analizadas y propuestas por Sheridan y Chong en los congresos de la Sociedad Australiana de Técnicos Azucareros (ASSCT) durante 1985 y 1992 respectivamente [31],[32]. Estas calderas representan lo más avanzado en cuanto a capacidad y eficiencia, pudiendo llegar a 400 ton/h a 80 -100 bar y 550-580ºC, estando ya en operación en Brasil desde el año 2012 una media docena de unidades [25],[26],[27] La combustión en lecho fluidizado (FBC – fluidized bed combustion) se refiere al proceso mediante el cual una capa de combustible descansando sobre una placa ranurada a través de la cual atraviesa un flujo de aire ascendente , es levantada progresivamente y mantenida en suspensión mientras se quema, comportándose esa mezcla sólido-aire como si fuera un fluido Cuando se alcanza ese punto de flotación de la masa sólida en la masa de aire, se habla de fluidización, la que se lleva a cabo mediante una secuencia de fases, tal como lo muestra la figura siguiente

Figura Nº6 – efecto de la velocidad en la fluidización

Según a qué presión se lleve a cabo la combustión, existen dos tipos de lechos fluidizados: 1. Presión atmosférica  lecho fluido burbujeante (BFB)  lecho fluido circulante (CFB) 2. Presión superior a la atmosférica  lecho fluido presurizado (PFB)

118 Las calderas a bagazo con esta tecnología pertenecen al primer grupo, siendo la de lecho fluido burbujeante la más difundida (BFB), aunque las del tipo PFB es también muy usada con otras biomasa. La figura Nº7 muestra las características de los distintos lechos Las calderas de lecho fluidizado se caracterizan por desarrollar la combustión a bajas temperaturas (760 – 870ºC), lo que impide la formación de escorias y pueden operar de manera safistactoria con biomasa de hasta 65% de humedad. Se caracterizan por una baja emisión de particulado y bajos niveles de NOx Las calderas BFB llevan en su interior las toberas de distribución del aire primario y una capa de material inerte (arena) la que en operación adquiere y mantiene una elevada temperatura que contribuye al secado del bagazo. Para mantener la temperatura en el lecho parte del hogar es recubierto con refractarios. Ver figuras Nº8

Figura Nº7 – tipos de lechos fluidizados

En estas calderas la velocidad de los gases en el hogar está entre 6 -7 m/seg y tiene un rendimiento en el orden del 90%. Operan a bajas temperaturas de combustión (820870ºC), con excesos de aire entre 20-30%. En la faz operativa, requieren de unas 9 horas de calentamiento para la puesta en marcha y de unas 20 horas para su enfriamento La combustión de la biomasa en las calderas de lecho fluidizado así como el diseño de estos equipos, ha sido extensamente estudiado y experimentado por el Prof. Prabir Basu, quien publica la mayor cantidad de textos relacionados con estos equipos [28],[29],[30]

119

Figura Nº8 – esquema del lecho fluidizado

El gráfico siguiente compara dos calderas (a grilla vs BFB) tomando como parámetro la producción específica de vapor (kg.vapor / h.m2)

Figura Nº9 – benchmark grilla vs BFB según Simisa

Estas calderas han entrado en operación en Brasil en el año 2012 y son varios los proveedores que las ofrecen bajo licencia extranjera (Babcok Wilcox, John Thompson, Foster Wheeler, etc)

120

5.5 PARAMETROS DE DISEÑO Y PERFORMANCE Casi la mayoría de las calderas tradicionales de diseño antiguo (por ejemplo del tipo VU-50), con quema en semisuspensión sobre grillas y alimentación con esparcidores mecánicos, tienen como datos o parámetros indicativos de su operación y performance, los indicados en la tabla siguiente

Caldera tipo Capacidad Presión de vapor Temperatura vapor Humedad bagazo Volumen del hogar Superficie grilla Ancho del hogar Superficie radiante hogar (Fh) Superficie haz convectivo (Fc) Superficie calefacción (Fk) Superficie del sobrecalentador (Fu) Superficie calentador aire (Fa) Producción específica vapor Producción vapor / ancho hogar Evaporación bruta del combustible Ratio (Fh / Fk) Ratio (Fu / Fk) Ratio (Fa / Fk)

VU-50 80 ton /h 21 kg/cm2 330ºC 50% 450 m3 34 m2 7m 313 m2 1987 m2 2300 m2 127 m2 2286 m2 34.78 kg/h.m2 11.43 ton /h.m 2 kg.v / kg.b 13.6% 5.5% 99.4%

Figura Nº10 – Parámetros típicos de caldera tradicional

Estas calderas proyectadas con un rendimiento entre 80-82%, tenían incorporado un solo equipo de recuperación de calor: calentador de aire o economizador, siendo más difundido el primero. Señalamos la relación entre las distintas superficies de calefacción respecto de la superficie de calefacción de la caldera y vemos que en virtud de la baja temperatura del vapor, el sobrecalentador requiere una superficie pequeña, en tanto que el calentador de aire requiere de una superficie igual a la de la caldera Otros dato relevante de las calderas es la distribución de la energía en las mismas y las superficies de calefacción involucradas, esto es, cuanto calor se absorbe en cada una de ellas. La distribución del calor absorbido en la caldera a través de las superficies de calefacción de los distintos componentes, toma los valores mostrados en el gráfico siguiente, según Hugot

121 Es importante advertir que esta distribución corresponde a un equipo de los años 80, no de los actuales, en donde estas proporciones son diferentes especialmente en el hogar y en los equipos de recuperación de calor [16]

Calor transferido vs superficie calefacción (%) Economizador

Banco convectivo

13

45

38

Sobrecalentador

37

15

Hogar

6

34

Calor absorbido

12

Sup.calefaccción

Figura Nº11 - distribución del calor absorbido y las superficies de calefacción

Un interesante trabajo comparativo entre calderas brasileras de un mismo fabricante mostrando la evolución del diseño en el tiempo, es el realizado por Sanchez Prieto et al.y que se muestra en las tablas siguientes [15] Podemos observar en los nuevos diseños, cómo la superficie de calefacción del banco convectivo se redujo a favor de la superficie radiante en el hogar y a la de los otros equipos de recuperación de calor tales como el sobrecalentador, calentador de aire y economizador cuyas proporciones en relación a la superficie de la caldera crecieron de manera importante originando equipos si bien más eficientes también mas costosos Como consecuencia de una mayor recuperación de energía de los gases de combustión en el sobrecalentador, calentador de aire y economizador, el rendimiento térmico aumentó entre 5 y 6 puntos, pasando de los 80 a 85-86% basado en el poder calorífico inferior Se registra también una mayor carga térmica en la grilla fruto de sus mayores dimensiones que pasó de los 30 m2 en los diseños antiguos a los 50-80 [m2] actuales, pudiendo quemarse cantidades de bagazo entre 1200-1400 [kg/h.m2]

122 Aquí puede verse como parámetro, el vapor generado por ancho de hogar en ton/h.m que, pasa desde el diseño antiguo al moderno de, 13.13 a 21.04 ton/h.m, con un aumento del 60% en este concepto. Puede verse también cómo en estos diseños la quema en suspención pasa del 40% a 56-56% y que la producción específica de vapor mantiene relativamente sus valores entre los 46 – 49 kg./h.m2

Figura Nº12. Indicadores de performance calderas Caldema según S.Prieto et al

Otros datos muy importantes en este reporte de Prieto, son los relativos a la caldera monodrum que muestra datos de operación y performance, esenciales a la hora de seleccionar el equipo apropiado para cogenerar. En la tabla próxima tenemos esta información que permitrá efectuar proceso de benchmark entre diseños alternativos Es interesante destacar el elevado grado de quema en suspensión, como un buen tiempo de retención en el hogar (3.5 seg) y una evaporación específica más del 80% mayor que en una caldera de dos domos tradicional

123

Figura Nº13. Indicadores de performance caldera monodrum (Caldema) según Prieto et al

Veamos ahora los criterios para la selección de estos equipos en función de la demanda térmica y energética prevista (con o sin cogeneración)

5.6 DEMANDA DE VAPOR Y ENERGIA La estabilidad del ciclo productivo en las fabricas de azúcar y alcohol esta muy influenciada por las condiciones operativas y la regularidad de marcha del tándem molienda-calderas, es decir depende del tiempo aprovechado Siendo el bagazo el combustible principal y su aprovisionamiento dependiente de la molienda de caña, es claro que cualquier variación en esta cadena provocará fluctuaciones en la cantidad y calidad del vapor generado que, repercutirá tanto sobre los

124 procesos productivos como en la generación de energía. Esta situación se torna más crítica en los ingenios que estan acoplados a la red pública cogenerando, a la que deben proveer la potencia contratada Fluctuaciones en la demanda de vapor, cambios en la humedad del bagazo o en el régimen de molienda provocan variaciones en las condiciones operativas de las calderas que afectarán su producción y performance térmico. En los ingenios azucareros la demanda térmica y de potencia está integrada por consumidores tanto continuos (calentadores - evaporadores) como intermitentes (tachos cocimientos, centrígugas, etc) que hacen que la curva de carga de calderas y la usina no sean constantes en el tiempo De todos modos, cualquiera sea la curva de carga (demanda y tiempo de duración de la misma), la capacidad conjunta de las calderas debe ser tal de garantizar el flujo de vapor requerido a las condiciones de presión y temperatura requeridas en la usina y por los consumidores del proceso. Las siguientes figuras muestras las variaciones en el flujo y presión de vapor

Fiigura Nº14 – variaciones de caudal-presion en calderas

Figura Nº15 – producción-demanda de vapor

125 Con relación a la demanda de vapor podemos distinguir las siguientes condiciones: 1. Carga o demanda máxima continua del sistema en ton.vapor / hora a una presión y temperatura especificada 2. Las condiciones de carga mínima compatibles con un rendimiento aceptable antes de su apagado (turndown) 3. Las condiciones de máxima eficiencia tomadas del promedio de carga del sistema Respecto a las variaciones de la demanda de vapor y la forma de considerarlas en en el proceso de selección de la capacidad y cantidad de las calderas, encontramos:  Variación estacional: que tiene que ver con los cambios en la calidad de la materia prima a medida que transcurre la zafra y que pueden influenciar en el consumo de vapor. La demanda máxima y mínima en cada estación debería estar determinada  Variación diaria: la carga puede variar día a día y dentro del mismo día dependiendo de cambios en el proceso productivo. Aquí también deben determinarse los valores máximos y mínimos ocurridos. Las variaciones de carga estacionales y diarias con sus máximos y mínimos servirán para determinar la capacidad y cantidad de calderas que deberán atender estas condiciones y los requerimientos de modulación (turndown)  Demanda instantánea (peak load): es un cambio repentino de la carga y que habitualemente tiene una corta duración. Pueden aparecer como picos durante las puestas en marcha de algunos equipos o en cambios de operaciones en el proceso productivo. Estas cargas son esenciales ser tenidas en cuenta porque si los equipos principales y auxiliares no tienen capacidad para absorberlos (subdimensionados) generarán problemas en el proceso  Seguimiento de la carga (load tracking): define la capacidad o aptitud del generador para responder a los cambios en la demanda de vapor. Este concepto se enfoca en la capacidad de la caldera para proporcionar el flujo demandado a la presión requerida. Esta característica dependerá de muchas variables tales como: el diseño y operación de la caldera (un solo domo, de dos domos, superficie radiante en el hogar, humedad del bagazo), de la asistencia de quemadores auxiliares y su capacidad de modulación, del sistema de control automático implementado en el generador, etc  Tiempos inactivos (downtime): son los tiempos perdidos debido a paradas por diversas causas. Entre ellas: a) horas de parada debido a fallas imprevistas, b) horas de parada debido a mantenimiento programado, c) horas de parada debido a problemas operativos (falta de caña, reducción del ritmo de producción por lluvias, etc). Sustrayendo a las horas totales de marcha estimadas para un período dado (día, semana o mes) tendremos las horas de marcha reales, esto es: Hr = 24 - ∑ Hp (horas reales marcha / día)  Carga promedio (average load): es la relación entre la cantidad de vapor generado y las horas de marcha reales en el período considerado (día, semana, mes), esto es: Gp = Ga / Hr

126  Disponibilidad (availability): si designamos con Ht a las horas totales teóricas de marcha de un período dado (ejemplo, semana, mes), ∑ Hp la cantidad de horas perdidas en el mismo período, la disponibilidad es definida como Db = (1 - ∑ Hp / Ht)100 Ejemplo: si consideramos Ht = 720 [horas / mes] como el tiempo total teórico de marcha y las horas perdidas ∑ Hp = 57 [horas / mes], la disponibilidad del período resulta: Db = (1 - ∑ Hp / Ht)100 = (1 - 57/720)100 ≈ 92%  Turndown (operación en capacidad reducida): es el rango de flujos entre los cuales la combustión y operación de la caldera es estable. Se define como la relación entre la capacidad máxima y la capacidad mínima estable. Valor típico de turndwon es 4:1, es decir la caldera puede operar hasta un 25% de su capacidad. Este valor de turndwon es valido para calderas operadas a gas o fuel-oil en donde es posible sostener con cierta estabilidad la combustión Para calderas con combustibles sólidos este valor es más bajo 3:1. En la práctica, la producción mínima quedará determinada por la curva de rendimiento de la caldera, de donde obtendremos la carga por debajo de la cual el rendimiento del equipo toma valores no aceptables técnica y económicamente. Se estima que por debajo del 60% de la capacidad, el rendimiento cae muy rápidamente con lo cual el turndwon de las calderas a bagazo es entonces de 1.6:1. Este valor debe ser proporcionado por el fabricante

Figura Nº16 – variacion rendimiento caldera vs carga térmica

Todos estos parámetros pueden ser adecuadamente identificados a través de un adecuado registro y análisis de datos, siendo de una gran utilidad también para el forecasting energético de la planta.

127 Los cambios en el suministro de vapor (flujo o presión) pueden ocasionar sobre el proceso de producción impactos varios tales como: a) bajas temperaturas en el calentamiento o recalentamiento del jugo, b) reducción de capacidad en la evaporación, c) aumento de tiempo de cocción en tachos y d) problemas en el secado de azúcar, etc.

5.7 SELECCIÓN DE LAS CONDICIONES DE OPERACION Una de las decisiones más importantes en el proceso de selección del generador de vapor es la relativa a la fijación de las condiciones de operación del equipo, esto es, la presión y temperatura a las cuales el vapor debe generarse. Estas dos variables dependiendo del rango adoptado impactarán sobre: 1. Generación de energía y por ende sobre los ingresos al negocio 2. Tipo de materiales y espesores a utilizarse en los componentes a presión del generador de vapor (hogar, sobrecalentador, colectores, etc) 3. Tipo de material y espesores en la distribución de vapor (piping) 4. Estructuras de soporte de estos elementos 5. Inversiones necesarias y la rentabilidad del negocio 6. Sobre la selección del turbogenerador e instalaciones auxiliares Efectivamente, a medida que los ciclos se trasladan a las regiones de mayor presión y temperatura, el salto entálpico disponible en la turbina aumenta y por lo tanto la energía generada. Veamos entonces un ejemplo de un caso destinado a cogenerar bajo dos hipótesis de trabajo; luego, evaluaremos los requerimientos de cada configuración considerando los aspectos antes señalados. En la figura siguiente se muestra el proceso termodinámico de expansión del vapor en la turbina a partir del cual determinaremos el consumo teórico de vapor (Theorical Steam Rate – TSR) y el consumo real (Actual Steam Rate – ASR), [17], [18]

Figura Nº17 - Expansión vapor en la turbina

128

Ejemplo Nº1: evaluaremos dos casos cuyas condiciones son las siguentes.      

Vaporización bruta del bagazo: v = 2.100 kg. vapor / ton.bagazo Rendimiento interno de la turbina (extracción- condensación): ƞi = 0.82 Rendimiento mecánico turbina: ƞm = 0.97 Rendimiento electrico generador: ƞg = 0.98 Rendimiento total turbina: ƞc = ƞi. ƞm. ƞg = 0.82x0.97x0.98 = 0.78 = 78% Presión de salida de la turbina: 2.5 bar

Caso 1: caldera que opera a 60 bar y 480ºC. Entrando al diagrama de Mollier del vapor de agua obtenemos que el salto entalpico teórico disponible será:  Salto teórico: ∆H1 = h1 – h2 = 3374.1 – 2622,2 = 751,7 kJ / kg  Consumo teórico de vapor: TSR1 = 3600 / ∆H1 = 3600 / 751,7 = 4.789 kg./kwh  Consumo real de vapor: ASR1 = TRS1 / ƞc = 4.789/ 0.78 = 6.13 kg./ kwh  Energía generada: EG1 = ASR1 / v = 2100 / 6.13 = 342,57 kw / ton.bagazo  Consumo específico bagazo: CE1 = 2,92 kg.bagazo / kw Caso 2: caldera que opera a 100 bar y 500ºC. Entrando al diagrama de Mollier del vapor de agua obtenemos que el salto entalpico teórico disponible será:  Salto teórico: ∆H2 = h1 – h2 = 3374.6 – 2534,9 = 839,7 kJ / kg  Consumo teórico de vapor: TSR2 = 3600 / ∆H1 = 3600 / 839,7 = 4.287 kg./ kwh  Consumo real de vapor: ASR2 = TRS2 / ƞc = 4.287/ 0.78 = 5.49 kg./ kwh  Energía generada: EG2 = ASR2 / v = 2100 / 5.49 = 382,51 kw / ton.bagazo  Consumo específico bagazo: CE2 = 2,61 kg.bagazo / kw Vemos que al generar a 100 bar y 500ºC es posible obtener un 11.65% más de energía por tonelada de bagazo que el ciclo de 60 bar y 480ºC, sin embargo, los mayores ingresos por el aumento de generación eléctrica deberán ser contrastados con la mayor inversión que demandará este ciclo. Si bien las mayores presiones conducen a un incremento de generación eléctrica, también conducen a mayores esfuerzos mecánicos a resistir. Esto significa espesores más altos originando equipos de mayor peso, robustez estructural y costos también. Estas mayores presiones demandarán para la distribución de vapor, de un piping también costoso y pesado. En los ejemplos analizados al usar uno u otro caso, tendríamos los siguientes cambios:  En el sobrecalentador deberá pasarse de un acero ASME SA-209 T1 a otro de calidad ASME SA-213 T11 o SA-213 T22 más costosos

129  En piping, para la cañería de vapor deberá pasarse del acero ASTM A 335-P11 a un grado P22 y en los accesorios (valvulas, bridas y accesorios) pasar de la serie 900 a la serie 1500 (más costosa y pesada) Por otro lado, la elevación de la temperatura del vapor en apenas decenas de grados puede exigir cambios en la calidad de los materiales y llevar a duplicar el costo del sobrecalentador y colectores, tal es el caso de pasar de un acero SA- 213 T22 a otro SA213 T91 Esto quiere decir, que los mayores ingresos potenciales en la cogeneración debido al uso de rangos elevados de presiones y temperaturas, deben ser analizados financieramente de manera cuidadosa ya que, exigirán mayores inversiones afectando la rentabilidad o el tiempo de recupero de la inversión [19], [20] Estas decisiones pueden variar de un país a otro dependiendo del precio de la energía, cargas impositivas, etc, que afectarán a los ingresos del negocio y habrá para cada caso una situación de equilibrio en la que debe incluirse el análisis de riesgo de la inversión en cada país. Cada proyecto deberá analizarse también exergéticamente para seleccionar la opción que maximize los beneficios tanto térmicos como financieros

5.8 SELECCIÓN DE CAPACIDAD Y CANTIDAD DE EQUIPOS Con una demanda de vapor del orden de los 500 kg/ton.caña y con las capacidades de producción de vapor entre 20-80 ton/h, la mayoría de los ingenios cuenta con salas de 5 a 10 calderas y más también, dependiendo de su capacidad de molienda. Es claro que con las capacidades actuales superiores a las 200 ton/h es posible atender tal vez con una o dos calderas todo el vapor necesario para la planta Habiendo definido los parámetros más importantes de los generadores de vapor, la etapa siguiente será la selección de los equipos que atenderán la demanda. La definición no es sencilla, pues debe evaluarse cada escenario posible teniendo en cuenta aspectos tales como: 1. Con o sin cogeneración 2. Tipo de ciclo de cogeneración adoptado (contrapresión, extracción y contrapresión, condensación o extracción-condensación) 3. Presion y temperatura de trabajo 4. Capacidades de los equipos: iguales, distintas y cantidad de los mismos 5. Flexibilidad del sistema en cuanto a capacidad para distintas cargas 6. Inversiones necesarias (crecerán con el número de equipos) 7. Costos operativos (crecerán con el número de unidades) 8. Confiabilidad operativa del sistema 9. Tiempo aprovechado promedio 10. Ampliaciones futuras 11. Requisitos de manutención

130

Ejemplo Nº2: supongamos un ingenio que molerá 12.000 tn.caña/día, que quiere cogenerar con un turbogenerador de extracción-condensación y desea seleccionar sus calderas bajo las siguientes condiciones. Molienda caña horaria: Mc = 500 [ton/ h] Tiempo aprovechado: Tap = 90% Dias de zafra: Z = 150 días Bagazo % caña: xb = 28% Demanda máxima de vapor: Gvmax = 250 [ton/h] Demanda mínima: Gvmin = 100 [ton/h] Indice bruto vaporizacion del bagazo: b = 2.1 [kg.vapor / kg.bagazo] Consumo específico de vapor de la turbina de extracción-condensación: Ce = 6.13 kg. [vapor / kw] (60 bar y 480ºC), según vimos en el ejemplo Nº1 Para esta condiciones haremos unos breves cálculos para analizar los escenarios posibles en el proceso de selección de las capacidades y cantidad de generadores de vapor necesarios. Tenemos entonces: 1. Bagazo producido: Gb = Mc.xb = 500x0.28 = 140 ton.bagazo/h 2. Bagazo consumido: B = Gvmax / b = 250.000 / 2.1 = 119.048 = 119 ton/h 3. Indice utilización bagazo (B / Gb): Iu = (119/140)100 = 85% 4. Bagazo sobrante: Bs = Gb – B = 140 – 119 = 21 ton/h 5. Indice exceso bagazo: Ieb = 100 - Iub = 100 – 85 = 15% 6. Generación específica energía: ge = b / Ce = 2.1 / 6.13 = 0.34 kwh/ kg. bagazo 7. Bagazo total acumulado para la interzafra: Bt = Bs x 24 x Z = 21 x 150 x 24 8. Bagazo total acumulado: Bt = 75.600 ton / zafra En la tabla siguiente haremos un breve análisis de escenarios posibles discutiendo cada caso observando las ventajas y desventajas de una u otra alternativa desde el punto de vista operativo y de la flexibilidad del sistema

131

Figura Nº18 - Matriz de análisis de factores – Tabla comparativa

Veamos caso por caso: el Nº1 tiene como ventaja requerir una minima inversión en equipamiento auxiliares y bajos costos operativos, pero tiene la desventaja de tener alto riesgo operacional que puede producir la parada total de la planta. Tambien tiene una muy baja flexibilidad para operar a bajas cargas ( 0.52 obtenido en forma analítica,

 Emisividad de la mezcla: ambos valores totalmente equivalentes

siendo

Ejemplo Nº6 (cálculo de la absortividad de los gases): siguiendo con el ejemplo anterior, pasemos ahora a calcular la absortividad de la mezcla, la cual depende no sólo de la temperatura de los gases sino también de la pared con la cual intercambia calor. Asumiremos que la presión de trabajo de la caldera es de 20 bar, cuya temperatura de saturación (ts) es de 211ºC. Tendremos entonces:  Temperatura de la pared: tp = ts + 50ºC = 211 + 50 = 261ºC  Temperatura de la pared de agua: Tp = tp + 273 = 261 + 273 = 534ºK  Espesor equivalente corregido para el CO2: Sc = pc.L (Tp/Tg) = 0.108 x 4.26 (534/1173) = 0.21 [bar.m]  Espesor equivalente corregido para el H2O: Sw = pw.L(Tp/Tg) = 0.268 x 4.26 (534/1173) = 0.52 [bar.m]  Del gráfico Nº13 entrando con Sc y la temperatura de la pared (Tp) obtenemos la emisividad del CO2 igual a: εc = 0.13  Absortividad del CO2: αco2 = εc (Tg/Tp).065 = 0.13(1173/534)0.65 = 0.21  Del gráfico Nº15 entrando con Sw y la temperatura de la pared (Tp) obtenemos la emisividad del H2O a: εw = 0.35  Absortividad del H2O: αH2o = εw (Tg/Tp).065 = 0.35 (1173/534)0.65 = 0.50  La corrección de la absortividad de la mezcla se obtiene de los gráficos Nº16 en función de la temperatura y de la relación de presiones: pw / (pw + pc) como absisa y del parámetro: pw.L + pc.L  Para: 0.268 / (0.268 + 0.108) = 0.71 y la gráfica de 540ºC, tenemos que el parámetro: 0.268x4.26 + 0.108x4.26 = 1.6 y se obtiene α = 0.034

248  Absortividad de la mezcla: α = αco2 + αH2o - α = 0.21 + 0.50 – 0.034  Absortividad de la mezcla: α = 0.67 Los resultados experimentales dan las siguientes ecuaciones para la emisividad del CO2 y H2O Tg

εCO2 = 3.5 3√p. L (100)3.5,

Tg

εH2O = 3.5 p0.8.L0.6 (100)3

donde Tg es la temperatura de los gases [ºK], la presión p de los gases [atm] y L [m] Estas ecuaciones son muy importantes porque se deduce que la radiación de los gases se desvía considerablemente de la ley de Stefan-Boltzmann. Efectivamente, vemos que la emisividad del CO2 crece proporcionalmente a T3.5, en tanto que la presión parcial y el espesor lo hacen según un exponente 0.33. Se observa también que para el caso del vapor de agua el espesor y la presión parcial tienen mayor influencia (exponentes 0.8 y 0.6) que en el caso del CO2, lo cual explica que el efecto de la radiación sea superior en capas delgadas para el CO 2 y en las capas gruesas para el agua. El gráfico Nº17 muestra la emisividad máxima para un espesor equivalente (pL → ∞) en función de la temperatura y vemos que el máximo valor del H2O es varias veces la del CO2

Grafico Nº17 - Emisividad máxima CO2 y H2O

Ejemplo Nº7: con los datos de emisividad y absortividad del ejemplo del bagazo, calculemos la cantidad de calor transferido en el hogar y la influencia de la temperatura de los gases y la pared. Para simplificar, supondremos que los valores de emisividad y absortividad se mantienen constante. Los datos son:  Emisividad gases: εg = 0.54  Absortividad gases: αg = 0.67  Emisividad de la pared: εs = 0.8

249  σ = 5.67x10-11 [Kw/m2.ºK4]  Temperatura media de los gases: Tg = 1173 ºK  Temperatura pared: Tp = 534 ºK  Superficie radiante del hogar: As = 350 m2 La transferencia neta de calor está dada por la ecuación Qrh = As σ εs (εgTg4 – αgTp4) / 1 – (1- αg)(1 – εs) dando valores tenemos Qrh = 350x 5.67.10-11x 0.8 (0.54x11734 – 0.67x5344) / 1 – (1- 0.67)(1 – 0.8) = Qrh = 16. 451 Kw (14.147.860 kcal/h) Para ver el efecto de las temperaturas sobre la absorción de calor, haremos un análisis de sensibilidad, suponiendo una variación del 5% en cada temperatura. La temperatura de los gases y la pared serán: Caso 1: Tg1 = Tg + 5% = 1173 x 1.05 = 1231 ºK Caso 2: Tp1 = Tp + 5% = 534 x 1.05 = 560 ºK El calor transferido en el caso (1) será: Qrh1 = 350x 5.67.10-11x 0.8 (0.54x12314 – 0.67x5344) / 1 – (1- 0.67)(1 – 0.8) Qrh1 = 20.152 kw Aumento calor transferido: ∆Qrh = Qrh1- Qrh = [(20.152 - 16. 451)/ 16. 451]100 =

∆Qrh = +22.5% (por aumento de la temperatura de los gases) El calor transferido en el caso (2) será: Qrh2 = 350x 5.67.10-11x 0.8 (0.54x11734 – 0.67x5604) / 1 – (1- 0.67)(1 – 0.8) Qrh2 = 16.257 kw Aumento calor transferido: ∆Qrh = Qrh1- Qrh2 = [(16.257 - 16. 451)/ 16. 451]100=

∆Qrh = - 1.18% ( reducción por aumento de la temperatura de la pared) El ejemplo nos muestra que cuando la diferencia de temperaturas entre los gases (T g) y la pared (TP) es muy grande, el impacto de esta última es muy pequeña y puede despreciarse.

250 Enseña también la notable influencia de la temperatura de los gases en el proceso de transferencia de calor y la importancia de mantener las temperaturas de las mismas a través de una adecuada humedad del bagazo y un exceso de aire correcto  Radiación de llamas luminosas Convencionalmente la luminosidad de una llama se refiere a la radiación de las partículas de hollín, el cual se origina siempre por combustión incompleta. Las partículas de carbón incandescentes en suspensión se forman por la descomposición térmica de los hidrocarburos, que al no tener el oxígeno suficiente dan lugar a la formación de estas partículas y se presentan en localizadas porciones de llamas que contienen menos del 1% de carbono en el combustible Las partículas de hollín son pequeñas en relación con la longitud de onda de la radiación que interesa (200 a 1400 Aº), en consecuencia su emisividad monocromática (ελ) depende del volumen total de partículas por unidad de volumen de espacio (fv), cualquiera sea el tamaño de las partículas. Esta emisividad vale

λ = 1 – e - k.fv.L / λ donde (fv) es la concentración volumétrica de hollín, (L) longitud de la trayectoria en las mismas unidades de la longitud de onda (λ) y (K), es una constante que depende de la relación hidrógeno a carbono en el hollín (H/C) y que aumenta cuando disminuye esta relación (H/C)

9.4 LA SUPERFICIE RADIANTE  Superficie Radiante Efectiva El enfriamiento de los gases desde su máxima temperatura hasta la temperatura de salida del hogar, requiere determinar la superficie de calefacción radiante a través de la cual intercambiará calor con la mezcla agua-vapor que circula por los tubos. En este proceso pueden estar presentes cenizas sobre la superficie de los tubos y que como ya vimos, ejercen una marcada influencia sobre la transferencia de calor y sobre el valor de la temperatura de la pared metálica Esta superficie de calefacción radiante, se materializa mediante tubos desnudos que conforman las paredes de agua, los cuales pueden disponerse en diversas configuraciones según la magnitud del calor transferido en el hogar como lo muestra la figura siguiente: distanciados, tangentes o membranados

251

Figura Nº18 - disposición de tubos en paredes de agua

En el hogar de la caldera el calor radiante recibido por un tubo no es uniforme en todo su perímetro. A su vez no todas las paredes pueden estar cubiertas de tubos. Dado que los tubos pueden recibir diferentes intensidades de radiación dependiendo de la disposición que tengan respecto de los otros tubos y de la pared de refractario, se toma para los cálculos de transferencia de calor a la superficie proyectada del tubo, es decir a la superficie que mira la llama (Frp). Para el caso de una pared de agua, la superficie radiante proyectada entre dos tubos adyacentes de diámetro (d) separados entre sus centros por una distancia o paso (t) y de longitud (Lt) está dada por Frt = t.Lt Y si en la pared tuviésemos colocados (Zt) tubos en la misma, separados por un paso (t), la superficie radiante proyectada de toda la pared será: Frp = Frt. Zt = t.Lt Zt Como la radiación se transmite a todo la superficie del hogar y solo una parte de ella está formada por las paredes de agua que absorben la parte de energía que nos interesa y que llamamos superficie radiante efectiva (Frre), se define como factor

efectivo de

radiación () a la relación [36],[37]

 = Frre / Frp donde

Fre = Σ i. Frpi

[m2]

siendo i el factor de efectividad obtenido del gráfico Nº19 en función de la relación paso a diámetro de los tubos (t/d) y de la distancia (e) a la pared de refractario y F rpi son áreas de las superficies radiantes proyectadas de las paredes de agua. Si los tubos se disponen en forma tangente (t/d = 1) y el factor de efectividad vale,  = 1

252

Grafico Nº19 - factor de efectividad tubos pared agua

Las superficies radiantes proyectadas según la disposicion que tengan los tubos puede calcularse de también de la siguiente forma, [38]  Tubos semiempotrados: Frp = Σ L.d  Tubos apoyados en la pared: Frp = Σ L.d [1 + (t – d) / 2t]  Tubos verticales separados de la pared: Frp = Σ L.d [1 + (t – d) / t]  Tubos en varias filas: Frp = Σ L.d [t / e + (t – d) / t]

Ejemplo Nº8: en la figura siguiente se muestra la pared lateral del hogar donde van colocados 25 tubos de 3” diámetro x 12 m de longitud, siendo la distancia entre los centros de los tubos extremos Lp = 4800 [mm] y apoyados sobre la pared de refractarios. Se quiere determinar el paso (t) y la superficie radiante proyectada (Frp) y efectiva de la pared de agua (Frre)

 Calculo del paso: t = Lp / Zt = 4800 / 25 = 192 mm  Relacion t/d = 192 / 76.2 = 2.51

253  Como e < t = 76.2 < 192 y con t/d = 2.51, entrando al gráfico de Eckert obtenemos  Factor de efectividad  = 0.72  Superficie radiante proyectada: Frp = t.Zt. Lt = 0.192x25x12 = 57.6 [m2]  Superficie radiante efectiva: Frre = .Frp = 0.72 x 57.6 = 41.47 [m2]

Ejemplo Nº9: supongamos que en el hogar del ejemplo anterior la superficie radiante efectiva a instalar sea de 48 [m2]. Cual es la cantidad de tubos a colocar y el paso al que deben separarse los mismos?  Factor de efectividad:  = Frre / Frp = 48 / 57.6 = 0.83  Del gráfico se obtiene que la relacion necesaria es: t/d = 2  Paso entre tubos: t = 2 x76.2 = 152.4 [mm]  Tubos necesarios: Zt = Lp / t = 4800 / 152.4 = 31.5 tubos Como el número que resulta no es entero, se colocarán 32 tubos con un paso de 152.4 [mm] con lo que resultan las siguientes correcciones  Frp’ = Zt.t.Lt = 32 x 0.1524x12 = 58.52 [m2]  Frre’ = .Frp’ = 0.83 x 58.52 = 48.57 [m2] Para la estimación del coeficiente de efectividad y complementando la información anterior, este también puede obtenerse del gráfico Nº20 recomendado en las normas rusas para el diseño de calderas de vapor. Como es ovbio estos valores son totalmente coincidentes con los del gráfico de Eckert que vimos anteriormente  Eficiencia térmica pared radiante Si la superficie de un tubo limpio es considerada negra, la radiación que cae sobre ella será totalmente absorbida, pero si sobre ella hay cenizas, solamente una parte de la radiación será absorbida. Para tener en cuenta esta situación se define el coeficiente de eficiencia térmica (), como la fracción absorbida de la radiación incidente por los tubos y vale:

 = .ξ Si el factor de efectividad () varía en las distintas áreas del hogar y el factor de ensuciamiento también (ξ), es necesario definir un valor promedio del coeficiente (p) de la forma siguiente:

p = Σ i. Fi / Frre donde i y Fi son los coeficientes parciales y las áreas parciales de cada pared. Si una pared no tiene tubos pantallas de agua, (i = 0)

254

Gráfico Nº20 - coeficiente de efectividad

Este coeficiente tiene una gran importancia en el proyecto ya que combinado con otros factores impactan fuertemente en la transferencia de calor y en el dimensionado de la superficie radiante. Este coeficiente puede variar entre 0.30 y 0.458 dependiendo del factor de efectividad y del factor de ensuciamiento El factor de ensuciamiento debe ser evaluado de manera cuidadosa ya que afecta notablemente la efectividad térmica (p) y esta a su vez, determina el tamaño de la superficie radiante. En el diseño es tal vez ( p) la variable que más atención debe prestarse en su correcta valoración El coeficiente de efectividad térmica (p) en calderas de bagazo ha sido obtenido experimentalmente por Beaton y Brito et.al [39],[40] y se muestra en la figura Nº21. Allí pueden verse los valores correspondientes al asumido por la normativa rusa para el cálculo (p = 0.458), el obtenido por los ensayos de Beaton (p = 0.305) para una caldera estandár de quemado sobre grilla y el debido a las experiencias de Brito et.al con una caldera modificada de hogar con torbellino horizontal (p = 0.41 a 0.32)

255

Figura Nº21 - coeficiente efectividad térmica p

 Distribución de temperaturas en el hogar Las variaciones de temperatura en el hogar es un fenómeno complejo que puede evaluarse tanto a lo largo de su eje vertical (altura) como a través de su eje horizontal (profundidad). En ambos casos tendremos las isotermas representativas del desarrollo de la combustión y de la absorción de calor en las paredes de agua. La figura Nº22 (lado izquierdo) muestra la distribución vertical de temperaturas a lo largo de la altura del hogar en una caldera de bagazo Reto CV 25-18 de origen cubano. En el lado derecho se muestra la distribución horizontal de temperaturas en una caldera de bagazo de origen australiano,[39]. Puede verse en ambos gráficos cómo las temperaturas mayores se desplazan desde el centro del hogar hacia la pared trasera Este corrimiento de las temperaturas máximas hacia la pared trasera es una muestra evidente también de la distribución del aire, del nivel de turbulencia y del grado de mezcla aire-bagazo en el hogar. Este complejo fenómeno de la distribución de temperaturas, velocidades y trayectorias de partículas en el hogar, hoy se pueden estudiar y modelar con excelentes resultados mediante técnica de CFD En el gráfico Nº23 se muestra la variación de las temperaturas de salida y media en función de la altura relativa del hogar, donde podemos que ver la máxima temperatura se alcanza dentro del primer tercio del hogar, mostrando la quema del bagazo en suspensión y que el grado de enfriamiento de los gases aumenta a medida que se acercan a la salida del horno. En estos procesos podemos ver cómo influyen las mencionadas (3T) que cuando se combinan adecuadamente, mejoran la absorción de calor en el hogar

256

Figura Nº22 - distribución temperaturas en el hogar

Por otro lado, cuando se preve posibles problemas en el abastecimiento de bagazo o cambios en la humedad que pueden producir inestabilidad en la operación de la caldera, se colocan quemadores de fuel oil o gas natural como fuentes de energía adicional. En otros casos se usará carbón o leña

Figura Nº23 - variación temperatura ∆T = f(Hf)

La colocación de quemadores sobre las paredes de agua produce importantes cambios en la distribución de temperaturas y la absorción de calor en el hogar y para tener en

257 cuenta este fenómeno se introduce el coeficiente de temperaturas de campo (M), definido como:

El valor (xr) mide la posición a la zona de máxima temperatura del hogar y esta dada en función de la altura del quemador (hb) medida desde la grilla y de la altura del hogar (Hf) medida desde la grilla hasta la altura media de salida de los gases del hogar, es decir:

xr = hb / Hf El coeficiente (Mo) para hogares de fondo seco vale: Mo = 0.46 para quemadores tangenciales enfrentados y Mo = 0.42 para una sola línea de quemadores. Si el hogar no tiene quemadores (xr = 0), entonces el coeficiente (M) se calcula

siendo  = Sp / Fre, relación entre la superficie de la grilla y la superficie radiante de las paredes de agua. El coeficiente (rv) es un parámetro que incluye la composición de los gases y vale:

rv = Vgh (1+ r) / (VN2 + V02) siendo (r) coeficiente de recirculación de gases y Vgh, VN2 y V02 son los flujos de gases húmedos, nitrógeno y oxígeno respectivamente en [Nm3 / kg]  Emisividad del hogar Conocida la emisividad de los gases (εg) y la emisividad de la pared de agua (εw), puede conocerse ahora la emisividad del hogar. Considerando la influencia de las capas de cenizas sobre la superficie radiante, la emisividad del hogar está dada por las ecuaciónes siguientes [12],[36] 

Hogares con quemado en suspensión



Hogares con quemado en capas

258 En estas ecuaciones ( = Sp / Fre) ya se definió anteriormente. Para el coeficiente de eficiencia térmica se puede tomar un valor promedio de  = 0.6 para todos los combustibles. La emisividad del hogar se puede obtener también del gráfico Nº24 en función de la emisividad de los gases (εg) y del coeficiente () para diferentes grados de ensuciamiento.

Grafico Nº24 - emisividad del hogar

Allí puede verse también que, para una emisividad dada en los gases (εg), la emisividad del hogar (εf) crece a medida que se reduce el coeficiente de efectividad térmica (). Al disminuir la efectividad térmica () se reduce el grado de enfriamiento de las paredes de agua y en consecuencia aumentará la temperatura de los gases a la salida del hogar. En otras palabras, la emisión térmica del hogar (εf) sube a medida que aumenta el coeficiente de ensuciamiento (ξ) de las paredes de agua

Ejemplo Nº10: tomando los valores de los ejemplos anteriores para el caso del bagazo, analizaremos dos casos: Caso Nº1, tenemos que la emisividad de los gases εg = 0.54, factor de ensuciamiento ξ = 0.38 y un factor de efectividad = 0.83, tendremos que: coeficiente de eficiencia térmica  = ξ.  = 0.38 x 0.83 = 0.315

εf = 1 / [1 + (1/ εg – 1)] = 1 / [1 + (1/ 0.54 – 1)0.315] = 0.78 Caso Nº1: emisividad del hogar εf = 0.78 (para ξ = 0.38, = 0.83 y  = 0.315) Caso Nº2: emisividad del hogar εf = 0.83 (para ξ = 0.28 y = 0.83 y  = 0.230)

259 Entrando al gráfico Nº24 con la emisividad de los gases y con el coeficiente de efectividad térmica verificamos que la emisividad del hogar obtenida analíticamente coincide con el valor del ábaco. Para calderas de bagazo, la tabla siguiente indica el valor para la emisividad conjunta del hogar según Magasiner y Verbanck [41], [42]

Tabla Nº25 - emisividad de hogaress según Magasiner & Verbanck

9.5 REFERENCIAS 1. Rayaprolu K. - Boilers for power and process. Edit.CRC, 2009, USA 2. Stultz. & Kitto- Steam, its generation and use, 41 editions, Chapter 39. Published by Babcok Wilcox Company, USA, 2005 3. Dixon Terry et al: Application of CFD in the sugar industry. Papers presented at 3ª International Conference on CFD in the Minerals and Process Industries. December 2003, Australia. Disponible en: www.cfd.com.au 4. Mann Anthony et al: Improving combustion stability in sugar factory boilers. Proceedings of ASSCT, Vol.35, 2013, pp1-9 5. Huber Croft et al: Radiation intensities and heat transfer in boiler furnaces. Boletín Nº8, Published by University Iowa City, 1936, USA 6. Wohlemberg J. et al: Radiation in pulverized fuel furnaces. Transaction of ASME, Vol47, 1925 pp127 7. Viskanta R. et al: Radiation heat transfer in combustion systems. Prog.Energy Combust.Science, 1987. Vol13, pp97-160. Pergamon Journal Ltd, UK 8. Howell J.R.: The Monte Carlo Method in Radiative Heat Transfer. ASME Journal of Heat Transfer, Vol.120 / 547, 1998

260 9. Ivanovic Bladan: Reliable simple zonal method of the furnace thermal calculation. Thermal Science: Vol 9, 2005, Nº2 pp 45-55 10. McHale C. et al: The application of the zone and Monte Carlo method to predict the heat transfer in pulverized coal fired utility boilers. Paper presented at ASME Meeting Annual, 1983. Technical paper of Babcock Power RPI-0026 11. Gleyzer Martin et al: Zonal method implementation to determine the thermal radiation heat transfer in bidimensional furnaces. Proceeding of ENCIT 2012, . 14th Brazilian Congress of Thermal Sciences and Engineering, Río Janeiro 12. Diseño térmico de calderas (en ruso) – Método Estándar Ruso, 3th edic. Edit.San Petersburgo, CKTI (Тепловой расчет котлов-Нормативный метод), 1998. 13. Blokh A.G.:Heat transfer in steam boiler furnaces. Hemisphere Publishing Co, 1988, USA (traducción del ruso) 14. Boyko E. et al.: Diseño térmico de calderas (en ruso) - Тепловой расчет парового котла. Edit. IPC KSTU, 2005 15. Effenberger Helmut: Dampferzeugung. Edit. Springer Verlag, 2000 16. Epple Bernd et al: Simulation von kraftwerken und wärmetechnischen Anlagen. Edit. Springer Verlag, 2009, Germany 17. Dolezal Richard: Dampferzeugung. Springer Verlag, 1985, Germany 18. Mellor Goodwin: La combustión del bagazo y las condiciones de equilibrio térmico en los hornos. Norma Ge-M-19. Argentina, 1966 19. Torreguitar R. et al. – Combustión y generación de vapor, 2º edición. Editorial Prisma Pub, Buenos Aires. Argentina, 1975 20. Modest Michael: Radiative heat transfer, 2th edition.Published by Academic Press, 2003, USA 21. Siegel Roberts et al: Thermal radiation heat transfer, 3th. Edit. Hemisphere Publishing Co, 1992, USA 22. McAdams Williams: Heat transmission, 3th edition. Published by McGraw Hill, 1954, USA 23. Gupta R. et al: Impact of Mineral Impurities in Solid Fuel Combustion. Edit.Kluwer Academic Publisher, 2002, USA 24. Singer Joseph: Combustion fossil power. Edit.Combustion Engineering, 1991, USA 25. EPRI: Ash deposition impacts in the power industry. Report Nº1010315, 2006 26. Zbogar Ana et al: Surface Emissivity of Coal Ashes. IFRF Combustion Journal 27. Article Number 200305, November 2003

261 28. Shimogori Miki et al: Characterization of coal ash emissivity in high temperature atmospheres. JSM International Journal, Serie B, Vol.49, Nº2, 2006 29. Ots A.: Thermophysical properties of ash deposit on boiler heat exchange surfaces. Proceedings of International Conference on heat exchangers fouling and cleaning, 2011, Grecia. Disponible en: www.heatexchanger-fouling.com 30. Dolezal Richard: Large boiler furnaces. Theory, Construction and Control. Edit. Elsevier, 1967 31. Ganapathy V. – Industrial Boilers and Heat Recovery Steam Generators. Edit. Marcel Dekker Inc, 2003, U.S. 32. Mehrotra Anil et al: Estimate gas emissivities for equipment and process design. Chemical Engineering Progress, september 1995 , pp.70-77 33. Farag Ihab: Radiative heat transmission from non-luminous gases. Computational study of the emissivities of water and carbon dioxide. Ph.D Thesis presented at MIT, 1976. Chemical Engineering Department 34. Perry Robert et al: Manual del Ingeniero Químico, 6ª edition. Edit. McGraw Hill Company, 1992 35. Gharehkhani Samira et al: Extension of Weighted Sum of Gray Gas Data to Mathematical Simulation of Radiative Heat Transfer in a Boiler with Gas-Soot Media. The Scientific World Journal, Vo.2014, artic.504601 36. Smith T.F. et al: Evaluation of Coefficients for the Weighted Sum of Gray Gases Model. ASME Journal of Heat Transfer, Vol.104, pp.602-608, 1982 37. Basu P. et al – Boilers and Burners, Design and Theory - Published by Springer Verlag, N.Y., 2000 38. Sadik Kakac – Boilers, evaporators and condensers. Wiley-Interscience; 1º edition 1991, U.S. 39. Mariño Rafael. – Producción y transmisión industrial del calor. Edit.Dossat, España, 1947 40. Brito A.L: Determinación de la temperatura de los gases a la salida del horno en calderas para bagazo. Centro de estudios de eficiencia energética. Facultad de Ingeniería Mecánica - Universidad de Oriente, 1977, Cuba. Disponible en: https://es.scribd.com/doc/39899266 41. Beaton OP.et al: Eficiency analysis of a boiler for suspension burning of sugar cane bagasse. Disponible en: ttp://www.unizar.es/dopazo

262 42. Magasiner N.: Boiler design and selection in the cane sugar industry. Proceedings of SASTA, march 1966, pp.29-63 43. Verbanck H.: Development of a mathematical model for watertube boiler heat transfer calculations. Proceedings of SASTA, 1997, pp.166-171

9.6 WEBSITE  www.dedini.com.br  www.caldema.com.br  www.simisa.com.br  www.johnthompson.co.za  www.hpb.com.br  www.thermaxindia.com  www.babcokpower.com  www.asme.org  www.dipp.nic.in  www.procknor.com.br  www.mellorgoodwin.com  www.iram.org.ar  www.abnt.org.br  www.epri.com  www.lito-gonella.com  www.mitrepowertech.com  www.sermatec.com.br  www.vgb.org  www.bacbcok.com  www.amecfw.com  www.agrestsrl.com  www.fainser.com  www.assct.com.au  www.sasta.co.za  www.stab.org.br

263

10. DISEÑO TERMICO DEL HOGAR Llegado a este punto y habiendo visto los aspectos esenciales de la radiación térmica, veremos ahora el cálculo del hogar, la determinación de las variables y parámetros fundamentales de su diseño, los aspectos geométricos que definen sus dimensiones principales y básicamente cómo se relacionan entre ellas, esto es, determinar:          

La carga térmica y su distribución Temperatura media del hogar La temperatura de salida del hogar La superficie radiente efectiva Eficiencia radiante Las dimensiones del hogar: ancho, altura Tiempo de retención de las partículas Generación de vapor en el hogar y su distribución Interrelación entre estas magnitudes Valores típicos en calderas tradicionales y modernas

10.1 BALANCE ENERGETICO DEL HOGAR El balance de masas del hogar puede escribirse según vimos (figura Nº1) 1+  Gat = Ggh + Gcz Dado que Gcz 65ºC mínimo. Ahora si la caldera es de 65 bar con una temperatura de saturación de 281ºC, para mantener la diferencia de temperatura mínima recomendada, los gases deberían salir a: tg = 281 + 65  346ºC

313

11.1 TUBOS PANTALLAS (SCREEN) Una vez que los gases egresan del hogar y a los fines de uniformar su temperatura antes del ingreso al sobrecalentador, pasan por una sección de tubos conocidas como pantallas (screen) Esta pantalla se forma por el prolongamiento de los tubos de la pared trasera del horno que se separan formando el pasaje de gases. Es decir, los tubos pantallas separan el hogar del haz convectivo y sirven para proteger al sobrecalentador de la radiación directa del hogar 7,8] La temperatura de los gases a la salida del hogar oscila según vimos, entre 880 y 910ºC. Antes de su ingreso al sobrecalentador la temperatura de los gases es reducida a valores entre 840-850ºC a través del screen, el que puede componerse de una o dos filas de tubos. En estos tubos se genera vapor y su superficie integra la superficie total de caldefacción de la caldera. La superficie de la pantalla es pequeña y puede representar entre 1.5 – 2% de la superficie de calefacción de la caldera. Para el cálculo de la pantalla haremos un balance de energía del equipo a partir de las variaciones de temperatura en el equipo. Tenemos entonces: Qs = Ggh.cpm.(te – ts) = Gv (iv – is) Las variaciones de temperatura en el screen serán las mostradas en la figura Nº2

Figura Nº2 – Transferencia calor en el screen

314

Ejemplo Nº3: para la caldera de 200 ton/h a 45 bar y 460ºC de los ejemplos anteriores, teníamos los siguientes datos que usaremos en este ejemplo. Estos son: Flujo de gases: Ggh = 435.408 kg / kg.bagazo Temperatura de los gases a la entrada del screen: t1 = 880ºC Temperatura de los gases a la salida del screen: t2 = 845ºC Calor específico medio gases entre t1 y t2: cpm = 0.33 kcal / kg.ºC Entalpía vapor saturado a 45 bar: iv = 668,24 kcal/kg Entalpía agua salida economizador: iw = 150 kcal/kg Balance de energía del screen: Qg = Ggh.cpm (t1 – t2) = Gv (iv – iw) Calor transferido. Q = 435.408 x 0.33 (880 - 845) = 5.028.962 kcal/h Vapor producido en el screen: Gs = Q / ( iv – iw) = 5.028.962 / (668.24 – 150) Vapor producido: Gs = 9.704 kg / h, esto es: r = Gs / Gv = (9,704 / 200)100 = 4.85% Si asumimos que el screen tiene una evaporación específica similar a la de los tubos del hogar ya que recibe calor principalmente por radiación, esto es; d = 120 -130 kg/h.m2 la superficie del screen será:  Fs = Gs / d = 9704 / 120  81 m2 Una caldera de esta capacidad y condiciones de trabajo como las fijadas, puede tener una superficie de calefacción de: Fc = 4000 m2, la relación entre ambas superficies sería:  (Fs / Fc)100 = (81 / 4000)100 = 2% Este cálculo simplificado nos dá un idea de las dimensiones y capacidad de producción de vapor del screen. Para un cálculo detallado del screen puede consultarse las obras de Sadik Kakac o de Babcock Wilcox [9], [10]

11.2 BANCO DE CONVECCION Para un diseño económico de la caldera, la temperatura de los gases a la salida del haz tubular está limitada a valores por lo general menores a 450ºC según vimos La temperatura de los gases al ingreso del haz convectivo, será la de salida del sobrecalentador y puede variar según el diseño del equipo, entre 740 - 650ºC. Esto significa que la transferencia de calor en este componente estará limitado por estos valores de temperatura; entonces tomando este rango, la caída de temperatura en los gases a través del haz convectivo será

315  tg = 260 a 320ºC (variación de temperatura de los gases a través del banco) La temperatura de los gases a la salida del haz convectivo será también determinante en la aplicación de equipos de recuperación de calor posterior, sea economizador o calentador de aire, solos o combinados

Figura Nº3 – transferencia de calor en el banco convectivo

El banco de convección se construye con tubos de acero al carbono de calidad SA178 Gr.A de 2½” o 3” de diámetro, que van mandrilados al domo generalmente y dispuestos con un arreglo en cuadro. El espesor se calculará en función de la presión de trabajo y del eventual desgaste erosivo que se puede presentar en determinadas zonas de alta velocidad Los gases pueden atravesar el haz convectivo con pasos múltiples en las calderas de diseño antiguo y con paso único en las calderas modernas, tal como se muestra en las figuras siguientes

Figura Nº4 – flujo múltiple y cruzado

316 La distribución de los tubos en cuadro es preferida, a la distribución en tresbolillo (triangular), ya que la presencia de cenizas podrian ocasionar taponamientos debido a la disposición más cerrada que ofrece este último arreglo de tubos. A pesar de esta distribución en cuadro, hay taponamientos en el banco de tubos, que obligan al soplado de los mismos. El paso o distancia al cual se disponen los tubos entre sí, oscilan entre los siguientes valores:

Figura Nº5 – paso de tubos

 Paso longitudinal: SL = 106 – 108 mm  Paso transversal: ST = 110 – 125 mm  Nº tubos en sentido transversal: Zt = f (ancho horno): 54 a 84 tubos  Nº tubos en sentido longitudinal (hileras): ZL = 18 – 24 Visto los aspectos más destacados del haz convectivo, pasaremos a su dimensionado teniendo en cuenta que se trata de las más grande superficie de calefacción de los componentes sometidos a presión

11.3 DIMENSIONADO DEL BANCO DE CONVECCION El balance de energía y la transferencia de calor en el haz convectivo se puede escribir como: Qhc = Gg.cpm (te – ts) = Gv.(iv – iw) Qhc = F.kd. tm

1 Kd

=

1 αg

+

1 αm

+f

317 donde: F = superficie de calefacción del haz en m2, kd = coeficiente total combinado de transmisión del calor en kcal/h.m2ºC, g = coeficiente combinado de convección-radiación de los gases en kcal/h.m2.ºC; m = coeficiente de convección de la mezcla agua-vapor en kcal/h.m2.ºC; f = factor de ensuciamiento de los tubos por cenizas en (kcal/h.m2.ºC)-1 y

tm = diferencia logarítmica media de temperatura en ºC El coeficiente de convección del lado interno de los tubos es generalmente despreciable ya que presenta valores muy elevados, de modo que la transferencia de calor queda determinada por el coeficiente pelicular del lado de los gases. Para el cálculo de este coeficiente se han propuesto varias ecuaciones y veremos las más difundidas en la literatura especializada Para gases circulando en flujo turbulento, atravesando haces tubulares dispuestos en cuadro,se han propuesto numerosas ecuaciones, y según algunas de ellas, el coeficiente de convección está dado por:  Babcok Wilcox: g = 0.321.Re 0.61.Pr 0.33.Fa.Fd, en Btu / h.ft2.ºF  Kakac et.al: g = Cs.Cn.

 d

.Re 0.65.Pr 0.33 ,

en kW /m2.ºK

 Grimison E. : Nu = B x Ren en Btu / h.ft2.ºF



Zuckaukas A.:: Nu = C.Ren.Pr0.36( Pr / Prs)1/4 en kW /m2.ºK

 Verbanck H: Nu = 0.287.Re 0.60.Pr 0.33 en W /m2.ºK En estas ecuaciones vemos que el coeficiente convectivo no sólo está infuenciado por las propiedades que dependen de la temperatura de los gases, sino también por la geometría del banco de tubos, caracterizada por el paso entretubos y la cantidad de hileras que integran el haz convectivo y por su velocidad [7],[8],[9],[10],[11],[12] Un análisis interesante de las distintas ecuaciones propuestas para el cálculo de los coeficientes de convección a través de banco de tubos dispuestos en cuadro o en distribución triangular, es el realizado por Polupan et.al [14]. Este estudio muestra diferencias entre 20 y 48% entre algunas ecuaciones para las mismas condiciones de análisis, lo que pone en evidencia el cuidado en el uso de las mismas a la hora de dimensionar los equipos [13], [15],[16],[17],[18], [19] El coeficiente total de transmisión del calor en el haz convectivo toma los siguientes valores: Kd = 59 – 64 kcal /h.m2ºC, según diversos autores [6],[9. Con relación a la velocidad de los gases a través del banco de tubos, esta varía entre 11 – 15 m/seg, la cual está limitada por la presencia de partículas de cenizas que pueden provocar la erosión de los tubos y su rotura prematura

318

Ejemplo Nº4: para la caldera a bagazo de los siguientes datos operativos y constructivos, se desea verificar el coeficiente total de transmisión del calor en el banco de convección Producción de vapor: Gv = 100 ton/h Presión y temperatura del vapor: p = 38 bar y tv = 415ºC Humedad del bagazo: 50%, cantidad de bagazo: B = 46.752 kg / h Temperatura del agua salida economizador: tw = 140 ºC Temperatura de los gases entrada del banco convectivo: te = 645ºC Temperatura de los gases a la salida del banco: ts = 386ºC Flujo de gases húmedos: Ggh = 303.908 kg / h Superficie de calefacción del banco convectivo: Fc = 1670 m2

Diferencia de temperatura: iz = 645 – 248 = 397ºC Diferencia temperatura id = 386 – 248 = 138ºC Diferencia temperatura logarítmica tm = (iz - id ) / ln (iz /id)

tm = (397-138) / ln (397/138) = 245.26ºC Coef.total de diseño: Kd = Q / F. tm = Ggh.cpm (te – ts) / F. tm Kd = 303.908x 0.31 (645 – 368) / 1670x 245.24 = 63 kcal / h.m2.ºC vapor generado en el banco convectivo: Gb = Q / (is – iw) = 26.096.580 / (669 – 140) vapor producido: Gb = 49.332 kg / h, es decir, representa de la capacidad total: Gb% = (49.332 / 100.000)100 = 49,33 %

319 Para la determinación gráfica de los coeficientes de convección para gases atravesando banco de tubos, puede consultarse las obras [18],[19]

11.4 REFERENCIAS 1. Mesny Marcelo – Generación de vapor. Editorial Marymar, Buenos Aires. Argentina, 1976 2. Mellor Goodwin SA – Diseño y Operación de Calderas de Vapor. Curso organizado por la Universidad Tecnológica Nacional, Facultad Regional Tucumán (UTN), Argentina, Agosto de 1983 3. Davidis E. et al – Diseño y Selección de Calderas para Combustibles Celulósicos – Calderas Salcor Caren SA. Curso organizado por la Universidad Tecnológica Nacional, Facultad Regional Tucumán, Argentina, Agosto de 1983 4. Rayaprolu K. - Boilers for power and process. Edit.CRC, 2009, US 5. Hugot E. - Handbook of Cane Sugar Engineering. Elsevier 1986, 3º edit 6. Rein P. - Cane Sugar Engineering. Verlag Dr.Albert Bartens, 2007- Berlín 7. Dolezal Richard: Dampferzeugung. Springer Verlag, 1985, Germany 8. Boyko E. et al.: Diseño térmico de calderas (en ruso) - Тепловой расчет парового котла. Edit. IPC KSTU, 2005 9. Stultz. & Kitto- Steam, its generation and use, 41 editions, Chapter 39. Published by Babcok Wilcox Company, USA, 2005 10. Sadik Kakac – Boilers, evaporators and condensers. Wiley-Interscience; 1º edition 1991, U.S 11. VDI Heat Atlas, 2th edition. Published by Springer Verlag, Germany, 2010 12. Zukauskas A: Heat transfer from tubes in crossflow. Chapter II, Advances in Heat Transfer, Vol.8, Edit by Academics Press, USA, 1972 13. Verbanck H.: Development of a mathematical model for watertube boiler heat transfer calculations. Proceedings of SASTA, 1997, pp.166-171 14. Polupan G. et.al – Estudio comparativo de los métodos del cálculo de transferencia de calor en banco de tubos. Revista Científica, Vol.14, Nº1, páginas 17-23, eneromarzo de 2010 - México 15. Singer Joseph: Combustion fossil power. Edit.Combustion Engineering, 1991, USA

320 16. Basu P. et.al – Boilers and Burners, Design and Theory - Published by Springer Verlag, N.Y., 2000 17. Annaratone Donatello: Handbook for heat exhangers and tubes bank design. Edit.Springer Verlag, 2010 18. VDI: Energietechnische Arbeitsmappe. Edit.Springer Verlag, Berlín, 2000 19. Ganapathy V.: Nomograms for Steam Generation and Utilization. Edit.Fairmont Press, 1985, India

321

12. CIRCULACION NATURAL En la actualidad, todas las calderas de bagazo operan por debajo de los 220 bar y sin ayuda de una bomba para la circulación del agua. Bajo estas condiciones, se catalogan como calderas subcríticas y de circulación natural El diseño de la circulación natural es una parte compleja y esencial en el proyecto de la caldera ya que, la correcta operación y vida útil de sus componentes están determinadas por este proceso 17]. La circulación debe desarrollarse de forma tal que, además de cumplir con todos los parámetros termofluídicos fijados para una correcta recuperación de calor de los gases, cumpla también con la preservación metalúrgica de la superficie de calefacción, evitando sobrecalentamientos no permitidos en las paredes de agua. La figura Nº1 muestra el proceso indicando las variables que determinan la circulación natural La verificación de la circulación es necesaria tanto como cuando se proyecta un nuevo equipo, como cuando el equipo generador de vapor será sometido a procesos de repotenciación para incrementar su capacidad (uprating). La repotenciación, incluye modificaciones del hogar y banco de convección que pueden dar lugar a incrementos de la capacidad original en el orden del 20-35%. Estas modificaciones son llevadas a cabo mediante la ingeniería aportada por el fabricante original o por firmas especializadas. Cambios o el agregado de equipos de recuperación de calor, tales como precalentador de aire o economizador que pueden darán lugar a una mayor producción de vapor, también deben ser sujetos a verificación de la circulación Se habla de circulación natural, cuando el flujo de agua y de la mezcla agua-vapor a través del haz convectivo y el hogar, se produce como consecuencia de las diferencias de densidad entre las columnas de ascenso (risers) y de descenso (downcomers), bajo un fenómeno conocido como termosifón. La caldera puede ser considerada como un circuito a presión a través del cual el agua presenta un flujo unidireccional (paredes de agua del hogar) y un flujo de recirculación, (banco de convección) en los cuales se evapora progresivamente, con reposición externa de caudal como se indica en la figura 1],2] El sistema circulatorio de la caldera se compone de dos circuitos principales: a) risers y b) downcomers, los que su vez, pueden ser divididos en otros subsistemas hidráulicos. Cada circuito downcomer es alimentado de agua por su respectivo colector y en el caso de los risers, sus colectores recogen el flujo saliente de la mezcla agua-vapor. Como dijimos el sistema principal se forma por: Risers: están formados por los tubos de las paredes de agua del hogar (laterales, frontales y techo), los tubos pantallas (screen), el banco de convección, etc., constituyendo cada uno de ellos circuitos de circulación. Un circuito es un set de tubos

322 calentados, de geometría similar y bajo una misma carga térmica que permite el flujo ascendente de la mezcla agua-vapor. A su vez los riser pueden ser rectos, curvos o inclinados

Figura Nº1 – sistema de recirculación – circulación natural

Downcomers: están formados por los tubos bajantes del haz convectivo, tubos externos y colectores a través de los cuales fluye el agua de alimentación hacia los colectores distribuidores de los risers Este sistema circulatorio (riser y downcomers), se puede asemejar a una malla o red hidráulica formada por varios subcircuitos de tubos paralelos en los que, en algunos, el flujo es no isotérmico y bifásico (agua-vapor) y en otros es, monofásico (agua) e isotérmico (tubos externos no calentados). Como en toda red, por cada ramal circulará un determinado flujo (monofásico o bifásico), con una velocidad y caída de presión dada, sometidos a cierta carga térmica La carga térmica para los ramales no isotérmicos es en teoría, uniforme y con la misma distribución. Se verá que, muchas de las fallas prematuras de tubos, están asociadas a problemas de distribución tanto del flujo de agua o de la mezcla agua-vapor y de la carga térmica no uniforme

323

Figura Nº2 – circuitos del sistema de circulación natural

En este punto, es importante recordar que el flujo térmico en el hogar tiene una distribución muy compleja, tanto en el plano vertical como horizontal que, hace sea difícil evaluarla con exactitud y con lo cual la evaporación en los risers varía de una zona a otra. Así por ejemplo, los tubos enfrentados a los quemadores tienen mayor carga térmica y producen más vapor que los tubos de las esquinas 3]. En la tabla siguiente se muestra cómo se distribuyen los flujos de la mezcla agua-vapor y su calidad en las distintas partes de una caldera a bagazo de origen australiana según datos del fabricante 17]

Datos del fabricante Circuito Flujo agua-vapor Calidad del vapor Bajantes del haz convectivo

1354

No aplica

Riser del haz convectivo

810

0.612

Screen - pared trasera

275

0.633

Pared frontal-techo

57

0.849

Pared lateral

211

0.787

Figura Nº3 – distribución de la calidad de vapor

324 Vemos aquí cómo la distribución del flujo térmico incide sobre la circulación dando calidades de vapor distintas en el hogar (pared frontal y lateral vs trasera) Para contemplar esta situación, el estándar ruso (CKTI) recomienda usar un coeficiente de no uniformidad del calor absorbido (fa), que expresa la absorción de calor (Qp) de cada parte de las paredes de agua en términos del flujo total de calor sobre los tubos risers (Qr), esto es: Qp = fa.Qr La tabla siguiente muestra el factor (fa) para las distintas partes del hogar. Basu dice que para un diseño inicial se puede considerar al flujo de calor sobre las paredes de agua como uniforme 4]

Figura Nº4 – distribución del flujo de calor en el hogar

12.1 OBJETIVOS DE LA CIRCULACION La circulación del agua en la caldera cumple básicamente con tres propósitos: 1) Absorber y transportar la energía térmica suministrada por los gases de combustión a través de la superficie de calefacción, al agua y su vapor 2) Asegurar que la evaporación del agua se realice a través de un mecanismo de ebullición nucleada en toda la gama de operación del equipo, de modo tal que la superficie metálica sea mantenida húmeda en todo momento. Se trata de evitar que en el proceso de evaporación se produzca el alejamiento de la ebullición nucleada (Departure Nucleate Boiling – DNB). De esta forma, se mantiene la refrigeración de las paredes tubulares de manera de no sobrepasar las temperaturas permitidas para el material constructivo de

325 los tubos, evitando cualquier sobrecalentamiento, que pudiera producir distorsión, desalineado, incremento de creep y/o rotura de los mismos 3) Evitar que los lodos y sales se acumulen en determinadas zonas impidiendo su eliminación, al mismo tiempo de posibilitar que se insolubilicen y formen incrustaciones, originando problemas de sobrecalentamiento . El vapor formado en los risers es separado en el domo que provee el espacio para hacerlo, en tanto que el agua remanente junto al agua de reposición (makeup), vuelven al circuito de alimentación para comenzar el proceso nuevamente. Esto quiere decir que el agua se recircula varias veces antes de su completa evaporación. El cambio de fase de líquido a vapor se efectúa absorbiendo el calor de los gases de combustión en forma gradual, y para lograrlo la evaporación del agua es mantenida dentro de ciertos valores para garantizar las temperaturas en la pared metálica. En la figura Nº5 se muestra el proceso de ebullición en el riser 5],6],7]

Figura Nº5 – ebullición nucleada en tubos risers

Debido a que el agua en los tubos de bajada (downcomers) tiene una densidad ( w) mucho mayor que la mezcla agua-vapor (m) formada en los tubos ascendentes y bajo la

326 acción de la gravedad, este diferencial (w - m), es el que actúa como energía de bombeo sobre la masa líquida haciéndola circular. El agua separada del vapor en el domo, tiene la temperatura de saturación y se subenfría debido al ingreso del agua de alimentación proveniente del economizador o del tanque de alimentación y reingresa, a través del downcomer, para comenzar nuevamente el proceso de evaporación gradual

12.2 PARAMETROS DE LA CIRCULACION NATURAL Uno de los indicadores más importante en el estudio de este fenómeno es el conocido “ratio o tasa de circulación (CR)”. Planteando un balance de masas alrededor de los risers podemos escribir 3],4,8 Gd = Gs + Gr Gd = masa de agua saturada ingresando al circuito risers, kg/h Gs = masa de vapor seco saliendo del riser y liberado en el domo, kg/h Gr = masa agua saturada a la salida del risers, kg/h Con estos elementos podemos ahora definir a la tasa de circulación como: CR = Gd / Gs = (Gs + Gr) / Gs = (flujo agua ingresante / flujo vapor saliente) Físicamente, la circulación representa las veces que el agua pasa a través de los risers antes de convertirse totalmente en vapor. La tabla siguiente da valores típicos de este parámetro según distintos autores 5],8],9,10,11

Presión de vapor en el domo bar] 20

40

60

80

100

120

140

160

Rayaprolu

55 40 30 20

13

11

10

8

Kakac

25 15

15

8

5

Annaratone 19 13 10

8

Prelec

6

25 10 30

7 6

Figura Nº6 – tasa de circulación recomendada

327 Para el rango actual de presiones de trabajo en las calderas (20 -100 bar), la tasa de circulación se ubica en promedio, entre 8 - 20. De la figura Nº7, pueden tomarse los valores típicos mínimos de circulación en función de la presión de trabajo. Nag dice que la circulación no debería ser mayor a 25 para conseguir una efectiva utilización de los tubos en la generación de vapor 3]. Una alta circulación conduce también a mayores pérdidas de carga en los circuitos Si los downcomers están formados por (Nd) tubos de sección transversal (Fd) a través de los cuales fluye el agua saturada a una velocidad (cd), el flujo másico en ellos vendrá dado por la ecuación: Gd = Nd.Fd.d.cd = Nd (.di2/4).d.cd kg/seg di = diámetro interior tubo downcomer en m]

d = densidad agua saturada en kg/m3] a la presión de trabajo en el domo cd = velocidad promedio del agua ingresando en m/seg] El dimensionado de los downcomers se podrá hacer a partir de la ecuación anterior, definidos algunos parámetros tales como la velocidad, diámetro y número de tubos dependiendo de la capacidad del generador de vapor. El diámetro de los tubos puede variar entre 150-300 mm y la velocidad en general no debe exceder los 3 m/seg 3],8]

Figura Nº7 – Ratios de circulación mínimos (Pierini et.al)

328 Dado que en el circuito de risers tenemos un sistema circulante bifásico de agua y vapor, resulta importante conocer algunas de sus propiedades. La calidad o composición de la mezcla puede expresarse en términos de masa o en términos de volumen. Tendremos así: Calidad o título de vapor:  = Gs / (Gs + Gr) Calidad volumétrica del vapor:  = Vs / (Vs + Vr) Vs = volumen de vapor seco contenido en la mezcla agua-vapor Vr = volumen de líquido saturado en la mezcla bifásica Estas composiciones del vapor en peso y volumen se expresan generalmente como porcentajes y se las designa como (%SWB) y (%SVB) respectivamente. El volumen específico y densidad del vapor húmedo se calculan respectivamente como:

vm = vr (1- ) + vs.

m3/ kg]

m = (1- ) w + .s

kg/m3]

Si llamamos (Ar) a la sección transversal ocupada por la fase líquida, y (As) a la sección transversal ocupada por las burbujas de vapor, tenemos que:

 = As / (As + Ar) Ar / As = (1- ) /  En el flujo de la mezcla agua-vapor, el vapor tiende a solapar la fase líquida moviéndose más rápidamente que ella. Este fenómeno se tiene en cuenta mediante el coeficiente de deslizamiento (Slip Ratio) que se define como: S = velocidad del vapor / velocidad del agua = Cs / Cr Este coeficiente se determinó experimentalmente y vale entre 1-10. El valor en altas presiones tiende a 1 debido a que la diferencia de densidad entre las fases se acorta. El coeficiente S disminuye a medida que aumentan las presiones. Combinando las ecuaciones anteriores la relación entre estas tres variables se expresan como: S=



(1−)

= 

.

=

(1−∝) ∝

.

.vs .vs+(1−)vr.S vr vs

.s

vs vr

=

=



.

Ar

(1−) As 1

1 ρs 1+( −1)  ρr

.

vs vr

329



=

1 1−∝ 1 1+( ∝ )

La circulación también es definida como el valor inverso de la calidad del vapor () y se conoce como TDF (Top dryness fraction) y representa el título máximo que toma el vapor a la salida del riser, esto es: TDF = Gs / (Gs + Gr) =  CR = 1 / TDF = 1 /  La presión disponible para la circulación natural está dado por:

pd = (w - m)g.H,

Pa]

H = altura del riser, m]

w = densidad del agua saturada en el downcomer, kg/m3] m = densidad de la mezcla agua-vapor en el riser, kg/m3] Para simplificar, la densidad de la mezcla se toma como igual a la media entre la densidad del agua saturada en la base del downcomer (w) y la densidad del vapor a la salida del riser (s), esto es:

m = (w + s) / 2 Vemos que la presión disponible es proporcional a la altura del riser y a la diferencia de densidad entre la columna líquida y la columna de la mezcla agua-vapor. Como la circulación disminuye a medida que aumenta la presión de trabajo, las calderas que operan en este segmento resultan más altas. En el gráfico Nº8, vemos la diferencia de densidad entre agua y vapor para distintas presiones La distribución axial del flujo de calor en los risers puede ser usada para calcular la distribución de la calidad en los mismos. La distribución de la densidad de la mezcla () a lo largo de la altura (h) está dada ahora por 3]:

(h) = (1- ) w + .s La densidad promedio en el riser se obtiene como 1

𝐻

 = 𝐻 ∫0 𝜌(ℎ)𝑑ℎ donde h es la distancia desde el piso a una altura h del riser

330 Para un calentamiento axial uniforme, la integración de la ecuación anterior conduce a la siguiente expresión:

m = w –

(ρw− ρs) (1− )

[1 − (

1

∝(1−)

− 1) ln

1 (1−∝)(1−)

]

En un sistema de circulación natural, la carga térmica actúa incrementado la vaporización y disminuyendo la densidad de la mezcla en los risers, con lo que favorece la circulación hasta alcanzar un máximo valor. Al mismo tiempo que aumenta el flujo, se producirá una mayor pérdida de carga tanto en los risers como downcomers debido al mayor caudal circulante y esto provocará que la circulación disminuya Este fenómeno se muestra en la figura Nº8. Vemos que la circulación está gobernada por dos fuerzas opuestas:  A mayor calor transferido, mayor diferencia de densidad y por ende mayor flujo circulatorio  Mayor circulación, mayor pérdida de carga en los risers y downcomers y por lo tanto menor presión disponible para la circulación

Figura Nº8 – densidad de agua –vapor en función de la presión

Esta situación de no contar con un apropiado diseño puede llegar a desbalancear las columnas y generar inestabilidad en la circulación estancándola. En un buen diseño el sistema tiende a ser auto compensado con las variaciones que se presentan en la

331 operación. El diseño se hace para que el sistema opere en la zona ascendente de la curva

Figura Nº9 – variación de la circulación con la demanda de vapor

Las pérdidas de fricción en el riser debido al flujo del vapor húmedo y las pérdidas debidas a las singularidades del circuito, reducen la presión disponible para la circulación. La presión necesaria para la circulación a través del riser será entonces:

pd = (w - m)gH - pr Por otro lado, el downcomer tiene sus propias pérdidas de carga que reducen aún más la energía disponible para la circulación, de modo que en el estado estacionario, en el loop riser-downcomer, la presión total que deberá proveer el downcomer será:

pt = (w - m)gH – (pr + pd) En el gráfico siguiente se muestra esta situación. Vemos cómo a medida que aumenta la circulación la pérdida de carga en el riser crece y disminuye la presión disponible en el downcomer. En el punto de cruce, el sistema provee la energía necesaria demanda por el sistema. Es importante notar que dependiendo de las resistencias en cada tubo, el flujo puede ser distinto en cada uno de ellos pero la carga disponible será igual para todos ellos. La circulación total estará dada por los flujos aportados por cada uno de ellos La circulación es un tema complejo que ha sido estudiado tanto desde el punto de vista teórico como experimental. Ejemplo de ello es el trabajo de Haywood que expone las teorías hidráulica, termodinámica y de expansión ya desarrolladas por otros autores, sobre las cuales desarrolla su teoría hidrodinámica que resuelve los defectos de las anteriores. Este trabajo está en idioma español en su libro sobre ciclos termodinámicos12],13

332

Figura Nº10 - carga disponible para la circulación

En el área experimental y como parte de los estándares para el diseño de calderas, se encuentran las normas rusas desarrolladas por el Centro de Investigación NPO CKTI que, contiene abundante datos y ecuaciones para el diseño fluido dinámico de calderas14],15]. Parte de esta información se encuentra traducida al inglés y presentadas en las obras de Basu y Kakac con abundantes ejemplos resueltos4],8]

12.3 REQUISITOS DE LA CIRCULACION Para garantizar que la superficie metálica de los tubos se mantenga húmeda y evitar sobrecalentamiento que afecten la integridad de los mismos; en el circuito hidráulico deben garantizarse algunas condiciones, entre ellas:  La calidad del vapor de salida, expresada por su composición en peso (%SBW) debe estar entre 20-40% o entre 55-85% en volumen (%SBV) dependiendo de la presión de trabajo. En calderas a bagazo la calidad volumétrica está indicada que

333 no debe exceder el 85%17],18]. La relación entre ambas composiciones en función de la presión en el domo está indicada en el gráfico Nº11

F igura Nº11 – composición mezcla en función presión

 Una velocidad mínima en el comienzo del circuito para impedir la adhesión de burbujas a la pared (blanketing) o la acumulación de lodos que pueden provocar sobrecalentamiento y/o corrosión. Las velocidades mínimas están dados en la tabla Nº12 Tipo de pared agua en el hogar

Velocidad mínima - m/sec

Presión - bar

Pared con o sin inclinación

0.60

> 100bar

Pared con inclinación > 30º

0.32

 100 bar

Pared con inclinación  30º

1.0

todas

Pared con inclinación  30º sin calor sobre el techo Caldera tubos verticales

1.75

todas

0.15

todas

Pared de agua de garganta quemadores

0.15

todas

Figura Nº12 – valores mínimos de velocidad circulación de agua (Rayaprolu)

334  Una carga de agua saturada (SWH) positiva. Los risers forman circuitos de tubos en paralelo, en los cuales existe, la posibilidad que el flujo no esté correctamente distribuido y esto genere que la presión a una misma altura de tubos no sean iguales en todos los ramales. Cuando esto sucede, algunos tubos sufren un proceso de reversión de flujo actuando como downcomer (hacia abajo) y otros como riser (hacia arriba). Estos contraflujos pueden producir el estancamiento de la circulación y el quemado de los tubos por falta de refrigeración. Por ello, es preciso contar con una presión de agua saturada positiva que sea capaz de vencer la pérdida de carga e impulsar el flujo en forma ascendente. La carga de agua saturada es la relación entre la densidad y la pérdida de carga en los risers y la altura estática de agua saturada equivalente y se expresa como %SWH. Sus valores mínimos están establecidos por la experiencia y un rango típico se encuentra entre 50-70%, incrementándose con la presión como se muestra en la tabla siguiente

Valores típicos para la carga de agua saturada vs presión domo

Presión domo - bar

35

70

105

175

200

% SWH

51

56

60

65

66

Figura Nº13 – Carga de agua saturada vs presión domo (Rayaprolu)

El problema de la inestabilidad en el loop de circulación que ocasiona el flujo reverso en el sistema bifásico, es generado por las variaciones de presión inducidas por cambios en el flujo de calor o en la presión del domo. Este fenómeno, está extensamente estudiado en la literatura técnica por sus implicancias sobre la operación de la caldera y la integridad de los tubos 6],16],20],21] Uno de los criterios más utilizado para analizar esta situación es el criterio de Ledinegg 6],7]. La estabilidad es una medida de la tendencia del flujo a circular en una dirección determinada. Esto puede verse en el gráfico siguiente. Allí la línea p2 representa la mínima presión diferencial disponible para el impedir el flujo reverso (downflow), es decir, es el límite de estabilidad del sistema. Si en el circuito esta presión cae al valor p1, vemos que para esa misma diferencia de presión, tendremos dos puntos posibles de operación: un flujo ascendente B (upflow) y un flujo descendente A (downflow), que ocasionarán el estancamiento del flujo en algunos tubos generando sobrecalentamiento de las paredes. Es esta la situación no deseada y que un buen diseño debe evitar. Si la presión diferencial se incrementa al valor p3, (mejorando el diseño del downcomers) vemos que es sólo es posible una dirección de

335 flujo hacia arriba, deslizándose desde el punto B a C (upflow) y que no es posible el flujo reverso

Figura Nº14 – análisis de estabilidad del sistema circulatorio

La medición de la circulación en los downcomers es una excelente herramienta de ensayo no destructivo para verificar las condiciones existentes en un equipo determinado. Con estos equipos no sólo puede medirse flujos y velocidades sino también la dirección del flujo detectando flujos reversos. Para estas mediciones pueden usarse dos técnicas diferentes (ver figura Nº15):  Medición ultrasónica de caudales  Medición con trazadores isotópicos que se agregan al agua de alimentación y luego mediante una red de detectores de radiación localizados externamente permiten conocer el flujo y su velocidad en el circuito en distintos puntos. Se usa también para medir la circulación en aplicaciones de limpieza química de la caldera donde es esencial garantizar la circulación de los reactivos y evitar la acumulación que puede generar corrosión Las mediciones y verificación de la circulación, es una condición esencial en aquellas calderas sometidas de procesos de retrofit, en las que se efectúan modificaciones que tienen por objeto incrementar la producción de vapor. Este incremento como ya vimos, no puede hacerse, hasta garantizar que la circulación se encontrará dentro de valores razonables que impidan alcanzar el punto DNB

336

Figura Nº15 – Técnica de ensayos no destructivos para análisis de circulación

12.4 LA CIRCULACION EN LAS CALDERAS A BAGAZO El tema de la circulación en las calderas a bagazo fue estudiado teórica y experimentalmente por Dixon y sus colaboradores en el Sugar Research Institute (SRI) de la Universidad de Tecnología de Queensland, Australia, quienes como consecuencia de la investigación de fallas en calderas, desarrollaron un modelo computacional (Furnaces) que permite la simulación de la circulación y predecir el comportamiento de unidades existentes como proyectadas17],23] Con este modelo analizó diversos casos de problemas de sobrecalentamiento de tubos en zonas diversas, problemas de acumulación de lodos por bajas velocidades de circulación y problemas de repotenciación de calderas. En sus investigaciones utiliza mediciones de flujo usando caudalímetros ultrasónicos y calcula la circulación, calidad de vapor generado y distribución de flujos. En sus investigaciones, analiza también como la distribución del flujo de calor afecta la vaporización en los risers y la circulación del sistema global. En la tabla siguiente se muestra algunas de sus investigaciones realizadas en una caldera con problemas de acumulación de lodos en el banco de convección. Analizando la

337 circulación se detecta que un bafle en el domo inferior restringía el flujo al downcomer y luego de eliminarlo se mejoró la circulación y eliminó el problema de los lodos acumulados debido a las bajas velocidades. Puede observarse en la tabla las distintas calidades de vapor obtenidas en los distintos circuitos de la caldera

Bafle domo instalado

Bafle de domo removido

circuito Flujo

Calidad vapor

Flujo

Aumento flujo%

Calidad vapor

Downcomer

3445

0.004

4100

19

0.004

Riser

613

0.957

864

41

0.931

Flujo a paredes

2825

3236

15

Pared lateral

594

0.826

680

14

0.811

Pared trasera

1329

0.773

1520

14

0.766

Pared frontal-techo

786

0.801

1035

32

0.790

Figura Nº16 – mejoras en la circulación de la caldera

12.5 CALCULOS DE CIRCULACION EN LAS CALDERAS Desarrollaremos aquí algunos ejemplos aplicables a este tipo de calderas a los efectos de cuantificar los parámetros típicos y mostrar cómo pueden ser usados en caso de necesitar hacer verificaciones de equipos instalados o proyectar un equipo nuevo. Resolveremos para dos tipos de caldera; una de diseño estándar antiguo de baja presión y otra moderna de alta presión.

Ejemplo Nº1: se trata de una caldera estándar que opera bajo las condiciones y detalles de diseño siguientes      

Capacidad: 80 ton/h Presión y temperatura de trabajo: 21 ate y 330ºC Temperatura de agua de alimentación: tw = 90ºC Poder calorífico inferior del bagazo: Hi = 1825 kcal/kg] Consumo de bagazo: Gb = 35.490 kg/h] Superficie radiante efectiva del hogar: Fh = 313 m2]

 Eficiencia radiante en el hogar: h = 35% (datos del fabricante)  Nº de tubos pared lateral: 25 tubos de diámetro 3” x 4.4 mm espesor  Nº de tubos pared frontal: 47 tubos de diámetro 3” x 4.4 mm espesor

338  Dimensiones del hogar: 7.3 ancho x 4.8 profundidad x 13 alto m]  Velocidad del agua a la entrada del riser: cd = 0.6 m/seg] (medido)

Figura Nº 17 – sistema de circulación natural (Magasiner)

Desarrollo de los cálculos De las tablas de vapor, tomaremos para los cálculos, las propiedades termodinámicas correspondiente al agua y vapor en función de las condiciones operativas de la caldera a) energía entregada a la superficie radiante del hogar Qh = Gb. Hi. h = 35490x1825x0.35 = 22.669.398 kcal/h b) vapor generado en el hogar: Gh = Qh / i = 22.669.398 / (669 – 222) = 50.679 kg/h c) carga térmica de la superficie radiante: Qr = Qh / Fh Qr = 22.669.398 / 313 = 72.426 kcal/h.m2 (valor aceptable) d) cantidad de tubos riser: Zr = 25 x2 + 47x2 = 144 tubos evaporadores e) producción vapor riser: Gr = Gh / Zr = 50.679 / 144 = 352,56 kg/h

339 f) sección transversal de paso al agua: Fr =  di2.Nt /4 Fr = 0.785 (0.0674)2x144 = 0.531 m2 g) flujo másico agua saturada gd = Fr.w.cd = 0.531x843x0.6 = 268,8 kg/seg Gd = gdx3600 = 268,8x3600 = 935.841 kg/h h) tasa de circulación CR = Gd / Gvh = 935.841 / 50.679 = 18.46 i) calidad del vapor:  = 1/ CR = 1 / 18.46 = 0,0541, esto es: 5,41% j) calidad volumétrica: 

=

1 1 ρs 1+( −1)  ρr

=

1

1 11,02 = 0,8144 1+( −1) 0.0541 843

volumen de vapor en el riser es de: 81.44%  85% máximo permitido k) fracción hueca a la salida del riser



= (1/ -1) / (1- x/ x) = (1/ 0.8144) -1)] / (1 – 0.0541) / 0.0541]



= 0.013

l) cálculo de la densidad promedio de la mezcla

m = w –

(ρw− ρs)

m = 843 –

(1− )

[1 − (

(843− 11,025) (1− 0.013)

1

∝(1−)

[1 − (

− 1) ln

1 (1−∝)(1−)

1

0.8144(1−0.013)

]

− 1) ln

1 (1−0.8144)(1−0.013)

]

m = 335,38, kg/m3] m) relación de densidades en los ramales Rdr = w / m = 843 / 335,38 = 2.51 Vemos que la presión ejercida en los tubos bajantes es 2.51 mayor que la ejercida en la columna de los tubos evaporadores n) cálculo de la altura disponible pd = H.g (w - m) = 13x9.81 (843 – 335.38) = 64737, Pa] = 0.647 bar A este valor habrá que restarle las pérdidas de carga en ambos circuitos para tener la real fuerza impulsora en el circuito

340 En este ejemplo, al calcular el vapor generado en los risers, hemos supuesto que el agua ingresante tiene la temperatura de saturación (217ºC), es decir la condición de mayor generación de vapor y más desfavorable para la circulación. En la práctica, el agua realmente tiene un ligero subenfriamiento con lo cual el vapor producido es menor y se tendrá una mayor circulación. La otra condición, más favorable para la circulación es asumir que el agua ingresa al riser a la temperatura proveniente del tanque de agua de alimentación (90ºC) ya que no dispone de economizador. Resumiendo, vemos que la circulación en estos dos escenarios, cumple con los parámetros que aseguran mantener la ebullición nucleada durante la operación y así evitar sobrecalentamientos. La tabla siguiente muestra los resultados de estos escenarios

Otro escenario posible de analizar es que fruto de mejoras en la operación y el agregado de equipos recuperadores de calor, el rendimiento de la caldera sea mayor; lo que traerá aparejado a igual consumo de bagazo, una mayor generación de vapor. Aquí habrá que evaluar cómo impacta en la circulación y en la calidad del vapor generado y verificar que no se supere el rango (80-85%) en volumen.

Ejemplo Nº2: para una caldera que opera bajo las siguientes condiciones, fijar la circulación, chequear la calidad del vapor generado, dimensionar los downcomers, verificar la carga disponible del sistema       

Capacidad: 200 ton/h Presión y temperatura de vapor: 65 bar y 480ºC Humedad y poder calorífico del bagazo: w = 50%, Hi = 1825 kcal/kg Rendimiento de la caldera: c = 86% Temperatura agua alimentación: 110ºC Temperatura a la salida del economizador: 170ºC Superficie radiante efectiva del hogar: Fh = 700 m2]

 Eficiencia radiante en el hogar: h = 40% (datos del fabricante)  Cantidad de tubos pared lateral: 85 tubos de diámetro 3” x 4.4 mm espesor  Cantidad de tubos pared frontal: 87 tubos de diámetro 3” x 4.4 mm espesor

y

341  Dimensiones del hogar: 8.8 ancho x 7.1 profundidad x 26 alto m]  Circulación asumida: 10 (a verificar)

Figura Nº18 – Vista lateral de downcomers

Desarrollo de los cálculos a) consumo de bagazo Gb = Gv (iv – iw) / c. Hi = 200.000 (804 – 110) / 0.86x1825 = 88.436kg/h] b) energía entregada a la superficie radiante del hogar Qh = Gb. Hi. h = 88.436x1825x0.40 = 64.558.280 kcal/h] c) vapor generado en el hogar: Gh = Qh / i = Gh = Qh / (is – iw) Gh = 64.558.280 / (663 – 297) = 176.389 kg/h] d) carga térmica de la superficie radiante: Qr = Qh / Fh Qr = 64.558.280 / 700 = 92.226 kcal/h.m2] (valor aceptable) f) cantidad de tubos riser: Zr = 2 (85 + 87) = 344 tubos evaporadores g) producción vapor riser: Gr = Gh / Zr = 176.389 / 344 = 512,75 kg/h]

342 h) flujo de agua al tubo riser: Gd = CR x Gr = 512,75 x10 = 5127 kg/h] i) título del vapor en el riser:  = (1 / CR)100 = (1/ 10)100 = 10% (valor adecuado) j) calidad volumétrica vapor:  =

1 1 ρs 1+( −1)ρr

=

1

1 34,21 = 0,7081 1+(0.10 −1)746,92

 = 70,81%  80% máximo establecido k) sección de paso del tubo riser Los tubos de 3” de diámetro con 4.4 mm de espesor, según vimos en el ejemplo anterior tiene una sección transversal de: Fr = 0.785 (0.0674)2 = 0.0035 m2 / tubo g) flujo másico agua saturada gr = Gd / 3600 = 5127 / 3600 = 1.42 kg/seg] h) verificación de la velocidad del agua al ingreso del riser cr = gr / Fr.w = 1.42 / 0.0035 x 746,92  0,54 m/seg], valor aceptable i) flujo total de agua en los downcomers al hogar Gdt = Gd x Zr = (5127 x 344)/3600 = 490 kg/seg] j) dimensionado del downcomers Distribuiremos al flujo total desde el domo inferior, en seis (6) bajantes de 10” de diámetro y 4.4 mm espesor cada uno, que alimentarán a los colectores de las paredes frontales y laterales. La sección de pasaje total será: Fdt = Nd x /4xdi2 = 6x 0,785x (0,2452)2 = 0,283 m2 k) verificación de la velocidad en el downcomers cd = Gdt / Fdt.w = 490 / 0.283x746,92 = 2.31m/seg ≤ 3 m/seg máx l) volumen específico en la salida del riser vr = vw + .vs = 0.00133 + 0.10x0.0292 = 0,00425m3/kg densidad en la salida del raiser: r = 1/ vr = 1/ 0.00425 = 235,30 kg/m3 m) densidad de la mezcla

m = (w + r)/2 = (746,92 + 235,30) / 2 = 491,11 kg/m3 n) carga disponible en el ramal

343 pd = H.g (w - m) = 26x9.81 (746,92 – 491,11) = 65.247, Pa] = 0.652 bar ñ) relación de densidades en los ramales Rdr = w / m = 746,92 / 491,11 = 1.52 o) verificación de la relación área de downcomers vs área riser (hogar) Área de flujo en riser es: Frh = Frt x Zr = 0.0035 x 344 = 1,204 m2 Área de flujo en dowcomers: Fdh = 0,283 m2 Relación de áreas: Ra = Fdh / Frh = 0.283 / 1,204 = 0,23 valor aceptable La relación entre las áreas del downcomers (Fd) y risers (Fr) están recomendadas por Kakac en función de la presión de trabajo y del diámetro de los tubos del downcomer8]. La tabla siguiente muestra estas relaciones Rango de presiones bar] 40 – 60

Ratio Fd / Fr

Diámetros downcomers

0.2 – 03

d = 80 – 140 mm

100 – 120

0.35 – 0.45

140 – 160

0.5 – 0.6

170 – 190

0.6 – 0.7

Ídem anterior

0.1 menos que los anteriores

d = 180 – 550 mm

Figura Nº19 – relación áreas entre downcomers vs risers

De la misma forma para evitar la evaporación del agua en los tubos de bajada, la velocidad de este fluido al ingreso del downcomers no debería exceder de los valores indicados en la tabla siguiente, según el autor antes citado Presiones de trabajo bar] 40 - 60

Velocidad entrada downcomers  3 m/seg

100 - 160

 3.5 m/seg

170 - 190

 4.0 m/seg Figura Nº20 – velocidades máximas en downcomers

344

12.6 SEPARACION DEL SISTEMA AGUA.VAPOR (DOMOS) Una vez que el vapor fue generado en la caldera, el paso siguiente será el de separarlo de la mezcla agua-vapor que emerge de los risers. Esta separación y acondicionamiento de la mezcla se lleva a cabo en el domo de la caldera. Allí, la fase líquida es devuelta al downcomer junto al agua de alimentación para ser recirculada en el sistema, mientras que el vapor pasa a los dispositivos de tratamiento antes de su egreso de la caldera 5],6] Las calderas a bagazo son generalmente de dos domos. El domo superior o domo de vapor (steam drum) es el de mayor diámetro y contiene al sistema bifásico agua-vapor. El domo inferior, de menor diámetro, se llama domo de agua (water drum) o también domo de lodos (mud drum). Este componente actúa como un gran colector con las siguientes funciones:  conectar los tubos risers y downcomers del banco convectivo  alimentar a los colectores downcomers de las distintas secciones evaporadoras  punto de descarga de los sedimentos (purga continua) para mantener los sólidos dentro de los valores especificados Con relación al domo superior, este cumple un importante rol según el punto de vista que se considere. Si analizamos al domo desde la fase de su construcción y montaje podemos decir que     

es el componente a presión más pesado el layout y montaje giran alrededor de este elemento su fabricación y montaje son de mayor complejidad y tiempo de ejecución su manipuleo y transporte exige de una logística compleja exige de grúas y aparejos especiales durante la fabricación como montaje

Si consideramos el domo desde el punto de vista operativo, podemos decir que cumple con las siguientes funciones:  facilitar la separación del agua y el vapor  purificar el vapor separándolo de la humedad y contaminantes  permitir el control del nivel de agua en la caldera, uno de los parámetros operativos más importantes del equipo  mezclar los productos químicos y posibilitar el tratamiento del agua de caldera contra la corrosión y formación de incrustaciones, etc.  alojar los dispositivos y accesorios internos del domo  servir de elemento de conexión entre los riser y downcomers por un lado y por otro entre la salida del economizador y la entrada al sobrecalentador  conexionado a las válvulas de seguridad, elementos esenciales para la seguridad del equipo

345 Una elevada eficiencia en la separación del agua-vapor es necesaria con el fin de:  impedir el arrastre (carryover) de gotas de agua hacia el sobrecalentador, al que podrían producir daños térmicos y mecánicos importantes al formar incrustaciones que pueden incrementar la temperatura de la pared metálica a valores no permitidos, posibilitando su colapso debido al creep  minimizar el arrastre de vapor (carryunder) por el agua separada, ya que la presencia de vapor en el downcomer puede reducir la altura de bombeo  prevenir el arrastre de sólidos disueltos en las gotitas de agua transportadas por el vapor y que pueden ocasionar depósitos en el sobrecalentador y álabes de la turbina afectando la vida útil y performance de los equipos El vapor al salir del domo puede arrastrar gotas de agua que contienen contaminantes sólidos, líquidos y gaseosos. Estos contaminantes pueden estar disueltos o en suspensión. El vapor que será usado en las turbinas deberá cumplir con los requisitos de flujo, presión, temperatura y pureza requeridos por el fabricante de estos equipos. La pureza de un vapor saturado es la cantidad de sólidos contenidos en el mismo y se expresa en partes por millón (ppm; 1 ppm = 1mg/litro). En calderas de altas presión y supercríticas la pureza se expresa en partes por billón (ppb) La cantidad de agua a separar en el domo depende de la circulación de la caldera y para reducir su presencia en el vapor a pequeñas trazas, se requiere de una gran eficiencia de separación. La ecuación que indica el porcentaje necesario de agua a separar para tener un contenido dado de impurezas en el vapor está dada por: Gws = 100 –

100xPs CRxCw

%

Gws = % de agua a separar Ps = de impurezas en el vapor ppm CR = tasa de circulación (kg.agua / kg.vapor) Cw = concentración sólidos en el agua de caldera ppm La separación de la mezcla agua-vapor se produce en dos etapas  etapa primaria: aquí se produce el mayor porcentaje de separación de agua; de modo que es muy pequeña la proporción de vapor recirculado a través del downcomers hacia los tubos risers. Para ello, el domo lleva un conjunto de elementos internos tales como bafles, chapas deflectoras, separadores ciclónicos, etc. que tienen por objeto provocar la eliminación del agua mediante distintos principios físicos tales como la gravedad, cambios de dirección y velocidad, fuerzas centrífugas, etc.  etapa secundaria: en esta fase se consigue eliminar el agua remanente de la etapa anterior y adecuar la humedad del vapor y su contenido de sílice vaporizada antes de su salida del domo. El vapor arrastra agua en forma de pequeñas gotitas que contienen contaminantes y su eliminación se consigue mediante la combinación de

346 chapas curvas y corrugadas, scrubers, mallas de alambre (screens), etc. Podemos decir que aquí se cumple las etapas de separación, lavado y secado del vapor. En las figuras siguientes vemos detalles de los diferentes elementos separadores de gotas que son utilizados en los domos

Figura Nº 21 – tipos de separadores de gotas

Con un buen diseño de estas etapas es posible obtener purezas de vapor menores a 1.0 ppm bajo una amplia variedad de condiciones operativas. Rayaprolu 5] dice que con purezas menores a 0.03 ppm o 30 ppb en el vapor, puede asegurarse un servicio libre de problemas en el sobrecalentador y turbina.

Ejemplo Nº3: para la caldera de 65 bar del ejemplo anterior, conforme a los requerimientos indicados por la norma y los exigidos por los fabricantes de turbinas, encontramos que el porcentaje necesario de separación de agua deberá ser: Sílice en agua de caldera: cw = 8 ppm Sílice en vapor: Ps = 0.03 ppm Circulación CR = 10

347

% agua a separar será: Gws = 100 -

100xPs CRxCw

= 100 −

100x0.03 10x8

= 99.96%

Figura Nº22 – detalle de domo con internos

El domo además de los elementos primarios y secundarios lleva en su interior otros internos que comprende a los siguientes ítems  cañería de distribución del agua de alimentación  cañería de dosificación de productos químicos  cañería de purga (blowdown) La cañería de agua de alimentación debe estar dispuesta de forma tal de impedir la descarga de agua de alimentación fría contra las paredes del domo y causar tensiones por las variaciones de temperatura en la pared del mismo. Es recomendable orientar la descarga hacia el interior de los tubos downcomer para condensar el vapor arrastrado y mejorar la circulación 13] Uno de los fenómenos operativos que se presenta en el domo, es la formación de espumas, las que no son deseables porque inducen a una lectura incorrecta de nivel y porque, por otro lado, favorecen al arrastre de partículas de agua por el vapor. En la interfase agua-vapor, las burbujas de vapor estallan y liberan gotitas de agua que son arrastradas por el vapor. Cuando la tasa de vaporización crece ese fenómeno se ve fuertemente aumentado generando espuma. Esta formación de espuma se ve favorecida cuando en el domo se han dado alguna de estas situaciones:  exceso de sólidos totales y suspendidos

348  alcalinidad elevada  presencia de aceites  alto contenido de fosfatos

12.7 FACTORES QUE AFECTAN LA SEPARACION La separación de la mezcla agua-vapor en el domo está influenciada por una serie de variables tanto de diseño como de funcionamiento del equipo. Entre las variables de diseño tenemos 6]        

presión longitud y diámetro del domo régimen de generación de vapor título promedio de ingreso del vapor tipo y arreglo de los separadores mecánicos el suministro de agua de alimentación disposición de los equipo de descarga de vapor disposición de las conexiones de downcomers y risers en el domo

Entre los parámetros operativos de la caldera podemos citar:     

la presión de operación la demanda de la caldera (carga parcial o máxima) tipo de demanda ( constante o variable) calidad del agua de caldera y de alimentación nivel de agua en el domo

Para el caso de los separadores mecánicos ciclónicos su eficiencia tiende a variar de la siguiente forma según las condiciones operativas imperantes  Arrastre de humedad con el vapor  Tiende a crecer con la demanda de vapor hasta un punto a partir del cual el arrastre crece muy rápidamente  Aumenta con el nivel hasta que se produce la inundación  Incrementa con el título del vapor  Arrastre de vapor por el agua  Declina con el aumento de nivel de agua  se reduce con la disminución del título de vapor de entrada  Pérdida de carga (presión entrada – presión domo)  Incrementa con el flujo másico y el título del vapor Es por estas razones que la separación en el domo combina las distintas acciones de cada tipo de separador. El centrífugo, que recibe el fluido rico en vapor descargándolo hacia el separador secundario. Este a su vez, desvía el flujo a través de las placas

349 corrugadas, cambiando continuamente la dirección del vapor y forzando el contacto de las pequeñas gotas con la película de agua que se forma sobre las placas Este contacto promueve la coalescencia de las pequeñas gotas en una película de agua, mucho más fácilmente separables. El caudal de salida de las placas corrugadas descargan horizontalmente en el especio vapor del domo, reduciéndose de esta forma, el vector velocidad ascendente. El vapor que egresa del separador secundario se eleva al secador final de vapor que eliminará las últimas trazas de humedad La posición relativa del separador secundario y el secador puede afectar el efecto de la caída por gravedad y por ende el funcionamiento del secador en sí mismo. La función del secador es la de coalescer la humedad residual sobre el metal mojado y permitir su purga de vuelta al domo. Los secadores se construyen con chapas corrugadas o del tipo cedazo. Las figuras siguientes muestran el domo y sus separadores

Figura Nº23 – domo y separadores de gotas

350

12.8 DIMENSIONADO DE LOS DOMOS El dimensionado del domo debe ser tal que provea el espacio suficiente para la instalación de los internos además de permitir el acceso para mantenimiento e inspección. Su longitud está determinada por el ancho del hogar y la superficie deber ser tal de contar con la superficie o volumen necesario para la separación de las fases líquida y gaseosa Los domos generalmente se especifican por su diámetro interior, siendo las medidas más difundidas en pulgadas: 42, 48, 54 y 60” para el domo superior y 30, 36 y 42” para el domo inferior. El espesor de la chapa del domo varía entre 1 - 6” según la presión de trabajo del mismo. Los cabezales son generalmente semielípticos con una excentricidad 2:1 (relación entre lado mayor y lado menor). Los domos superiores de 54” en adelante llevan dos hileras de ciclones y los de medidas inferiores una sola hilera de ciclones 5] El volumen del domo se calcula como un cilindro de eje horizontal con extremos semielípticos. Su cálculo analítico es un poco complejo por ello se recurre a métodos grafo-analíticos que permiten una rápida solución 26]. El volumen de líquido en el domo (Vw) estará compuesto por el volumen del cilindro de eje horizontal (Vc) y el volumen de los cabezales extremos (Ve), esto es:

Figura Nº24 – variables de calibración volumétrica del domo superior

Vw = Vc + 2Ve = h.L.D.K1 + (2h3.K2) / p] K1, K2: son constantes tabuladas en función de la variable  = h / D y p = D / b

351

Los valores del parámetro siguiente



y de las constantes K1 y K2 se obtienen de la tabla

Figura Nº25 – tabla para calibración volumétrica del domo

Ejemplo Nº4: el domo de la caldera de 200 ton tiene las siguientes dimensiones: Longitud: L = 11000 mm, diámetro interior: D = 1524 mm

b = D / 2 = 763 mm

Suponiendo que el nivel de agua en el domo es del 50%: h = D/ 2 = 763 mm, nos queda entonces que:

 = h / D = 763 / 1526 = 0.5 y de la tabla obtenemos: k1 = 0.7854 y k2= 2.0944 P = D / b = 1526 / 763 = 2, calculando nos queda que el volumen de agua en el domo es: Vw = h.L.D.K1 + (2h3.K2) / p] = 0.763x11x1,526x0,7854 + (2x0,7633x2.0944)/2 Volumen de agua en el domo con nivel de 50%: Vw = 10,98 m3 Volumen total del domo: Vd = 2Vw = 2x10,98 = 21,98 m3 El volumen del espacio vapor (Vv) y del agua (Vw) son entonces iguales a 10,98 m3 cuando el nivel de llenado es del 50%

352 El diseño y dimensionado del domo es un tema complejo ya que debe cumplir y satisfacer con varios objetivos simultáneos como ya lo mencionáramos. Entre las variables intervinientes a considerar encontramos:           

el volumen del espacio vapor (Vv) el volumen de la fase líquida (Vw) el volumen ocupado por los separadores primarios y secundarios (Vs) volumen de cañería de agua alimentación, dosificación química, purgas, etc. velocidad y título del vapor a la salida de los risers velocidad del vapor en los separadores capacidad y eficiencia de los separadores título del vapor a la salida del domo tiempo de retención del vapor la caída de presión en los separadores factor volumétrico de uso

Figura Nº26 – detalles de internos del domo

Para el dimensionado del domo debe determinarse la carga del espacio vapor y para la cual existen distintos criterios acerca de cómo expresarla. Entre estos:  m3 espacio vapor / m3.seg  kg.vapor / m3.seg  kg.vapor / m. longitud domo  tiempo retención dado La carga del espacio vapor está dada por la ecuación siguiente 27],28] Cev = Gv / v.Vv 1/sec] Gv = flujo máximo vapor saturado en kg/ seg]

353 v = densidad del vapor saturado a la presión del domo kg/m3] Vv = volumen del espacio vapor del domo m3] La carga del espacio vapor aumenta a medida que disminuye la presión de trabajo de la caldera. La carga máxima permitida en el espacio vapor está dada por la siguiente ecuación empírica Cev = 264 x pv- 0,7x w - 0.61 1/seg] Pv = presión vapor del domo bar]

w = conductividad del agua de alimentación S/cm] El valor inverso de la carga del espacio vapor es el tiempo de retención del vapor en el domo y puede variar entre 5 y 20 seg. El tiempo de retención se calcula como: Tr = 1 / Cev = v.Vv / Gv seg] Otro de los criterios es la carga de vapor por metro de longitud 6]. Para presiones inferiores a 10 bar en calderas pequeñas, la capacidad de separación varía 1.7 – 2.5 kg/ seg.m]. A presiones cercanas a 72 bar estos valores suben a 3.7 – 6.2 kg /seg.m] y para altas presiones (190 bar) y grandes capacidades puede llegar a 28 kg /seg.m] En el gráfico siguiente se muestra la carga del espacio vapor del domo en función de la presión de trabajo 9], según criterios de fabricantes europeos. Dado que el nivel normal de agua generalmente coincide con el eje del domo, el volumen interno del domo será entonces el doble del obtenido del espacio vapor obtenido del gráfico

Figura Nº27 – dimensiones del espacio vapor del domo

354 A medida que crece la capacidad de las calderas modernas, por razones económicas, se ha ido aumentando el largo de los domos (L) en vez de su diámetro (D), ya que para una presión dada, su costo está dado por la siguiente relación: Costo domo  k.L.D2 , donde K = constante Veremos un ejemplo de verificación del domo de vapor para la caldera de 65 bar y 200 ton/h y compararemos con aquel obtenido del gráfico anterior. Esto nos permitirá tener mejor idea de los criterios de los diseñadores

Ejemplo Nº5: según los datos anteriores y para las condiciones mencionadas tendremos: Capacidad máxima continua (MCR): Gv = 200 ton/h a 65 bar relativos Densidad vapor saturado: v = 34.48 kg / m3] Conductividad del agua de alimentación: w = 2000 S/cm] Flujo vapor saturado: Gv = Gs / 3600 = 200.000x3600 = 55.56 kg/ seg] Volumen del espacio vapor: Vv = 10,98 m3] Carga del espacio vapor: Cev = Gv / v.Vv = 55.56 / 34.48x10,98 = 0.146 1 / seg] Carga del espacio vapor: Cev = 525,6 1/ h] Tiempo de retención en el domo: Tr = 1 / Cev = 1 / 0.146 = 6.85 seg] Longitud del domo: Ld = 11 m Carga espacio vapor / m.longitud: Cl = Gv / Ld = 55.56 / 11 = 5.05 kg /m.seg] Carga máxima del espacio vapor: Cev(Max) = 264 x pv- 0,7x w - 0.61 = 264x66 - 0,7 x 2000 -0,61 = 0,127 1 / seg] Cev(máx) = 457 1 / h] o con un tiempo de retención de Tr = 7.89 seg] Según estos datos, nuestro domo de ejemplo debería ser de mayor dimensión ya que la carga Cev  Cev (máx), lo que conduce a un menor tiempo de retención que podría afectar la calidad del vapor obtenido Ingresando al gráfico con la presión de trabajo, vemos que la carga máxima y mínima del espacio vapor así como los tiempos de retención recomendados varían entre 0.06 y 0.10 1/sec], es decir entre 10 y 16.6 sec], valores superiores a los obtenidos en nuestro cálculo. Según estas reglas, nuestro domo debería ser de mayores dimensiones para garantizar la eficiencia de separación y asegurar la calidad de vapor saliente del mismo

355

12.9 SELECCIÓN DE MATERIALES PARA EL DOMO El domo con todos sus componentes integran las partes sometidas a presión y la selección de los materiales para su construcción se hará conforme a las indicaciones establecidas en Sección I del código ASME, Partes PG-5 a PG-9 [29]. Las chapas de acero usadas en la fabricación de las partes a presión estén o no expuestas al fuego o a los productos de combustión, deberán cumplir con los requisitos de calidad establecidos con una de las doce (12) especificaciones fijadas en la parte PG6. Estas son:  SA-202 / 204 / 240 / 299 / 302 / 387 / 515 / 516 Incluye también sus equivalentes con las normas australianas (AS), europeas (EN) y japonesas (JIS), siendo estas respectivamente  SA / AS 1548, SA / EN-1008-2, SA / JIS G3118 Entre las especificaciones de ASME, la más usada en la construcción del domo es:  SA–516/SA- 516M (Gr 55, 60, 65,70): placas de acero al carbono para recipientes a presión en servicios de baja y moderada temperatura Esta placa usada para la construcción de recipientes soldados se presenta en espesores que van de las 12 a 8 pulgadas, siendo el tipo SA-516-Gr70 el más difundido. Esta placa puede operar hasta una temperatura máxima de 450ºC. La tabla siguiente resume las características principales de este material

Composición química típica ASTM A 516-Gr70 Grado 70

C

Mn

Si

Al

p

S

0.2 1.05 0.32 0.04 0.015 0.008

Tabla 28 – espesores, resistencia y composición de la chapa SA 516

Siendo el domo construido en forma soldada, este deberá cumplir con los requerimientos fijados en la Sección I Parte PW-1 a PW-54.3.3 relativos al diseño de juntas, procedimientos de soldadura y su control. El domo una vez terminado deberá ser

356 probado hidrostáticamente a una presión no inferior a 1.5 veces la máxima presión de trabajo admisible. Esta prueba se podrá efectuar en el taller del fabricante o en el campo [29]. Los materiales también se podrán seleccionar según el estándar europeo:  EN 12952-2: Water-tube boiler and auxiliary installations - Part 2: Materials for pressure parts of boilers and accessories [30]. Según este estándar, las especificaciones de materiales para chapas y tubos son las siguientes:  EN 10028-Partes 1 a 3 – Productos planos de acero para aplicaciones a presión  prEN 10216-1998 - Partes 1 a 5 – Tubos de acero sin costura para usos a presión  prEN 10217-1998 – Partes 2 y 3 - Tubos de acero soldados para usos a presión En las referencias [31],[32],[33] se podrán encontrar equivalencias entre los distintos aceros especificados bajo la designación ASME-ASTM y sus pares europeos EN, aunque no todos los aceros existen tanto en una parte como en otra

12.10 DISEÑO MECANICO DEL DOMO Los esfuerzos mecánicos en el domo están dados por un lado, por la presión interior que genera las tensiones de membranas circunferenciales y longitudinales, siendo estas las principales. Por otro lado actúan también, otras cargas provenientes de: el contenido de agua, peso propio, soportes, cargas externas producidas por la dilatación de los tubos y también por los ciclos de calentamiento y enfriamiento que pueden darse, etc. Entonces, además de los esfuerzos de tracción sobre la chapa, están también presentes esfuerzos de flexión, fatiga, etc. Los conceptos relativos a estos puntos son tratados en:  Partes PG-16 a PG-52 de la Sección I del código ASME – Reglas para la construcción de calderas de potencia  Partes 5 a 7.5 del estándar EN 12952-3: Water-tube boiler and auxiliary installations - Part 3: design and calculation of pressure parts La Sección I de ASME no da ecuaciones para calcular las tensiones combinadas debido a las otras cargas actuantes distintas de la presión interior y que mencionáramos, pero pide considerarlas cuando estas generen tensiones mayores al 10% del valor admisible. Para hacer el análisis de tensiones combinadas se deberá recurrir al estándar europeo que desarrolla las ecuaciones para su cálculo Según EPRI, como los domos están sometidos a la temperatura de saturación correspondiente a la presión de trabajo de la caldera y que, estos equipos son subcríticos

357 (temperatura  371ºC), el daño por creep en el acero al carbono puede ser despreciado. Reconoce también a la corrosión como un potencial peligro. Unidades que fueron sometidas a limpieza química ácida, mostraron en su ciclo de vida problemas de ataques corrosivos en sus internos y zona de soldaduras [34] La organización citada dice también que, la fatiga térmica es otro de los problemas que pueden presentarse al igual que en los cabezales. En el domo superior y debido a su gran tamaño, las diferencias de temperaturas entre la parte inferior y superior generan tensiones en las uniones de los risers y downcomer que pueden ser lo suficientemente elevadas como para iniciar daño por fatiga. Esta situación combinada con procesos corrosivos puede inducir a la fractura del domo [34] Es importante aclarar que la sección I del código ASME no provee reglas para la fijación de la temperatura de trabajo, la que deberá ser estimada por el proyectista. Hecho esto se podrá seleccionar el material y su tensión de trabajo. En el diseño mecánico hay dos conceptos claves:  Máxima presión de trabajo admisible (MAWP): es la presión determinada mediante el empleo de los valores de tensiones admisibles, las reglas de diseño y las dimensiones designadas en la Sección I. Al referirse a la MAWP debe entenderse que sus valores son presiones relativas  La tensión admisible: se obtendrá de las tablas 1A y 1B de la Sección II, Parte D en función del material constructivo seleccionado y de la máxima temperatura de trabajo esperada Siendo los domos soldados, en el cálculo estático resistente se deberá considerar el factor de reducción de resistencia de las juntas soldadas debido a las incertidumbres que se pueden generar durante su ejecución Este factor de reducción (w) está dado en la tabla PG-26 de la Sección I y se aplica a las costuras realizadas con cualquier proceso de soldadura, con o sin la adición de material de aporte, independientemente de si la soldadura se realiza como parte de la fabricación del material o como parte de la fabricación según la Sección I. El factor de reducción (w) está tabulado en función del tipo de material y la temperatura de trabajo. Los componentes fabricados de acero al carbono están exceptuados de los requisitos de PG-26 y la tabla PG-26 [29]. El espesor de la chapa del domo, tubos y cabezales se determinará de acuerdo a la ecuación siguiente dada en el parágrafo PG27.2.2 de la Sección I t=

P.D 2E+2yP

+ c

t = espesor mínimo de la chapa en [mm] P = presión máxima de trabajo admisible en [kg/mm2] D = diámetro del domo en [mm]

358  = tensión admisible del acero en [kg/mm2] E = eficiencia del ligamento para domos con costura longitudinal, calculada según la disposición de los tubos en el domo y dada en PG-52 o PG-53

Y = coeficiente de temperatura dado por la tabla PG-27.4.6 y varía entre 0.4 y 0.5 para temperaturas entre los 480 y 510ºC para aceros ferríticos C = sobreespesor o margen mínimo en [mm] para tener en cuenta procesos de corrosión y/o erosión si se prevé que estos puedan ocurrir y para considerar también la tolerancia en la fabricación de las chapas La eficiencia (E) tiene en cuenta el debilitamiento producido por el agujereado de las paredes del domo donde se mandrilarán los tubos. Según la disposición de los tubos (cuadro o tresbolillo) y el paso entre centros de tubos, la eficiencia se calcula como (ver figuras siguientes) sigue  Tubos en cuadro con igual paso por fila: E = (p – d) / p  Tubos en cuadro con paso distinto / fila: E = (p1 – nd) / p1 P = distancia entre centro de tubos adyacentes (paso) [mm] d = diámetro de la aberturas en [mm] n = número de filas Mediante la ecuación (31) podremos también verificar la presión máxima admisible de trabajo de un domo dado a partir de sus datos constructivos y operativos de la caldera en la que funciona o funcionará

Ejemplo Nº6: calculemos el espesor necesario en el domo de la caldera de los ejemplos anteriores Presión máxima de trabajo admisible: P = 0.75 [kg /mm2] Temperatura de trabajo: T = 281ºC (temp.saturación a 66 bar) Longitud del domo: L = 11.000 mm Diámetro interior: D = 1524 mm Material constructivo: ASTM A 516.Gr 70 Tensión admisible:  = 13,80 [kg /mm2], tabla 1A del ASME II, Parte D Y: factor de temperatura = 0.4 Diámetro de los tubos: d = 63.5 mm Paso entre tubos: p = 106 mm (constante entre filas) Sobreespesor. C = 2 mm a) cálculo de la eficiencia. E = = (p – d) / p = (106 – 63.5) / 106 = 0.4 b) espesor: t =

P.D 2E+2yP

+ c=t=

0.75x1524 2x13.80x0.4+2x0.4x0.75

+ 0,2

359 Espesor mínimo requerido: t = 100 mm. Adoptaremos entonces una chapa ASTM A 560.Gr70 de 4” de espesor

Figura Nº29 – disposiciones y paso de tubos en el domo

Un análisis comparativo entre los estándares ASME y EN aplicados en un proyecto ha permitido inferir los siguientes aspectos [35]:  El estándar EN presenta una metodología de análisis más detallada y sofisticada que el de ASME y permite la optimización del proyecto de las partes a presión. El código europeo usa más extensamente el análisis por elementos finitos  En el cálculo del domo el código EN conduce a espesores más bajo que el obtenido por ASME  En general y contemplando todos los aspectos, el código ASME genera proyectos un 3% más económicos que el código EN y de menor tiempo de elaboración, pero estas diferencias tienden a reducirse.  Al ser el código EN más rico en recursos de análisis permite optimizar el proyecto y obtener soluciones más flexibles

12.11 REFERENCIAS 1. Mesny Marcelo – Generación de vapor. Editorial Marymar, Buenos Aires. Argentina, 1976 2. Torreguitar R. et al. – Combustión y generación de vapor, 2º edición. Editorial Prisma Pub, Buenos Aires. Argentina, 1975 3. Nag P.K. – Power Plant Engineering, 3th. Edit. Tata McGraw-Hill, 2008.India 4. Basu P. et.al – Boilers and Burners, Design and Theory - Published by Springer Verlag, NY, 2000

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January

1998 17. Dixon Terry et.al - Boiler circulation analysis. Proceeding of Australian Society of Sugar Cane Technology, Vol.23:(377-383), 2001 18. Mellor Goodwin SA – Diseño y Operación de Calderas de Vapor. Curso organizado por la Universidad Tecnológica Nacional, Facultad Regional Tucumán (UTN), Argentina, Agosto de 1983 19. Diseño térmico de calderas (en ruso) – Método Estándar Ruso edic.1998. Edit.San Petersburgo, ONG-CKTI (Тепловой расчет котлов -Нормативный метод) 20. Linzer W.et.al – Stability analysis of natural circulation systems. Proc.of the 2006 WSEAS/ASME. International Conference on Heat and Mass Transfer. Miami, USA – 2006 (pp62-68) 21. Astrom K.J.et.al – Drum Boiler Dynamics. Automatica 36(2000), pp363-378. Edit. Elsevier Science Ltd. 22. Ganapathy V. – Industrial Boilers and Heat Recovery Steam Generators. Edit. Marcel Dekker Inc, 2003, USA

361 23. Dixon Terry et.al – Water distribution to the furnaces wall tubes of a bagasse fired boiler. Proceeding of Australian Society of Sugar Cane Technology, Vol.21:(426431),1999 24. Ishigai Seikan – Steam Power Engineering – Thermal and Hydraulic Design Principles. Edit. Cambridge University Press, 1999 25. Magasiner N. – Boiler design and selection in the cane sugar industry. Proc.South African Sugar Technology. March 1966, pp29-63 26. Poddar Tarun - Calibrating storage vessels. Chemical Engineering Magazine, pp177-178, November, 1992. Edt.MacGraw Hill 27. Straus Karl – Kraftwerkstechnik. Edit.Springer Verlag. 2009 28. Teir Sebastian et.al – Steam Boiler Technology, ebook. Helsinky University of Technology. Department of Mechanical Engineering, 2002 29. ASME Boiler and Pressure Vessels Code. Section I: Rules for Construction of Power Boilers. Published by the American Society of Mechanical Engineers, NY, 2010 30. EN 12952-2: Water-tube boiler and auxiliary installations - Part 2: Materials for pressure parts of boilers and accessories 31. Upitis Elmar et.al – Comparison of ASME specifications and European Standards for mechanical testing of steel for pressure equipment- Edit. ASME Standards Technology LLC, December 16, 2005 32. Leser GmbH & Co – The Technical Handbook – Part 9: Materials, Equivalent ASME / EN. Disponible en: www.leser.com 33. Bringas John. Handbook of Comparative World Steel Standards. ASTM DS67B Edit., 3º edit.- Published by ASTM International, 2004 34. EPRI – Inherently realiable boiler component design. Edit. EPRI, Technical Report 1004324, march 2003 35. Fontaine Pascal et al. Comparison Study Between ASME code and EuroNorm EN 12952 for HRG Design. Paper Powergen Europe, 2012, Germany

362

13. SOBRECALENTADOR DE VAPOR

El sobrecalentador es el equipo de recuperación de calor que tiene por objeto elevar la temperatura del vapor saturado húmedo a la salida del domo, hasta la temperatura de sobrecalentamiento establecida. La temperatura del vapor sobrecalentado varía entre 250 a 350ºC en las unidades antiguas y entre 490-580ºC en los modernos generadores de vapor. La figura Nº1 representa el proceso de calentamiento isobárico en el diagrama (i-s)

Figura Nº1 - sobrecalentamiento vapor húmedo

Si designamos con (Gx) al flujo de vapor saturado húmedo a la salida del domo, con propiedades (ps, ts xs, r, ix); si llamamos (pv, tv, iv) a las propiedades del vapor sobrecalentado y recordando que el calentamiento se efectúa a presión constante, la cantidad de calor necesaria para sobrecalentar el vapor será: Qsv = Gx (iv – ix) = Gx.[r (1-xs) + cpv (tv, ts)] ix = is.xs + iw (1-xs) xs = 0.98 – 0.99 (título del vapor húmedo) ∆t = tv – ts (grado de sobrecalentamiento del vapor) El título del vapor (xs) dependerá del tipo y eficiencia del separador de gotas usado en el domo y de su respuesta a los diferentes estados de carga. El calor específico medio del vapor puede tomarse de la tabla Nº2 en función de su presión y temperatura [1].

363

Figura Nº2 - calor específico medio del vapor agua en kJ/kg.ºC según VDI

El sobrecalentador de vapor es uno de los componentes más costosos y críticos de la caldera, razón por la que su proyecto y operación debe ser realizado cuidadosamente. Efectivamente, está localizado en la zona de gases calientes (hogar o próximo) y al estar refrigerado por vapor cuya temperatura está en ascenso, hace que la temperatura del metal deba ser mantenida en estrecho margen. En general este equipo puede llegar a tener la mitad de la vida útil del resto de la caldera (12-17 años), [2],[3] Por otro lado, el vapor sobrecalentado debe mantener su temperatura dentro del intervalo o tolerancias permitidas tanto por el fabricante de caldera como de la turbina a la que debe alimentar. El sobrecalentador está sometido a altas temperaturas y su confiabilidad operacional y vida útil dependen de la mantención de las condiciones operativas previstas en el proyecto.

13.1 PROYECTO DEL SOBRECALENTADOR El proyecto del sobrecalentador debe considerar una serie de factores tanto relacionados como no y que incluyen:  la temperatura de vapor deseada y las tolerancias permitidas  las temperaturas admisibles del metal  superficie de calefacción necesaria para lograr las temperaturas fijadas a las diferentes cargas de la caldera  el comportamiento del equipo y su performance en casos donde se usen combustibles auxiliares y simultáneos

364  las temperaturas de los gases en la zona donde se ubicará el sobrecalentador  el tipo de material a utilizar para su construcción y soportes  el flujo másico mínimo tanto de gases como de vapor a través de los tubos para garantizar la refrigeración de la pared tubular  la caída de presión a través del sobrecalentador en el lado del vapor y que afecta tanto a la refrigeración de los tubos como a la generación de energía en la turbina  la correcta distribución de los flujos de vapor y gases para evitar desbalances en las distintas secciones  el arreglo tubular para impedir la formación de puentes de cenizas que pueden dificultar el pasaje de los gases ocasionando pérdidas de carga elevadas  el tipo de control mediante el cual se garantizará mantener las temperaturas deseadas dentro de las tolerancias establecidas  la calidad del agua para la atemperación del vapor  diseño mecánico y tipo de sobrecalentador a usar; su estructura de soporte, dispositivos de limpieza de cenizas, etc

13.2 FACTORES QUE AFECTAN AL SOBRECALENTAMIENTO El sobrecalentamiento está influenciado por un conjunto de variables entre las que podemos citar: Producción de vapor o carga de la caldera. Hemos visto que la temperatura de de los gases a la salida del hogar (ts) aumenta con la carga de la caldera. Es decir, crece a medida que aumenta la producción de vapor y la demanda de combustible del hogar (). En efecto, el calor disponible para la generación de vapor (Qv) crece según la carga de la caldera siguiendo una ley exponencial de la forma [4] Qv = k.a Mientras que el calor disponible para el sobrecalentamiento por convección (Qc) varía con la carga según la relación: Qc = k.a El calor disponible para sobrecalentamiento por radiación directa (Qr) varía con la carga según una ley de la forma: Qr = k.a 0.4 Considerando las ecuaciones anteriores, vemos que al aumentar la carga de la caldera, crecen tanto la temperatura como el flujo de los gases a la salida del hogar. Esto ocasiona que el calor transferido por convección (Qc) se incremente más rapidamente

365 que el transferido para generar vapor (Qv), lo cual poduce que en los sobrecalentadores de convección la temperatura del vapor tienda a subir con la carga Por el contrario, en los sobrecalentadores de radiación, la temperatura tiende a disminuir con la carga. Debido a que la absorción de calor en el hogar (Qr) crece más lentamente que el flujo de vapor producido (Qv), la temperatura de salida del sobrecalentador disminuye [5],[6]. Este comportamiento de los dos tipos de sobrecalentadores con la carga se conoce como, curvas características de los mismos y se ilustra en la siguiente figura

Figura Nº3 - curva característica sobrecalentador

Temperatura del agua de alimentación: el aumento en esta variable produce una reducción en la temperatura del vapor sobrecalentado debido a que se genera más vapor con menos combustible y por lo tanto menos gases de combustión, lo que afecta al calor transferido por convección Exceso de aire: su aumento como sabemos, produce una reducción de la temperatura en el hogar y en el calor radiado hacia las paredes. Como un mayor exceso de aire genera un mayor flujo de gases a través de la superficie convectiva, produce un incremento de la temperatura del vapor Limpieza de la superficie de calefacción: la remoción de cenizas de la superficie del sobrecalentador genera mayor absorción de calor y en consecuencia un aumento en la temperatura del vapor Combustible: cambios en las propiedades de los combustibles o en la regulación de su combustión pueden alterar la temperatura del vapor

366 La humedad del vapor: si la humedad del vapor crece, la temperatura tiende a bajar pues parte del calor disponible se usará para evaporar el contenido de agua Quemadores: su regulación y disposición puede alterar la temperatura del vapor Todos estos aspectos deberán ser considerados en el proyecto de modo de asegurar que la operación sea confiable y eficiente. Cada diseño de sobrecalentador tiene comportamientos distintos frente a los cambios de estos parámetros como veremos a continuación

13.3 TIPOS DE SOBRECALENTADORES Según la ubicación del sobrecalentador respecto del hogar y de la forma en que se transfiere predominantemente calor en los mismos, estos se clasifican en dos tipos: Sobrecalentador de radiación: son aquellos en los que la transferencia de calor se realiza por radiación directa del hogar. Dada la importante influencia de la temperatura sobre la absorción de calor, pequeñas variaciones de la misma impactan de forma significativa sobre el calor radiado Esto significa que es muy complejo predecir con exactitud la performance de estos equipos. A baja carga, con bajo flujo y menor velocidad en el vapor refrigerante y con altas temperaturas en el hogar, la posibilidad de fallas en los tubos es muy alta en estas condiciones Dado que en estos equipos la diferencia logarítmica de temperaturas y el coeficiente de transferencia de calor son altos, la superficie de calefacción resulta menor y menos costosa a pesar de requerir materiales tubulares especiales más caros. Estos equipos pueden estar localizados como paneles colgantes dentro del hogar o inmediatamente a la salida del mismo donde los tubos ven la llama todavía (semiradiante)

Figura Nº4 - sobrecalentrador de radiación

367 Sobrecalentador por convección: son aquellos en donde la transferencia de calor es predominantemente por convección y donde el grado de sobrecalentamiento es bajo a moderado Este equipo en general, lleva delante una pantalla formada por una o dos hileras de tubos que forman parte del sistema circulatorio y tienen por objeto uniformar y reducir la temperatura de ingreso al mismo. De esta forma se tiene una mejor regulación y se reduce el riesgo de fallas por altas temperaturas. A baja carga, la distribución de vapor y gases no es adecuada, pero se ven compensadas por trabajar a temperaturas más bajas y tienen una tasa de fallos menores a los sobrecalentadores de radiación. Si el grado de sobrecalentamiento es bajo, el equipo puede ser colocado dentro del haz convectivo incluso; de esta forma se logra bajar la temperatura de la pared metálica tubular y usar materiales de menor grado, menos costosos Como tanto la diferencia logarítmica de temperatura como el coeficiente de transferencia de calor son bajos, la superficie de calefacción resulta mayor respecto del sobrecalentador de radiación [7],[8]. Cuando las temperaturas de vapor están por debajo de los 480ºC los sobrecalentadores se diseñan generalmente como convectivos, tal es es caso de la mayoría de las calderas de bagazo convencionales [9]

Figura Nº5 - sobrecalentador convectivo no drenable apantallado (screened)

368 Dado que en muchas de las modernas calderas a bagazo las temperaturas actuales están por arriba de los 500ºC (520-580ºC), se están instalando sobrecalentadores mixtos (convección-radiación) de dos o más etapas con una disposición tal como se indica en la figura siguiente De esta forma se consigue alcanzar las temperaturas más altas y compensar los diferentes comportamientos de ambos tipos de sobrecalentadores con la carga de la caldera según vimos anteriormente en las curvas características respectivas Veamos ahora cómo se disponen los sobrecalentadores con respecto al flujo de gases y vapor para la transferencia de calor y las consecuencias de una u otro arreglo

Figura Nº6 - sobrecalentador mixto

13.4 DISPOSICIÓN DE LOS SOBRECALENTADORES Posición de trabajo: Los sobrecalentadores en estas calderas son dispuestos generalmente como serpentines verticales. Estos equipos pueden tener los colectores colocados en la parte superior o inferior (invertido). De esta forma tienen libre expansión y son más fáciles de soportar. En la posición vertical tradicional, es decir suspendidos desde los colectores superiores, tienen el inconveniente de no ser drenables lo que dificulta una puesta en marcha rápidamente, mientras que en la posición invertida son drenables

369 En los no drenables, luego de una parada, si se produjera un rápido calentamiento para puesta en marcha, la acumulación de condensado puede formar una violenta formación de vapor que podría originar el bloqueo del flujo de vapor y facilitar el sobrecalentamiento y falla de los tubos Los sobrecalentadores también pueden ser colocados en forma horizontal y tienen la ventaja de ser fácilmente drenables pero requieren una soportación más compleja. No son frecuentes las calderas de bagazo con esta disposición, pero en las modernas calderas de un sólo domo (monodrum) está prevista esta disposición [10] Dado que los colectores de alimentación o de recolección de vapor no están en contacto con el flujo de gases, estos no requieren materiales especiales para su construcción, salvo que se opere a temperaturas muy altas para el vapor

Figura Nº7 - Posiciones trabajo sobrecalentador en caldera monodrum

370 Etapas de sobrecalentamiento: En las calderas tradicionales donde la temperatura del vapor es menor a los 350ºC, el sobrecalentamiento se hace en una sola etapa y con la unidad dispuesta en flujo cruzado, como se ve en las figuras En cambio, en las modernas calderas donde las temperaturas son mayores a los 400ºC, la operación puede llevarse a cabo en dos o tres etapas (sobrecalentador primario, secundario y terciario) dependiendo de la temperatura final del vapor y con una etapa intermedia de atemperación, dispuestos en flujo mixto

Figura Nº8 - Sobrecalentador de dos etapas

13.5 MATERIALES PARA SOBRECALENTADORES La selección de materiales se hará conforme a la norma empleada en el proyecto y a las condiciones impuestas en el mismo, pudiendo ser estas: 1. ASME Boiler and Pressure Vessels Code, Section I, Reglas para la construcción de calderas de potencia, Partes PG-9/9.1/9.2 2. ASME Boiler and Pressure Vessels Code, Section II – Materiales Parte A – Especificación de materiales férricos y Parte D - Propiedades 3. European Standard EN 12952-2 – Calderas acuotubulares e instalaciones auxiliares – Materiales para partes a presión de calderas y accesorios Criterios de Diseño La selección de los materiales tubulares para el sobrecalentador requiere fijar principalmente las siguientes variables:  Temperatura límite de oxidación a la cual comienza la degradación del material

371  Espesor mínimo de pared para operar a la presión y temperatura de trabajo, conforme a la Sección I del código ASME y a las tensiones admisibles para el material basadas en la temperatura media de la pared tubular  Temperatura máxima esperada en la pared media tubular durante la operación Dado que los tubos están expuestos a la acción de los gases y cenizas por un lado, y por el lado interno a la acción del vapor, deberán contemplarse los efectos debido a:     

Erosión Corrosión Expansión térmica Soldaduras de aditamentos para soportes Defectos de fabricación, etc

Con relación a la elección del material en función de la temperatura, no existe un criterio único ya que puede considerarse como la máxima de servicio las siguientes [11],[12]: 1. La temperatura límite de oxidación del material 2. La indicada para la tensión admisible dada por la tabla 1A, parte D de la Sección II del código ASME (ver Sección I, Parte PG-5.1) 3. La resultante de las experiencias de oxidación obtenidas en los laboratorios de los fabricantes El código ASME no considera el límite de oxidación. La oxidación es un proceso natural que ocurre en los aceros al carbono y su tasa de formación depende de las condiciones externas y temperatura del material. En servicios prolongados a temperaturas alrededor de los 454ºC, parte de los carburos pueden comenzar a transformarse en grafito Los óxidos forman generalmente una beneficiosa capa protectora que ayuda a prevenir la corrosión, tal es el caso de la magnetita (Fe3O4) que en condiciones normales de operación, forma una capa protectora estable sobre el lado del agua-vapor en los tubos En los sobrecalentadores si bien la atmósfera del lado del vapor puede considerarse próxima al de vapor puro, este reacciona con el acero para formar óxidos de Fe según la reacción química:

3 Fe + 4 H20 = Fe3O4 + H2 La tasa a la cual se forman estas escamas de óxido disminuyen con el espesor de las mismas pero nunca es cero. La relación del espesor (x) de la capa de óxido con el tiempo (t) está dada por: 2

x = k √𝑡 La velocidad a la cual cambia el espesor será:

372

dx dt

=

k 2

√t

donde (k) es una constante.Vemos que cuando (t) es grande, la velocidad a la cual incrementa el espesor es pequeña. La exfoliación de las capas de óxidos presentan dos tipos de problemas  Erosión en los álabes de la turbina debido al arrastre de las capas de óxidos por el vapor. Los procesos de enfriamiento y calentamiento originan shock térmico que inducen el fraccionamiento de las escamas debido a los diferentes coeficientes de dilatación entre los óxidos y el acero, facilitando el arrastre por el vapor  Aumento de la temperatura de la pared metálica de los tubos debido a la resistencia térmica que provocan estas capas de óxidos (ver figura Nº9). Esto se traduce en acortamiento de la vida útil por incremento del creep

Figura Nº9 - Aumento de temperatura pared vs espesor capas óxidos

Considerando las temperaturas en práctica tanto en los calderas tradicionales como en las modernas unidades actuales, los materiales tubulares especificados para uso en sobrecalentadores son conforme a ASME sección I- Parte PG-9, los siguientes: Acero al carbono

SA 192, SA 210 A1 y SA 210 C

Aceros aleados

SA-209 T1 SA-213 T2 SA-213 T11

SA-213 T12 SA-213 T22 SA-213 T91

Tabla Nº10 - materiales tubulares para sobrecalentadores

373 Estos materiales suministrados como tubos sin costura, se pueden clasificar en función de su composición química, como:  Aceros comunes al carbono C ≤ 0.35% máximo: SA-192, SA-210 A1, SA-210 C  Aceros baja aleación al carbono-molibdeno: SA-209 T1, SA-213 T2  Aceros al cromo-molibdeno: SA 213-T11, SA-213 T12, SA-213 T22 y SA-213 T91 Las temperaturas máximas de servicio para estos materiales son indicados en la tabla Nº11 según diversas fuentes [13],[14]

Tabla Nº11 - temperaturas máximas en tubos de sobrecalentadores

Definida la temperatura del material tubular y seleccionado el mismo, se procederá al cálculo mecánico para determinar el espesor mínimo requerido por la Sección I del ASME o el código EN

13.6 DISEÑO MECANICO Según el parágrafo PG-16.5 de la Sección I, el espesor mínimo no debe ser inferior al resultante del cálculo mediante la fórmula indicada, el cual debe incluir la tolerancia inferior permitida de fabricación. El espesor mínimo está dado por la ecuación siguiente válida para tubos hasta 5” de diámetro según el parágrafo PG-27.2.1 t=

p.d 2 +p

+ 0.005d + e

374 Si el espesor mínimo está especificado, la determinación de la máxima presión permitida de trabajo (MAWP) se calculará como: p=[

2𝑡−0.01𝑑−2𝑒 𝑑−(𝑡−0.005𝑑−𝑒)

]

donde t = espesor del tubo (mm), d = diámetro exterior del tubo (mm), p = presión máxima de trabajo (MPa),  = tensión admisible del material (MPa) tomado de la Sección II, tabla 1A, según parágrafo PG-23.1; e = factor de espesor que tiene en cuenta la forma en que los tubos se vinculan al colector y su magnitud está dado en el parágrafo PG-27.4.4 nota 4. Para tubos soldados a los cabezales o el domo (e = 0) En la selección de la tensión admisible () de los tubos (parágrafo PG-27.4 nota 2), debe usarse una temperatura de metal igual a: Temp.tubos  (temp.exterior tubo + temp.interior tubo) / 2 La figura muestra la representación polar de la distribución de temperaturas en un tubo de sobrecalentador, donde puede verse cómo la cara del tubo expuesta a la radiación directa del hogar está sometida a altas temperaturas comparada con la cara opuesta

Figura Nº12 - distribucion de temperatura en la pared metálica

La fijación de las tensiones admisibles en los sobrecalentadores está basada en las tensiones circunferenciales debida a la presión para producir una velocidad de creep de 0.01% / 1000 horas de funcionamiento y basada en los más confiables datos disponibles. En adición, las tensiones del código ASME están limitadas al 67% de la tensión promedio para producir la ruptura en 100.000 horas o el 80% de la tensión mínima para producir la ruptura en 100.000 horas, cualquiera sea la más baja. Las cuestiones relativas

375 a la fijación de las tensiones admisibles puede ampliarse consultando el Apéndice Mandatorio Nº1 de la parte D, seccion II La figura siguiente muestra la sensibilización de las tensiones admisibles con la temperatura de algunos aceros para sobrecalentadores. El gráfico muestra la rápida caída de las tensiones admisibles con la temperatura. Para una presión dada de trabajo, a medida que crecen las temperaturas de operación, los espesores de los tubos aumentan debido a la rápida reducción de las tensiones admisibles. Para los aceros comunes al carbono esta reducción es muy marcada a partir de los 400ºC El paso de un grado a otro de material puede implicar diferencias de costos muy importantes de modo que esta cuestión debe evaluarse con cuidado para no encarecer de manera inncesaria el costo del equipo sea nuevo o en proceso de retrofitting

Figura Nº13 - variación de adm con la temperatura

Ejemplo Nº1: para una caldera de bagazo tradicional que opera a 21 bar y 350ºC en el vapor sobrecalentado, con una presión máxima de diseño de 25 bar se desea seleccionar el material del sobrecalentador y el espesor requerido. Del balance de energía del equipo y de las temperaturas medias de gases (entrada y salida del sobrecalentador) y el vapor (temp.saturación y de sobrecalentamiento) se obtiene un valor promedio en la pared tubular de Tp = 400ºC Con Tp = 400ºC se adopta un acero común al carbono SA-192 que tiene una tensión admisible para esta temperatura de: adm = 73.3 MPa (Tabla 1A, Parte D, Sección II). Usaremos tubos de 2” de diámetro exterior (d = 50.8 mm). El espesor mínimo teórico necesario será:

376

t=

p.d 2 +p

+ 0.005d =

2.5x50.8 2x73.3+2.5

+ 0.005x50.8 = 1.10 mm

a este valor sumándole un 12.5% de tolerancia en la fabricación de los tubos, el espesor será: t = 1.24 mm. Mirando la tabla de tubos normalizados vemos que el valor más próximo de espesor es de t = 2.6 mm. Resumiendo, el material especificado será SA-192, de diámetro exterior 2” y 2.6 mm de espesor de pared. Esto nos da un margen por cualquier proceso erosivo o corrosivo que pudiera estar presente

Ejemplo Nº2: para una caldera moderna de bagazo que opera a 65 bar y 490ºC en el vapor sobrecalentado, con una presión máxima de diseño de 76 bar se desea seleccionar el material del sobrecalentador y el espesor requerido. Como en el ejemplo anterior, en función de las temperaturas en juego se estima una temperatura promedio en la pared tubular de Tp = 525ºC Con Tp = 525ºC se adopta un acero aleado cromo-molibdeno SA-213 T22 que tiene una tensión admisible para esta temperatura de: adm = 64.0 MPa (Tabla 1A, Parte D, Sección II). Usaremos tubos de 2” de diámetro exterior (d = 50.8 mm). El espesor mínimo teórico necesario será: t=

p.d 2 +p

+ 0.005d =

7.6x50.8 2x64+7.6

+ 0.005x50.8 = 3.11 mm

sumándole a este valor un 12.5% de tolerancia en la fabricación de los tubos, el espesor será: t = 3.50 mm. De la tabla de tubos normalizados vemos que el valor más próximo es de 4.19 mm. Resumiendo, el material especificado será SA-213 T22, de diámetro exterior 2” y 4.19 mm de espesor de pared.

13.7 SOPORTES Y COLECTORES DE SERPENTINES Los serpentines que conforman los sobrecalentadores son elementos estructurales que están sometidos por un lado, a la presión y temperatura del vapor que origina tensiones y deformaciones dilatando y expandiendo los tubos, sumadas a la acción de peso propio del conjunto y por otro, a las acciones dinámicas del flujo de vapor y los gases exteriores. El flujo de los gases puede inducir vibraciones fatigando los tubos Es por esto que los tubos deben ser soportados y alineados a los efectos de impedir que las tensiones combinadas ocasionen deformaciones desalineándolos y solicitándolos a esfuerzos no contemplados que pueden ocasionar su rotura o desgaste prematuro. La

377 desalineación de los tubos ocasionará obstrucción en el pasaje de los gases y puede acelerar la erosión en determinadas zonas Los tubos desalineados ocasionan problemas para la limpieza con el soplador y pueden estar sujetos a erosión por la acción del vapor de soplado Todas esta cuestiones deben ser evaluadas por el proyectista para asegurar una operación y un mantenimiento confiable de la unidad Con relación a los colectores de los serpentines como están ubicados fuera del flujo de gases, no están sometidas a las altas temperaturas y requieren de materiales menos exigentes. Normalmente se construyen con caños de material ASTM A106 Gr.B y ASTM 335 Gr.P11o Gr.P22 según las condiciones de operación de la caldera Los soportes y espaciadores intertubos se construyen con aceros inoxidables austeníticos del tipo SA 312 TP 310 / 316

Figura Nº14 - soportes y colectores de sobrecalentadores verticales

378

13.8 FLUJO DE FLUIDOS EN EL SOBRECALENTADOR Como ya expresáramos, las condiciones de operación del sobrecalentador son las más exigentes del generador de vapor por las altas temperaturas a la que los materiales se ven expuestos, razón por la que la refrigeración adecuada de los tubos es primordial para mantenerla dentro de los valores permitidos Para garantizar esta condición, el sobrecalentador es diseñado en flujo múltiple paralelo a través de los serpentines, con una caída de presión tal de garantizar una distribución uniforme del vapor. Estas condiciones se logran a través de velocidades en el vapor tales que no provoquen pérdidas de carga que afecten la generación de energía en la turbina. A modo de guía y en función de las presiones de trabajo de las calderas son usuales las siguientes velocidades de vapor según Nag [15] presiones medianas: c ~ 22 [m/sec] altas presiones: c ~ 10 − 12 [m/sec] Las velocidades másicas recomendadas través del sobrecalentador para diferentes temperaturas de vapor se indican en la tabla Nº15. La caída de presión en el sobrecalentador oscila normalmente entre 8 a 10% de la presión de ingreso al mismo y como dijimos, debe acotarse para no reducir la potencia del tubogenerador

Temperatura del vapor en ºC

Rango de velocidades másicas del vapor en kg / m2.seg

370 – 425

330 – 460

425 – 480

530 – 660

480 – 540

660 – 800

540 - 590

 950

Tabla Nº15 - velocidades másicas recomendadas para sobrecalentadores convectivos

La pérdida de presión en el sobrecalentador se compone de: a) las pérdidas por contracción y expansión a la entrada y salida de los tubos, b) pérdidas por fricción en los tramos rectos y

379 c) pérdidas debidas a los cambios de dirección. Estas pérdidas están dadas respectivamente por las siguientes ecuaciones [16] ∆ps = ∆pc + ∆pL + ∆pr

[kg/cm2]

1.

Pérdidas a la entrada y salida de los tubos: ∆pc =

2.

Péridas en los tramos rectos: ∆pL =

3.

5.91x ve x Gv2

1013 3.94 x f x L x ve x Gv2

d x1010 n x 2.362 x c2 Pérdidas debido a los cambios de dirección: ∆pr = ve x 106

Donde: Gv = flujo másico de vapor [kg/h.m2], f = factor de fricción según diagrama de Moody, L = longitud del serpentín [m], ve = volumen específico medio entre la temperatura de ingreso y egreso del sobrecalentador [m3/kg], c = velocidad del vapor [m/sec], d = diámetro interior del serpentín en [mm], n = número de veces que cambia de dirección el vapor en el serpentín

Ejemplo Nº3: la caldera CE VU-50 de los ejemplos anteriores posee un sobrecalentador de vapor de una etapa compuesto por z = 64 serpentines con tubos de 38,22x42,40x15150 mm. La caldera opera a 24 bar y 330ºC y produce 80 ton/h. El serpentín tiene tres codos a 90º en su desarrollo. Veamos su pérdida de carga a la MCR y si la velocidad másica se encuentra dentro de los valores recomendados Volumen específico a la temperatura media: ve = 0,0927 [m3/kg] Sección pasaje del tubo: Ft = /4 x di2 = 0.785x0.03822 = 0,00114 [m2] Caudal de vapor: Vv = Gv .ve = (80.000 x 0.0927) / 3600 = 2.06 [m3 /sec] Velocidad vapor: c = Vv / Ft.z = 2.06 / 0.00114x64 = 28,23 [m/sec] Flujo másico / serpentín: Gv = 80.000 / (64 x 0,00114) = 1.096.491 [kg/h.m2] Diámetro interior tubos: d = 38,22 [mm] Factor de fricción: f = 0.02 (diagrama de Moody) 1) Pérdidas a la entrada y salida de los tubos: ∆pc =

5.91x ve x Gv2 1013

∆pc = 5.91 x 0.0927 x 1.096.4912 / 1013 = 0,0657 [kg/cm2] 2) Pérdidas en los tramos rectos: ∆pL =

3.94 x f x L x ve x Gv2 d x1010

∆pL = 3.94x 0.02x 15.15x 0.0927 x (1.096.491)2 / (38,22x 1010 ) = 0.37 [kg/cm2]

380

3) Pérdidas debido a los cambios de dirección: ∆pr =

n x 2.362 x c2 ve x 106

∆pr = 3x 2.362x 28,232 / (0.0927x 106) = 0.046 [kg/cm2] 4) Pérdida total: ∆ps = ∆pc + ∆pL + ∆pr = 0.0657+0.37+0.046 = 0.481 [kg/cm2] 5) Pérdida porcentual: ∆ps (%) = ∆ps / pv = 0.481 / 25  2% aceptable 6) Velocidad másica del vapor cm = Gv / 3600 = 1.096.491 / 3600 = 304.58 [kg/sec.m2]

Ejemplo Nº4: una caldera moderna de 42 bar y 450ºC genera a MCR 130 ton/h y tiene un sobrecalentador de dos etapas compuesta por z = 50 serpentines construidos con tubos de 42,3x 50.8x 9510 mm Volumen específico a temperatura media: ve = 0,0602 [m3/kg] Sección pasaje del tubo: Ft = 0,0014 [m2] Caudal de vapor: Vv = Gv .ve = (130.000 x 0.0602)/3600 = 2.174 [m3 /sec] Velocidad vapor: c = Vv / Ft.z = 2.174 / 0.0014x50 = 30,95 [m/sec] Flujo másico / serpentín: Gv = 130.000 / 50 x 0,0014 = 1.871.050 [kg/h.m2] Diámetro interior tubos: d = 42,30 [mm] Factor de fricción: f = 0.02 (diagrama de Moody) 1) Pérdidas a la entrada y salida de los tubos: ∆pc =

5.91x ve x Gv2 1013

∆pc = 5.91 x 0.0602 x 1.871.0502 / 1013 = 0,122 [kg/cm2] 2) Pérdidas en los tramos rectos: ∆pL =

3.94 x f x L x ve x Gv2 d x1010

∆pL = 3.94x 0.02x 9.513x 0.0602 x 1.871.0502 / (42,30x 1010 ) = 0.365 [kg/cm2] 3) Pérdidas debido a los cambios de dirección: ∆pr =

n x 2.362 x c2 ve x 106

∆pr = 4x 2.362x 30,952 / (0.0602x 106) = 0.15 [kg/cm2] 4) Pérdida total: ∆ps = ∆pc + ∆pL + ∆pr = 0.122 + 0.365 + 0.15 = 0.638 [kg/cm2] 5) Pérdida porcentual: ∆ps (%) = ∆ps / pv = 0.638 / 42  1.52 % aceptable

381 6) Velocidad másica del vapor cm = Gv / 3600 = 1.871.050 / 3600 = 514 [kg/sec.m2] Concluída este etapa habrá que estimar o calcular las pérdidas en los colectores y los equipos de separación de gotas en el domo para comprobar la presión de trabajo en el mismo. Asumiendo las siguientes pérdidas de carga en estos elementos tendremos:    

Pérdida de carga en colectores: ∆p ≅ 0.1 Pérdida de carga en el sobrecalentador: ∆ps = 0.638 Pérdida de carga en el separadores de gotas: ∆pi = 0.14 Presión en el domo: pd = pv + ∑𝑛1 ∆p = 42 + 0.1+0.638+0.14  43 kg/cm2

Respecto del flujo de los gases de combustión, sabemos que la transferencia de calor por convección es función de la velocidad de los gases y es por esto que las velocidades de los gases deberán ser tales de permitir la máxima transmisión de calor hacia el vapor, compatible con el aumento de potencia requerida en ventiladores por las mayores pérdidas de carga que esto implica La velocidad de los gases dependerá del grado de ensuciamiento por parte de las cenizas y estará también limitada por los efectos erosivos que provocan. La tabla próxima indica las velocidades recomendadas para calderas de bagazo y biomasa

Autor Rayaprolu Dixon

Rango velocidades recomendadas en m/seg 15 - 18  18

Fuertes

15 – 18

Fabricantes varios

11 – 13

Tabla Nº16 - velocidades de gases recomendadas para sobrecalentadores convectivos

Otra variable de diseño muy importante para evitar la formación de puentes de cenizas, permitir la limpieza de los tubos, limitar el desgaste erosivo y obtener las velocidades establecidas, es la disposición de los tubos y sus espaciados (paso) frontal y longitudinal. En estas calderas los tubos están dispuestos con un arreglo en cuadro (in-line) ya que la disposición en tresbolillo (staggered) ocasionaría serios problemas de taponamientos en el espacio intertubular. Los diámetros de los tubos usados en la construcción del sobrecalentador varían entre 44.5 (1 ¾”) y 50.8 (2”) mm.

382 Con relación al espaciado frontal (side spacing) y en profundidad (back spacing) este surge de la experiencia de los fabricantes y usuarios y están orientados a evitar la acumulación de cenizas. Los valores más difundidos son los mostrados en la figura Nº17

Figura Nº17 – disposición de los tubos

Espaciado frontal (side spacing) St : 102 – 204 mm Espaciado longitudinal (back spacing) Sl: 93 – 125 mm Los espaciados frontal y longitudinal más usuales son 102 y 95 mm respectivamente. Esto significa que los pasos normales varían entre los siguientes valores Paso frontal o transversal: Pt = St /dt = 2 a 4 Paso longitudinal: Pl = Sl / dt = 1.8 a 2.4

13.9 DISEÑO TÉRMICO DEL SOBRECALENTADOR La temperatura de los gases a la entrada del sobrecalentador oscila entre 900 y 830ºC y egresa del mismo a una temperatura dentro del rango de 710 a 670ºC, valores dependientes del diseño del generador de vapor El sobrecalentador puede recibir energía térmica de tres formas, a saber:  radiación directa,  convección y  radiación no luminosa Entonces el flujo de calor absorbido en el sobrecalentador será:

Qsv = Qr + Qc + Qnl = Gv (iv – ix)

383 

Radiación directa

La radiación externa (Qr) puede provenir de la llama en el horno o de una cavidad antes del sobrecalentador. Este calor incidente actúa entre los tubos de las primeras filas y puede llegar a radiar incluso hasta la cuarta fila. La penetración del calor radiado puede ser determinada geométricamente o por medios analíticos. El efecto de la penetración radiante es particularmente importante en el caso del sobrecalentador por la temperatura de las paredes tubulares, en donde este valor puede ser muy alto en la primera fila. Con esta información se podrá verificar o seleccionar adecuadamente el tipo de material a utilizar Si el sobrecalentador está localizado a la salida del hogar, recibirá radiación directa de la llama o de los gases calientes. Esta radiación externa (Qr) puede determinarse mediante la ecuación [17]

Qr = c..Fo ( Tm4 – Tp4 ) donde Fo es la superficie del sobrecalentador expuesta a la llama, (Tm, Tp) son las temperaturas absolutas de los gases y de la pared metálica del sobrecalentador y c la emisividad combinada de los gases y la pared La fracción de energía radiante directa absorbida por cada fila de tubo depende del paso transversal (St) y diámetro externo (d) de los tubos y se calcula como [18], [19]: 2

d d d S S 𝑎1 = 3.14 2S − S [sin−1 (S) +√(d) − 1 – d ]

a1 = es la fracción de la energía radiante absorbida por la primera fila de tubo. El término sin-1 (d / St) está en radianes. La energia absorbida por las filas sucesivas (Nº 2,3 y 4) valen: a2 = a1 (1-a1) a3 = [1 – (a1 + a2)] a1 a4 = [1 – (a1 + a2 + a3)] a1 Como era de esperar, la máxima absorción de energía radiante la recibe el primer tubo y aumenta a medida que se reduce el paso transversal, es decir a medida que se reduce la relación (St / d). Es por esta razón que en los sobrecalentadores de radiación se usan relaciones (St / d) grandes para reducir el efecto de las altas temperaturas Otra solución práctica a esta cuestión, la constituyen los tubos pantallas que sirven para atenuar este efecto, a la vez de uniformar las temperaturas de los gases antes de su ingreso al sobrecalentador. El gráfico siguiente muestra la distribución de las diferentes formas de transferencia de calor para una caldera de bagazo en función de la carga [20]

384

Figura Nº18 - transferencia de calor en una caldera a bagazo según John Thompson

Ejemplo Nº5: en la caldera del ejemplo anterior asumiremos los siguientes datos: a) los gases a la salida del hogar tienen una temperatura de tg = 900ºC, b) una temperatura media en la pared tubular del sobrecalentador de tp = 400ºC, c) una superficie abierta al banco tubular de Fo = 24 m2, d) y la emisividad combinada c = 0.74. Los tubos son de 2” de diámetro exterior con un paso transversal de St = 4”. Veamos la cantidad de calor radiado a cada haz tubular: Radiación directa: Qr =

g..Fo (Tm4 – Tp4)

Qr = 0.74x 5.67x10-11 x24 (11734 – 6734) = 1700 kw 2

16

1ª fila: a1 = 3.14x (2/2x4) – (2/4)[sen-1(2/4) + √ 4 − 1 – 4/2 ] = 0.6585 Qr 2ª fila: a2 = a1 (1 – a1) = 0.6585 (1 – 0.6585) = 0.225 Qr 3ª fila: a3 = [1 – (a1 + a2)]a1 = [1 – (0.6585 + 0.225)] 0.6585 = 0.077 Qr 4ª fila: a4 = [1 – (a1 + a2 + a3)]a1 = [1 – (0.6585 + 0.225 + 0.077)] 0.6585 = 0.008 Qr Como puede verse, la primera fila absorbe la mayor cantidad de energia radiante y luego cae muy rápidamente en el resto de las filas posteriores Si el sobrecalentador está dispuesto de forma tal que pueda despreciarse el efecto de la radiación directa, la cantidad de calor a transmitir será entonces: Qsv = Gx (iv – ix) = Kd.Fs.∆tm

385 donde Kd [kw /m2 ºC] es el coeficiente total de transmisión del calor de diseño, Fs la superficie de calefacción [m2] y .∆tm la diferencia logarítmica de temperatura [ºC]. Veamos cada factor de la ecuación básica de diseño térmico del sobrecalentador 

Diferencia logarítimica media de temperatura

Esta diferencia de temperatura depende de la disposición de los flujos de gases y vapor para la transferencia de calor, pudiendo ser: a) contracorriente: En esta disposición, la zona de ingreso al sobrecalentador está sometida a altas temperaturas de la pared, ya que coinciden la de los gases con el vapor en sus mayores valores. La LMDT es alta debido a su distribución más uniforme y conduce a menores superficies de calefacción.

Figura Nº19 – flujo en contracorriente

b) flujo paralelo: Aquí se da la situación inversa al caso anterior, esto es, menor temperatura de la pared en el ingreso ya que coincide el valor más alto de los gases con la más baja temperatura del vapor. El valor de la LMDT es menor y conduce a mayores superficies de calefacción.

Figura Nº20 – flujo en paralelo

386 c) flujo compuesto: en la práctica, ninguna de las dos disposiciones anteriores se presentan en forma pura ya que el flujo de gases generalmente es perpendicular al eje de los tubos (flujo cruzado). Combinando ambas disposiciones se consigue compensar los efectos inversos que poseen cada uno de ellos y dan lugar al llamado flujo compuesto o mixto, como se muestra en las siguientes figuras.

Figura Nº21 – flujo mixto

La diferencia logarítmica media de temperaturas estará dado por la fórmula siguiente:

∆tm =

∆ti −∆td ∆t

ln∆t i

d

Si llamamos ∆Tc a la LMDT del flujo en contracorriente y ∆Tp a la LMDT del flujo en paralelo, la LMDT del flujo compuesto será un valor intermedio entre ambos valores y su valor promedio podrá ser calculado como LMDTc = 0.5 (∆Tc + ∆Tp), cuando ∆Tp ≥ 0.92 ∆Tc Alternativamente la LMDTc del flujo compuesto se podrá calcular para otras condiciones según la ecuación LMDTc = ∆Tc x Ktd donde Ktd es el factor de corrección de la ∆Tc del flujo compuesto y está dado por el tipo de flujo y los parámetros térmicos. La siguiente figura resume las ventajas y desvantajas de las diferentes disposiciones con relación a varios ítems

387

Figura Nº22 - Arreglos típicos en sobrecalentadores



Coeficiente total de transferencia de calor

En el proceso de transferencia de calor, los tubos pueden estar limpios o cubiertos exteriormente de cenizas. Del lado interno de los tubos puede haber presencia de capas de óxido. Ambos depósitos ofrecerán resistencia al flujo térmico. El coeficiente total de transferencia de calor con tubos limpios (Ko), el factor de ensuciamiento (Rf) y el coeficiente total de diseño con tubos sucios con cenizas (Kd) están dados por las ecuaciones:  El coeficiente con tubos limpios vale: Dado que el coeficiente g

1 Ko

=

1 αv

+

1 αg

 v, se cumplirá que Ko  g

=

αv .αg αv +αg

388  El coeficiente con tubos sucios con cenizas vale:



El factor de ensuciamiento vale:

Rf =

1 Kd

−

1

1 Kd

=

1 αv

+

1 αg

+ Rf

Ko

αv .αg  El coeficiente de diseño con tubos sucios vale:d αv +αg El término () es el factor de efectividad y representa la relación entre la transferencia de calor con tubos sucios y limpios, cuyo valor varía entre 0.6 a 0.65 en calderas que queman combustibles sólidos. En la ecuación anterior (g) es el coeficiente combinado de convección y radiación de los gases y (v) es el coeficiente de convección del vapor sobrecalentado [21] 

Factor de ensuciamiento (Rf)

El término (Rf) se llama factor de ensuciamiento y representa la resistencia térmica ofrecida por las capas de cenizas [m2.ºC / W]. Este es un parámetro esencial del diseño y representa una magnitud surgida básicamente de la experiencia ya que su cálculo es muy complejo. La influencia de las cenizas, sus transformaciones y efectos están extensamente estudiadas y documentadas en la obra de Gupta, Wall y Baxter [22] Según estos autores, la resistencia al flujo de calor de las cenizas, no sólo dependen de sus propiedades radiantes (emisividad y absortividad), conductibilidad térmica y composición química sino de su estructura física: tamaño de partícula, porosidad y condiciones de sinterizado; las que a su vez son dependientes de la temperatura. La conductividad térmica de las cenizas varía entre f = 0.5 - 1 [W/ m.ºC], [Baxter],[22],[23]. Si asumimos un espesor de 10mm de cenizas y una conductibilidad térmica de f = 0.5 [W/ m.ºC], el factor de ensuciamiento valdrá: Rf = ef

/ f = 0.01 / 0.5 = 0.02

[m2.ºC / W]

El espesor de la capa de cenizas depositadas en el sobrecalentador puede estimarse por la siguiente ecuación simplificada [24]

d=

1000. f (𝑇𝑓 −𝑇𝑝) αg (Tg −Tf )

d = espesor de la capa de cenizas [mm], Tf = temperatura de la capa de cenizas [ºC], Tp = temperatura de la pared metálica [ºC], Tg = temperatura de los gases [ºC], conductibilidad térmica de las cenizas [W / mºC] y gases [ W / m2ºC].

f

=

g = coeficiente de convección de los

389 El factor de ensuciamiento es muy importante ya que un valor alto, puede ocasionar problemas operativos para alcanzar y mantener la temperatura del vapor. También puede afectar significativamente la temperatura de la pared metálica y por ende la vida útil del sobrecalentador Por el contrario, la sobrevaloración conducirá a una superficie de calefacción grande y costosa. Es por ello que la ubicación y cantidad de sopladores adecuada es esencial para mantener las condiciones de performance del sobrecalentador 

Coeficientes de convección

La determinación de los coeficientes de convección requiere el estudio de las diferentes configuraciones a través de la cuales pueda darse la transferencia de calor y para ello analizaremos los casos posibles en función de los diseños imperantes en la práctica industrial. El primer caso corresponde al vapor sobrecalentado: a) El coeficiente de convección (v) para vapor de agua sobrecalentado en flujo longitudinal turbulento por el interior de tubos, está dado por la ecuación siguiente, válida para el rango 0.7 Pr  160 que cubre la mayoría de los casos en calderas [25],[26]

v = 0.023

 𝑑𝑖

Re0.8 Pr0.4 kw / m2 ºK

en la que () es la conductibilidad térmica del vapor a la temperatura media [kw/ mºC], (di) es el diámetro interior del tubo [m], (Re) es el número de Reynolds y (Pr) el número de Prandtl, ambos adimensionales. Para calcular este coeficiente la ecuación anterior queda simplificada en la siguiente forma [25]

v = B (. cv)0.8 / di0.2 kw/ m2 ºK donde () es la densidad media del vapor [kg/m3], (cv ) es la velocidad del vapor [m/sec] y (di) diámetro interior del serpentín [m]. La constante (B) está en función de la presión y temperatura del vapor y vale: B = 6.61 x 10 -3 para el rango 40 ≤ p ≤ 44 bar y T = 320-450ºC B = 7.50 x 10 -3 para el rango 100 ≤ p ≤ 110 bar y T = 420-540ºC B = 8.0 x 10 -3 para el rango 140 ≤ p ≤ 150 bar y T = 460-550ºC Este coeficiente de convección se puede obtener gráficamente del Método Normativo Ruso, edición 1998. Ingresando con la presión [MPa] y temperatura del vapor [ºC], el diámetro del tubo y la velocidad, se puede obtener del gráfico el coeficiente de convección

390 básico (o) y el factor de caída de presión (cd). El coeficiente ( v) estará dado por la ecuación siguiente:

v = cd

W / m2 ºK

Figura Nº23 - coeficiente convección – vapor sobrecalentado (W/ m2 ºK)

b) Coeficiente combinado de convección de gases El coeficiente gaseoso combinado (g) se compone del coeficiente convectivo cdel coeficiente de radiación (r) y del factor de barrido () que tiene en cuenta el hecho que no todo el flujo de gases barre uniformemente la superficie convectiva, esto es:

g = c + r ) siendo () = 0.95 para la mayoría de los flujos mixtos. Para determinar estos coeficientes de convección tendremos en cuenta que los tubos se disponen en arreglo de cuadro (inline) y a las dos formas posibles de transferencia de calor según el flujo de gases en los diseños existentes en la práctica. Estos flujos posibles son:

391 1) El coeficiente convectivo (c) para gases en flujo turbulento atravesando exteriormente en forma perpendicular a haces tubulares dispuestos con arreglo en cuadro, está dado por la fórmula:

 c = Cz.Cs.0.2 . 𝑑𝑒

Re0.65 Pr0.33

[kw/ m2 ºK]

Cz = factor de corrección por fila de tubos (Zf) en la dirección longitudinal del flujo y que vale: Cz = 1 para Zf  10 y cuando Zf  10 se calcula como: Cz = 0.91 + 0.125 (Zf – 2) Cs = es el factor de corrección del arreglo geométrico de los tubos en el banco y se calcula como

Cs = [1 + (2]-2 Donde S1 / d es el paso transversal y

S2 / d es el paso longitudinal

Si ≤ 1.5 o  entonces Cs = 1, que sería el caso general para los pasos usados en las calderas a bagazo Para la ecuación anterior puede usarse una expresión simplificada, válida para el rango de temperaturas de gases entre 300 ≤ Tg ≤ 1000ºC según la cual el coeficiente de convección se expresa como [25]:

cg 0.65 c = A.Cs.Cz. 0.35 d donde la constante A = 28.96 (1- 1.25x10- 4x Tg )10-3, (Cs y Cz) son los coeficientes que ya definimos, (cg) la velocidad de los gases y (d) el diámetro exterior del serpentín. La ecuación podrá escribirse entonces:

392

c = 28.96 (1-

1.25x10- 4x

cg 0.65 Tmg) 10 Cs.Cz. 0.35 d -3

[kw/ m2 ºK]

En esta ecuación (Tmg) representa la temperatura media de la película del lado de los gases [ºK] y se calcula como:

Tmg = Tmv +

∆Tm 2

(Tmv) es la temperatura media del vapor y ∆Tm es la diferencia logarítimica media de temperatura en el equipo Este coeficiente es el que se presenta en los equipos de diseño moderno donde el flujo de gases cruza perpendicularmente al banco de tubos del sobrecalentador 2) El coeficiente convectivo (c) para gases circulando por el exterior de bancos de tubos en flujo turbulento paralelo al eje de los mismos, estará dado por la ecuación:

c = 0.023

 𝑑𝑒𝑞

Ct.Cl Re0.8 Pr0.4

[kw/ m2 ºK]

donde deq = diámetro equivalente [m], Ct es un coeficiente que tiene en cuenta la diferencia de temperatura entre la pared y el medio y vale Ct =1 cuando los gases se enfrían. Para gases o aire calentándose se calcula como: Ct = ( Tg / Tp)0.5 Cl es otro coeficiente que considera el efecto de la longitud del tubo y se determina con el gráfico siguiente. Para relaciones L/d > 50, Cl = 1. El diámetro equivalente de un banco tubular con pasos (St y Sl) se calcula como [steam]: deq =

4.St.Sl πd

–d

La ecuación para el cálculo del coeficiente de convección anterior se puede expresar de manera simplificada como la anterior quedando como:

393

c = A.Cg.08 / de0.2 = 3.7 (1 – 8.26.10-4.Tg)10-3 /

de0.2 [kw/ m2 ºK]

Esta ecuación regirá para las calderas tradicionales donde el sobrecalentador se ubica en un conducto donde el flujo de gases lo atraviesa a lo largo de los tubos. Todas las ecuaciones anteriores se aplican y son válidas para Número de Reynolds entre 1.5x103 -1.5x105 rangos estos siempre presentes en los casos de calderas [25]

Figura Nº24 - coeficiente de corrección longitud

3) El coeficiente de radiación no luminosa como se vió, se debe a la radiación del CO2 y el vapor de H2O contenidos en los gases húmedos y está dado por la ecuación [17],[18] Tp 4

1−(Tg )

r = 5.1x10 -11x g x Tg3 [

Tp

1− Tg

]

[kw / m2 ºK]

en la que (g) es la emisividad de los gases, (Tp y Tg) son las temperaturas absolutas de la pared del serpentín supuesto con cenizas y la media de los gases respectivamente Una segunda expresión propuesta para el cálculo del coeficiente de radiación está dada por la ecuación [25]:

r = 5.1x10-11x g (

(Tg4 −Tp4 Tg−Tp

)

[kw / m2 ºK]

g = 0.9 (1 – e-KL) K = (0.8 + 1.6pw) (1- 0.38Tg.10-3) (pc + pw) / [(pc + pw)L]1/2

394 siendo Tg [ºK] la temperatura de los gases, pw y pc [atm] son las presiones parciales del vapor de agua y del dióxido de carbono, L [m] es la longitud equivalente del haz. La longitud equivalente para un haz de tubos con pasos transversales y longitudinales (St) y (Sl) se puede calcular como:

L = 1.08 (St.Sl – 0.785d2) / d Finalmente podemos usar otras ecuaciones simplificadas para el cálculo de esta variable dadas por [27]: fórmula de Shack:

Tg 3.5

CO2 = 3.5. 3√pL [( ) 100

fórmula de Shack: H2O = 3.5. .p0.8.L0.66

−(

Tp 3.5

100

Tg 3

)

]

Tp 3

[(100) − (100) ]

fórmula de Schwiedessen:

CO2 =  3√pL [0.0513(tg + tp) − 30.25]

fórmula de Schwiedessen:

H2O = .p0.8.L0.66 [0.107(tg + tp) − 46.50]

En todas estas ecuaciones los coeficientes de radiación están dados en [ kcal/h.m2.ºC] y en las ecuaciones de Schwiedessen las temperaturas (tg y tp) están expresadas en ºC. Calculados los coeficientes de radiación no luminosa radiación total como se vió estará dado por:

(CO2, H2O),

el coeficiente de

r = CO2 + H2O



Determinación de la temperatura de la pared tubular

Este es un cálculo de gran importancia en el sobrecalentador, ya que sirve para la verificación o selección del tipo de acero con el que será construído. Esta temperatuta promedio vale:

Tmp = Tmv + ( Rf +

1 αv

)(Qc + Qr)

donde (Rf) es el factor de ensuciamiento varía entre: 2.5 - 4.3 [m2ºK / kw], (v) es el coeficiente de convección del vapor a la pared [kw/m2ºK], (Tmv) la temperatura media del vapor [ºK] y (Qc, Qr) las cantidad de calor transferido en el equipo por convección y radiación por unidad de superficie [kw / m2]

395 En esta ecuación podemos ver que para una temperatura media del vapor, la temperatura de la pared metálica es función de la carga de la caldera y del factor de ensuciamiento principalmente, creciendo con el aumento de estos valores Otra forma de calcular esta magnitud es a partir de las caídas de temperaturas a través de la pared tubular compuesta [17]. Estableciendo el conocido paralelo entre un circuito electrico y térmico, tenemos que:  Resistencia a través de la pared metálica: Rp =  Resistencia a través de la película de gas: Rg =

et k 1 αg

 Resistencia a través de la película de vapor: Rv =

1

m2ºK / Kw

αv

 Resistencia total a través de la pared: Rt = Rp + Rg + Rv  Flujo calor transmitido será: Qp = (Tmg - Tmv) / Rt

Kw / m2

 Caída de temperatura a través de la pared metálica: ∆tp = Qp.Rp  Caída de temperatura a través de la película de gas: ∆tg = Qp.Rg  Caída de temperatura a través de la película de vapor: ∆tv = Qp.Rv  La temperatura promedio de la pared metálica será:

Tmp = [(Tg- ∆tg) + (Tmv + ∆tv)] / 2 La temperatura de la pared metálica en el caso del banco de convección, sobrecalentador y economizador está más próxima a la del fluído frío (agua, vapor) que a la de los gases. Esto es así, debido a la mayor transferencia de calor del lado del vapor o mezcla agua-vapor respecto de la transmitida del lado de los gases Una aproximación a la temperatura de la pared metálica para banco de tubos en transferencia de calor entre gas-gas o líquido-gas está dada por [17],[18]

Tmp = tmg -

αv αv+ αg

(tmg – tmv)

Con estas ecuaciones estamos ya en condiciones de poder proyectar un sobrecalentador o verificar las condiciones de uno existente

Ejemplo Nº6: una caldera de bagazo CE-VU 50 posee un sobrecalentador de vapor de una etapa compuesto por z = 64 serpentines dispuestos en Nf = 4 filas con tubos de 38,22x42,40x3787 mm cada uno, construidos con material ASME SA 192. El sobrecalentador está ubicado detrás de dos (2) hileras de tubos pantalla que lo protegen. Los gases circulan en flujo paralelo a los tubos del serpentín. La caldera produce 80 ton/h y opera a 24 bar-330ºC, con un rendimiento basado en el poder calorífico inferior de

396

82%Utiliza agua de alimentación de 90ºC. Verificaremos en base a las condiciones de diseño las principales características de funcionamiento y performance. La figura siguiente esquematiza el sobrecalentador Humedad de bagazo: w = 50%,

Exceso de aire: 1.3Hi = 7639 [kJ/ kg]

Temperatura ingreso al sobrecalentador: t1 = 850ºC Flujo de gases húmedos: ggh = 4.8 [kg/ kg] y vgh = 3.92 [Nm3/ kg]

Figura Nº25 - Esquema sobrecalentador de convección

1) cálculo del consumo de bagazo: B = 80.000 (3081 – 377) / 0.82 x 7639x 3600 = B = 9.6 [kg/sec]

397 2) temperatura media del vapor: tmv = (330 / 224)/ 2 = 277ºC 3) flujo másico de gases de combustión: Ggh = ggh.B = 4.8x 9.6 = 46.08 [kg/sec] 4) flujo volumétrico de gases: Vgh = vgh.B = 3.92x 9.6 = 37, [Nm3/ sec] 5) volumen específico medio vapor: vm = (0.105 + 0.08) / 2 = 0.092 [m3 / kg] 6) cálculo de la sección de paso del sobrecal: Fp = 0.785 (0.0382)2x60 = 0.0687 [m2] 7) cálculo de la velocidad media del vapor: cv = Gv. vm / 3600 x Fp cv = 80.000x0.092 / 3600x0.0687 = 29.76 [m/sec] 8) cálculo de la cantidad de calor absorbido en el sobrecalentador. Aquí se asume que el vapor húmedo que sale del domo tiene un título x = 0.98

ix = is.xs + iw (1- xs) = 2802x0.98 + 962 (1- 0.98) = 2765 kJ/ kg Qs = Gv (iv – ix) = 22,23 (3081 – 2765) = 7025 kw 9) calculo de la temperatura de salida de los gases del sobrecalentador El balance energía en el sobrecalentador es: Qs = Ggh.cpm (te – ts) ts = te – Qs / Ggh.cpm = 850 – (7025/ 46.08 x1.34) = 736ºC La caída de temperatura de los gases en el sobrecalentador es entonces de: ∆ts = 850 – 736 = 114ºC. Aquí se asumió que el calor específico medio de los gases es de cpm = 1.34 [kJ/ kg.ºC] que habrá que verificar según cálculos o recurriendo a los gráficos que ya vimos 10) cálculo de la diferencia logarítmica de temperaturas (contracorriente) ∆tm = ∆ti - ∆td / ln

∆ti ∆td

= (850 – 330) – (736-224) / ln (520/512) = 516ºC

11) calculo de la superficie de calefacción Sc = .d.lt.Nt.Nf = 3.14x0.0424x37.87x60x4 = 121 m2 12) calculo del coeficiente total de transferencia de calor Kd = Qs / .Sc.∆tm = 7025 / 516x121x0.65 = 0.0728 [kw/ m2 ºK ] Kd = 72.8 [w / m2ºK]

398 13) El coeficiente convectivo c para gases circulando por el exterior de bancos de tubos en flujo turbulento paralelo al eje de los mismos se calcula como:

c = A.Cg.08 / de0.2 = [3.7 (1 – 8.26.10-4.Tg)10-3x Cg.08] / de0.2 La temperatura promedio de la película de los gases es: Tmg = Tmv + ∆tm / 2 Tmg = 277 + 516/2 = 535 ºC = 808 ºK y su velocidad media es: Cg = 15 [m/sec] Los tubos del sobrecalentador están dispuestos en cuadro con pasos transversal St = 100 mm y paso longitudinal Sl = 150 mm, de modo que el diámetro equivalente será: deq = (4St.Sl / d) – d = (4x0.10x0.15/3.14x0.0424) – 0.0424 = 0.408 m

c = [3.7 (1 - 8.26x10-4x808)10-3x 150.8] / 0.4080.2 = 0.0128 [Kw/ m2 ºK] 14) cálculo del coeficiente de radiación no luminosa Tp 4

1−(Tg )

r = 5.1x10 -11x g x Tmg3 [

Tp 1− Tg

]

[kw / m2 ºK]

Como es necesario conocer la temperatura de la pared, asumiremos un valor que luego habrá que verificar. Esta temperatura como se dijo anteriormente está más próxima del lado del vapor que de los gases, de modo que tendrá un valor igual a: Tp = 340ºC = 613ºK De cálculos anteriores la emisividad de los gases se puede tomar g = 0.54 (habría que calcularla puntualmente). Nos queda entonces: 613 4

r = 5.1x10-11x 0.54 x 8083 [

1−(808) 613

1− 808

] = 0.040

[kw/ m2 ºK]

15) calculo del coeficiente de convección combinado

g = (c + r ) = (0.040 + 0.0128)0.95 = 0.050 [kw/ m2 ºK] 16) cálculo del coeficiente de convección para el vapor sobrecalentado Este se calcula como: v = B (. cv)0.8 / di0.2 = 6.61 x 10-3x (. cv)0.8 / di0.2

v = 6.61 x 10-3x (10.86x 29.27)0.8 / 0.03820.2 = 1,275 [kw/ m2.ºC] = 1275 [W/ m2ºC]

399 Este valor es prácticamente equivalente al obtenido en forma gráfica donde se obtiene un coeficiente para el vapor v = 1080 [W/ m2ºC] 17) verificación de la temperatura de la pared El flujo de calor unitario a través de la superficie del sobrecalentador vale: Q = Qs / Sc = 7025 / 121 = 58 [Kw / m2] La temperatura de la pared sin cenizas (Rf = 0) vale:

1 Tmp = Tmv + ( Rf + 1/v)(Qc + Qr) = 550 + ( )58 = 595ºK = 322ºC  340ºC 1.275 Comprobemos este valor con la ecuación aproximada: Tmp = tmg -

αv αv+ αg

(tmg – tmv) =

535 –

1.275 1.275+ 0.05

(535 – 277)

Tmp ≅ 300ºC  Tmax para el material ASME SA 192

Estos valores corresponden a tubos limpios sin la adhesión de cenizas ni escorias sobre la pared metálica. Como la temperatura de la pared que asumimos no coincide con la supuesta (Tp = 340ºC), habrá que recalcular nuevamente de forma iterativa hasta lograr al menos una diferencia no mayor a 3ºC entre ambos valores. Recalculando con una temperatura de pared Tp = 322ºC se obtiene este valor Veamos que sucede con la temperatura cuando las cenizas están presentes sobre los tubos. La temperatura de la pared cubierta con cenizas con un factor de ensuciamiento Rf = 2.5 m2 ºK / kw vale ahora: Tmp = Tmv + (Rf + 1/v)(Qc + Qr) = 550 + (

1

1.275

+ 2.5)58 = 741 ºK = 467ºC  Tmáx

Un tubo operando en estas condiciones acelerará su rotura por creep 

Coeficiente total de transmisión del calor de diseño

Como expresáramos, el sobrecalentador es el componente más crítico del generador de vapor y a su vez el más caro. Para su cálculo vimos los factores intervinientes y las ecuaciones para su determinación, las cuales en función de las condiciones de operación definirán las dimensiones de la superficie de calefacción El coeficiente total de diseño (Kd) es la variable de más peso ya que de su valor depende el tamaño de la superficie de calefacción. El costo del sobrecalentador quedará

400 determinado por la superficie de calefacción, el tipo de material seleccionado y el diseño geométrico del equipo. Para este parámetro se han propuesto diversos valores según diversos autores y fabricantes tales como muestra la tabla siguiente [28],[25]

Coef.total transmisión del calor kd Autor

kcal/h.m2ºC

Rein

54

Kakac

47

Fabricante 1

54

Fabricante 2

63

Figura Nº26 - coef.totales diseño sobrecalentador

13.10 REGULACION DEL SOBRECALENTAMIENTO Los sobrecalentadores instalados en las calderas de bagazo son del tipo convectivo, en los cuales la temperatura del vapor tiene un comportamiento creciente con la carga de la caldera tal como se muestra en la figura Vemos que si el sobrecalentador se dimensionara para el 100% de la MCR, cuando esta baje por ejemplo al 50% de su valor, la temperatura del vapor será menor al valor deseado, no existiendo posibilidades de corregir la situación posterior

Figura Nº27 - Curva característica sobrecalentador

401 Es por ello que estos equipos son dimensionados para alcanzar la temperatura buscada para el 50-60% de su carga. Como a partir de este valor la temperatura tenderá a incrementarse con la carga de la caldera, será preciso corregir la temperatura del vapor para no sobrepasar el valor especificado. Esta corrección tiene lugar mediante un proceso de atemperación, que puede ser realizado mediante enfriamiento por mezcla con agua o a través de una superficie de calefacción 

Atemperación

Esta operación que tiene por objeto mantener la temperatura del vapor dentro del intervalo especificado mediante enfriamiento del mismo. Los atemperadores puede clasificarse en dos grupos: 1. Atemperador de superficie: se trata de un intercambiador tubular ubicado en el domo de la caldera a través del cual fluye el vapor sobrecalentado intercambiando calor con el agua. 2. Atemperador de mezcla. En estos equipos de los cuales existen diversos diseños (atomización spray, Venturi, doble Venturi, toberas variables, etc), el vapor es enfriado por mezcla directa con agua de alta calidad (condensado) que absorbe calor evaporándose y reduciendo la temperatura del vapor Los atemperadores de mezcla son los más usados y pueden ir colocados a la salida del sobrecalentador cuando las temperaturas son generalmente bajas (< 425ºC). En esta disposición, es importante preveer en la ubicación del sensor de temperatura, una suficiente longitud recta aguas abajo del aparato a los efectos de asegurar la completa vaporización del agua. El sensor de la temperatura se ubica generalmente a 9 m mínimo del punto de inyección del agua La figura Nº muestra el proceso de regulación indicando el punto a partir del cual comienza la inyección del agua de atemperación

Figura Nº28 - regulación sobrecalentamiento por atemperación

402 Los atemperadores más difundidos son los de atomización spray y los del tipo Venturi tal como se indican en las figuras siguientes. En la selección del atemperador es importante conocer su comportamiento y exactitud de control frente a las variaciones de carga de la caldera (turndown) y la caída de presión en el mismo. Si la carga se mantiene con cierta constancia, el turndown no es relevante

Figura Nº29 - atemperadores de mezcla spray

Cuando la temperatura del vapor supera los 425ºC el sobrecalentamiento se efectua generalmente en dos etapas. En este caso, se suele intercalar una atemperación intermedia entre el sobrecalentador primario y secundario. Cuando la temperatura de vapor supera los 500ºC se agrega otra atemperación a la salida de la etapa final. De esta forma se consigue una mejor regulación de la temperatura que con una sola etapa de atemperación [20] La figura siguiente muestra una instalación de control de una etapa intermedia de atemperación. Allí podemos ver que el sensor de temperatura ubicado a la salida de la segunda etapa comanda la apertura de la válvula reguladora que suministra el agua de atemperación

Figura Nº30 - etapa intermedia de atemperación

403 Una condición de gran relevancia que debe asegurarse, es la calidad del agua usada en el atemperador que, debe cumplir con los siguientes valores a fines de no alterar la pureza del vapor producido 1. TDS máximo  30 ppb (g / lt) 2. Na máximo  10 ppb 3. SiO2 máximo  20 ppb 4. O2 libre



Características principales de los atemperadores

Como es obvio los materiales constructivos de los atemperadores serán seleccionados en función de las presiones y temperaturas en juego como de los mecanismos de desgaste y fatiga que pueden estar presentes. La tabla Nº31 muestra los materiales más comunes usados en su construcción, las principales características operativas y el costo relativo [29] En el diseño de los atemperadores existen una serie de recomendaciones tendientes a obtener la mejor performance de los mismos. Según los fabricantes estas son:    

La distancia mínima entre el sensor de temperatura y el punto de inyección de agua debe estar entre 10 y 12 m La presión de inyección del agua debería ser 7 bar por encima de la presión de vapor La calidad del agua debe ser la mejor disponible, preferentemente condensado del vapor proveniente del domo Es recomendable instalar un filtro de 0.8 mm mesh antes de la válvula de control de agua de inyección

404

Materiales para atemperadores Temperatura diseño hasta 427ºC 428 - 510ºC 511 - 649ºC

Material externo acero al carbono 1 1/4 Cr o 1/2 Mo 2 1/4 Cr - 1 Mo

Material interno Ac.inoxidable 1 1/4 Cr o 1/2 Mo 2 1/4 Cr - 1 Mo

Costo relativo y características de cada diseño atemperador Tipo atemperador Atomizado mecánico Venturi simple Venturi doble Atomización por vapor Toberas múltiples Orificios variables Válvula regulación vapor Superficie absorción

Turndown 2:1 a 5:1 2:1 2:1 10:1 50:1 50:1 100:1 sin límites

Caída Presión baja despreciable moderada despreciable alta baja auto regulada alta

Temp.salida 12 12 6 6 6 6 6 saturación

Costo relativo bajo bajo moderado moderado moderado a alto alto muy alto alto

Tabla Nº31 - Materiales, operación y costos de atemperadores



Cálculo del agua para atemperación

Teniendo como datos la producción de vapor, las condiciones de operación de la caldera y la temperatura de vapor no controlada para el estado de carga de diseño del atemperador, se podrá ahora calcular la cantidad de agua necesaria para el enfriamiento. Planteando un balance de masas y entalpía en el atemperador de mezcla tendremos Gs + Gw = Gv Gs.is + Gw.iw = (Gs + Gw)iv Gw = Gs (is – iv) / (iv – iw) donde Gs, Gv (kg/h) representan el flujo másico de vapor antes y después del sobrecalentador, is, iv (kJ/kg) sus entalpías específicas, Gw, iw es el flujo y entalpía específica del agua de atemperación Vemos que el consumo de agua será tanto más bajo cuanto menor sea la temperarura de ingreso del agua de atemperación. Sin embargo, cuanto más baja sea la temperatura del agua mayor será el tiempo de mezcla requerido en el equipo y mayor serán los problemas de fatiga en el material ocasionados por las diferencias de temperatura entre agua y vapor. Es por esto que es recomendable que la temperatura del agua esté lo más próxima posible a su temperatura de saturación para favorecer la rápida evaporación

405

Ejemplo Nº7: supongamos que tenemos una caldera de 100 [ton/h] que opera a 21 bar y 350ºC, con una etapa de sobrecalentamiento y atemperación final a la salida del equipo, y que la temperatura no controlada a la salida del sobrecalentador sea de 380ºC. Calculemos el agua necesaria supuesta a la temperatura de alimentación a la caldera e igual a: tw = 130ºC. Tomando las entalpias de las tablas de vapor tenemos: del balance de masas: Gw = Gs (is – iv) / (iv – iw) Gw = 100.000 (3200 – 3133) / (3133 – 546) consumo de agua: Gw = 2590 [kg / h] consumo específico de agua: ce = Gw / Gs = 2590 / 100.000 = 0.026 kg / kg vapor atemperado: Gv = Gs + Gw = 100 + 2.590 = 102.5 [ton/h]

13.11 REFERENCIAS

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406 11. EPRI – Inherently Reliable Boiler Component Design. Report 1004324, March 2003. USA 12. Wiswanathan R. - Damage mechanism and life assessment of high-temperature components, 2th. Edit.ASM International, 1993 13. API 579-1/ASME FFS-1: Fitness for service, 2th, 2007 – Annex F: Materials Properties for A FFS assessment 14. Wiswanathan R. - Creep resistant steels. Edit. CRC Press, 2008 15. Nag P.K.: Power Plant Engineering, 3th edit. Published by Tata McGraw Hill, India, 2008 16. Shields Carl: Calderas, Tipos, Características y sus Funciones. Edit. CECSA, México, 1987 17. Dolezal Richard: Dampferzeugung. Springer Verlag, 1985, Germany 18. Effenberger Helmut: Dampferzeugung. Edit. Springer Verlag, 2000 19. Ganapathy V. – Industrial Boilers and Heat Recovery Steam Generators. Edit. Marcel Dekker Inc, 2003, U.S. 20. Challinor Lauren: Dual fired boilers and attemperation systems for co-generation applications. Paper of John Thompson, 2012 21. Basu P. et.al – Boilers and Burners, Design and Theory - Published by Springer Verlag, N.Y., 2000 22. Gupta R. et al: Impact of Mineral Impurities in Solid Fuel Combustion. Edit.Kluwer Academic Publisher, 2002, USA 23. Baxter L. et al: Experimental Measurements of the Thermal Conductivity of Ash Deposits: Part 1. Measurement Technique. Energy & Fuels 2001, 15, pp.66-74 24. Dolezal Richard: Large boiler furnaces. Theory, Construction and Control. Edit. Elsevier, 1967 25. Sadik Kakac – Boilers, evaporators and condensers. Wiley-Interscience; 1º edition 1991, U.S 26. Zukauskas A: Heat transfer from tubes in crossflow. Chapter II, Advances in Heat Transfer, Vol.8, Edit by Academics Press, USA, 1972 27. Bados José et al: Transmisión del calor. Edit Alsina, Argentina, 1956 28. Rein P.: Cane Sugar Engineering. Verlag Dr.Albert Bartens, 2007- Berlín 29. Donahue Kristin: Desuperheater selection and optimization. Chemical Engineering, August, 2001

407

14. ECONOMIZADOR

El rango actual de presiones de trabajo en las calderas varía entre (21 a 100 bares); lo que significa temperaturas de saturación entre (217 y 311ºC). Para este rango de temperaturas en el circuito agua-vapor, los gases a la salida del haz convectivo tienen una temperatura entre (410-350ºC) Los rangos más altos (410-396ºC) corresponden a calderas entre (85-64 bar) y los más bajos (380-350ºC) a calderas entre (21- 45 bar). A estas temperaturas, los gases disponen de una cantidad importante de energía que debe ser recuperada, y para ello, se recurre a dos recuperadores de calor que son los economizadores y precalentadores de aire de combustión El economizador forma parte de los recuperadores de calor de gases de combustión y está destinado a elevar la temperatura del agua de alimentación para su posterior vaporización en las superficies de calefacción de la caldera. Veremos en el diagrama de Mollier en qué procesos participa este equipo (figura Nº1)

Figura Nº1 – Diagrama de Mollier – calentamiento agua alimentación

La energía necesaria para evaporar el agua en la superficie de calefacción de la caldera (hogar y haz convectivo) está dada por:  Qw = Gw (iv – iw)

(sin economizador)

 Qe = Gw (iv – ie)

(con economizador)

408  Esta energía a su vez se compone de dos partes, esto es:  Qw = Gw.cp (ts- tw) + (iv – is)

(sin economizador)

 Qe = Gw.cpe (ts – te) + (iv -is)

(con economizador)

Vemos que el primer término corresponde al incremento de temperatura que debe proporcionársele al agua hasta alcanzar la temperatura de saturación a la cual comenzará a evaporar. Este término, es el que debe atender el economizador y definirse, cuál será la temperatura final que se dará al agua de alimentación El segundo término, corresponde al calor latente de vaporización para conseguir el cambio de fase de agua a vapor y que será proporcionado por la caldera. A su vez, al aumentar las presiones de trabajo de las calderas modernas, el calor latente de vaporización va disminuyendo, de modo que para estas nuevas condiciones el papel del economizador irá creciendo El ahorro de energía que introduce el economizador estará dado por  Qa = Gw (ie – iw) = Gw.cp (te – tw) Vemos que el ahorro será tanto más alto cuanto más se aproxime la temperatura del economizador (te) a la de saturación (ts).

14.1 TEMPERATURA DE PRECALENTAMIENTO DEL AGUA En la práctica, la temperatura final a alcanzarse en el economizador estará limitada por: a) Salto térmico total disponible b) Balance entre inversión y beneficios (costo superficie calefacción versus mayor rendimiento, ahorro combustible) c) Cuestiones operativas y de seguridad Con relación al punto (a), la temperatura de los gases deben ser reducidos hasta un valor tal que garantice el rendimiento deseado. Esta reducción de temperatura se puede hacer con un economizador solamente o en combinación con un calentador de aire. Estos a su vez pueden ser de una o dos etapas. Sobre el punto (b) cada equipo de transferencia de calor tendrá un diseño y superficie de calefacción resultante, con una eficiencia e inversión requerida que dependerá de las temperaturas en juego y de los fluidos participantes (agua-gases). Estos beneficios con las inversiones demandadas, deberán ser evaluados y optimizados en cada caso Respecto del punto (c), algunos autores estiman que la temperatura a la salida del economizador debe restringirse a los efectos de evitar vaporización en el mismo a baja

409 carga y por ello recomiendan una diferencia mínima de seguridad de entre (20-30ºC) por debajo de la temperatura de saturación 1],2],3],4],5]. Esto es: Diferencia mínima de temperatura: tmín: ts – te  30ºC En los ingenios antiguos con recuperación parcial de condensados la temperatura de agua de alimentación se ubica en los 90ºC, pero en aquellos más modernos que recuperan condensados a presión, este valor puede subir a (105-120ºC) En la práctica, los fabricantes de calderas limitan la temperatura final de precalentamiento del agua en los economizadores a unos (140-180ºC) a partir de agua entre (90-110ºC), es decir asumen un salto térmico entre (50-70ºC) en el equipo recuperador. Si consideramos las temperaturas de saturación usuales (217-311ºC) y la final de precalentamiento, vemos que dejan un margen promedio de más del doble que los 30ºC fijados como límite de seguridad La relación entre el salto de temperatura del agua en el economizador y el salto térmico de los gases se encuentra dentro de los siguientes valores:  tw (agua) = tf – ti = 50 – 70ºC  tg (gases) = te – ts = 80 – 96ºC  Relación (tg / tw) = 1.3 – 1.8 ºC / ºC] Vemos que los gases varían más rápidamente su temperatura que el agua, lo que es lógico teniendo en cuenta los calores específicos de cada fluido. Como regla general se establece que por cada (15-20ºC) que se logre descender la temperatura de los gases, el rendimiento aumenta (1%). En decir que para levantar el rendimiento de la caldera en (1%) con un economizador, el agua deberá ser precalentada entre 12-13ºC Entonces, de la regla antes enunciada y de los valores analizados, podemos inferir que la inclusión de este equipo provocará un aumento en el rendimiento de la caldera entre 34% si los rangos de precalentamiento fuesen los antes citados

Ejemplo Nº1: la energía necesaria para evaporar 1 ton/h] de agua a partir de 90ºC en una caldera que opera a 22 bar es: Qw = Gw (iv – iw) = 1000 (668 – 90) = 578.000 kcal/h (sin economizador) Si a esta caldera le colocamos un economizador que eleve la temperatura de 90 a 150ºC, la energía requerida será ahora: Qe = 1000 (668 – 150) = 518.000 kcal / h] (con economizador)

410 Asumiendo que nuestra caldera quema bagazo de 50% de humedad con Hi = 1725 kcal/ kg] y con un rendimiento de economizador será de:

c

= 0.74, el bagazo ahorrado por la instalación del

Ahorro bagazo Gb = (578.000 – 518.000) / 1725x0.74  47 kg.bagazo / ton.agua] Es importante recordar que a medida que suben las presiones de trabajo en las calderas y por ende las temperaturas de saturación, la carga térmica del economizador crecerá proporcionalmente

14.2 INSTALACION DE ECONOMIZADORES Estos equipos en general, son dispuestos horizontalmente con los tubos perpendiculares al flujo de gases, es decir en flujo cruzado. Pueden estar o no, combinados en serie con un calentador de aire. En las calderas antiguas generalmente se encuentra o un economizador o un calentador de aire y rara vez ambos

Figura Nº2 – ubicación del economizador

En las calderas actuales de diseño moderno y dependiendo de las temperaturas adoptadas en el proyecto para el aire secundario (turbulencia) y primario (bajo grilla), el economizador puede estar colocado después del precalentador de aire (1ª etapa) o bien

411 intercalado, según se efectúe el proceso de recuperación en una o dos fases como se muestra en las figuras siguientes Como expresáramos, la ubicación y el número de etapas en las que se fraccione el precalentamiento de agua-aire dependerán de las temperaturas que se deseen lograr en estos fluidos y también como un elemento de versatilidad a la hora de mantener, reparar y/o desmontar cada unidad. Con las superficies fraccionadas las tareas de mantenimiento, reparación y/o repotenciación resultan más sencillas que hacerlas con grandes unidades

Figura Nº3 – precalentamiento en etapas de aire-agua

14.3 TIPO Y CONSTRUCCION DE ECONOMIZADORES Dada la presencia de cenizas en los gases de combustión, que pueden generar puentes entre los tubos obturando el libre flujo, los economizadores se construyen generalmente con tubos lisos. Si bien los tubos aletados de superficie extendida dan mayores coeficientes de transferencia de calor, su uso no es muy difundido en estos equipos por el alto potencial de taponamiento que presentan (ver figura) Los economizadores forman parte de los componentes sujetos a la presión de trabajo de la caldera y por ende se calcularán mecánicamente bajos los lineamientos del código

412 ASME Section I, identificado en su placa y estampado 15. Para su construcción se usa normalmente:  Tubos de acero al carbono con costura, soldados por resistencia eléctrica (EWR), según especificación ASME

SA-178 Grado A, de diámetro 2”, con espesor

mínimo de 3.05 mm] que van soldados a los cabezales  Curvas de retorno de 180º de radio largo  Cabezales: se construirán de acero al carbono de ASTM A106.Grado B, Schedule 80 o 120, conforme a la presión de diseño  Disposición de los tubos: en cuadro

Figura Nº5 – disposición de los tubos en línea

Figura Nº 6 – ensuciamiento economizador

413  Soporte estructural; deberá ser hecho de forma tal de garantizar el adecuado soporte del haz tubular  Los economizadores deberán ser provisto con sopladores de hollín para evitar la acumulación de cenizas en el espacio intertubular  Al menos el 10% de las soldaduras de los tubos deberán ser radiografiadas  El economizador llevará válvulas de seguridad y su capacidad se determinará conforme a la Sección I del código ASME Las figuras siguientes muestran el equipo en cuestión, la disposición de los tubos y de los flujos de agua-gases de combustión

Figura Nº4 – Disposición de agua-gases en el economizador

A los efectos de restringir el tamaño de la superficie de calefacción del economizador y las caídas de presión tanto en el circuito de los gases como del agua, se recomienda que las velocidades de estos fluidos estén dentro del siguiente rango que se indica en la tabla Nº 5 4,6],7] En la práctica, las velocidades de los gases varía entre los 10 -12 m/seg] a los efectos de reducir el efecto erosivo de las cenizas y el consumo de energía del ventilador de tiro inducido y en el caso del agua dentro de los tubos oscila entre 1.5 - 2 m/seg]

414 Condiciones de escurrimiento para agua - gases Parámetro

Valores

Unidades

Velocidad agua máxima

 6

m / seg.

Velocidad mínima agua

2

m /seg.

Caída presión admisible

 1.0

Kg /cm2

Velocidad máxima gases

15 - 18

m / seg.

Veloc. másica recomendada

5.4 – 6.8

Kg / sec.m2

Caída presión admisible

30 – 54

mm c.a.

32

mm

Espaciado mínimo entretubos

Figura Nº5 - velocidades recomendadas

14.4 CALCULO DEL ECONOMIZADOR El dimensionado del economizador se realiza para la carga máxima de la caldera. Conocidas las temperaturas en juego y los flujos másicos de agua y gases las ecuaciones generales de diseño son: Qe = Gw.cp (ts – tw) = Ggh.cpg (t1 – t2)

kcal/h]

Qe = Ud.Fe.tm

Figura Nº6 – Variaciones de temperaturas en el economizador

415

tm = 1 Ud

=

Fe =

∆tiz− ∆tde ∆tiz

ln.∆tde 1 hw

+

1 hc

Qe Ud.tm

,

,

ºC]

+ Rf , kcal/h.m2.ºC]

m2]

Qe = calor a transferir en el economizador en kcal/ h] Gw, Ggh = flujos másicos de agua y gases húmedos en kg/h]

tm = diferencia logarítmica media de temperaturas ºC] Ud = coeficiente total de transferencia de calor de diseño kcal/h.m2.ºC] Fe = superficie de calefacción del economizador m2] hw, hc = coeficientes de convección de agua y gases en kcal/h.m2.ºC] Rf = factor de ensuciamiento en h.m2.ºC / kcal] t1, t2, tw y ts = temperaturas de ingreso y egreso de gases y agua ºC] cpw y cpgh = calores específicos medios de agua y gases kcal/kg.ºC] Dado que en estos equipos el coeficiente de convección del lado del agua es mucho mayor que del lado de los gases (hw >> hc), el dimensionado del equipo se hace sobre la base de este último coeficiente de convección (hc). A las temperaturas en juego, el efecto de la radiación por cavidades se desprecia, de modo que el coeficiente total de transferencia de calor estará dado por la relación aproximada 7] Ud = 0.98 (hc + hr) kf , kcal/h.m2.ºC] Kf = factor de efectividad de la superficie = 0.7 para carbón hc = coeficiente de convección del lado de los gases kcal/h.m2.ºC] hr = coeficiente radiación intertubular kcal/h.m2.ºC]

hc = [

0.321G0.61 D0.39

en donde:

].[

cp0.33.k0.67 u0.28

] Fa. Fd =hc’.Fpp.Fa.Fd

416 G = flujo másico gases en kg/h.m2] D = diámetro exterior tubo m] Cp = calor específico medio gases kcal/kgºC] k = conductibilidad térmica gases kcal/hmºC] μ = viscosidad dinámica de los gases en kg/m.seg] hc’= coeficiente de convección básico de geometría y velocidad para flujo cruzado y dado por el gráfico 18 de la obra 7] Fpp = factor corrección de propiedades a la temperatura media de los gases y dada por el gráfico 19 en 7] Fa = factor de corrección por disposición de los tubos que tiene en cuenta el paso vertical y horizontal, el Nº de Reynolds y la limpieza de los tubos, dado por los gráficos Nº21 y 22 de 7] Fd = factor de corrección por profundidad que tiene en cuenta la cantidad de banco de tubos que atraviesa el flujo y dado por el gráfico Nº23 de 7]. Otras ecuaciones para el cálculo del coeficiente de convección de los gases en flujo cruzado pueden verse y consultarse las obras 9],10],11],12 Hugot da un interesante gráfico mostrando cómo se incrementa la superficie de calefacción del economizador con el aumento de temperatura en el agua y vemos que con la práctica actual (50-70ºC sobre la temperatura de ingreso) se obtienen valores razonables respecto de mayores aumentos (t vs Fe)

Figura Nº7 - variación superficie de calefacción en función del salto de temperatura en el agua

417 Como vemos, la superficie de calefacción del economizador (Fe) crece exponencialmente, cuanta más alta sea la temperatura final en el agua de alimentación, y es por ello que deben evaluarse cuidadosamente las inversiones requeridas, versus los beneficios obtenidos.

14.5 COEFICIENTE TOTAL DE TRANSFERENCIA DE CALOR El coeficiente total de transferencia de calor para estos equipos varía obviamente según las condiciones impuestas en el proyecto (factor de ensuciamiento, geometría, saltos térmicos, etc.) y es por ello que, es difícil, dar un rango de valores estándar de referencia. No obstante esto, encontramos en la bibliografía los siguientes valores 4,6],7],8],9],10,16,17]  Coeficiente total de diseño: Ud = 46 – 58 kcal/h.m2.ºC] o 53 - 67 W/m2ºK] Un relevamiento realizado por el autor sobre calderas existentes y provenientes de distintos fabricantes, los valores encontrados para el coeficiente (Ud) son:  Relevamiento fabricantes: Ud = 50 – 78 kcal/h.m2.ºC] o 58 – 90 W/m2ºK]

14.6 PREDIMENSIONADO DE UN ECONOMIZADOR Desarrollaremos aquí un ejemplo completo de pre dimensionado con el propósito de mostrar las etapas involucradas y las variables que deben definirse y calcularse

Ejemplo Nº2: supongamos que se deseamos hacer un dimensionado preliminar de un economizador para una caldera que opera bajo las siguientes condiciones Capacidad máxima continua: 200 ton/h Presión y temperatura de trabajo: 65 bar y 480ºC Humedad del bagazo: w =50% Poder calorífico inferior del bagazo: Hi = 1725 kcal/ kg] Temperatura agua de alimentación (tw): 90ºC Temperatura agua salida economizador (te): 160ºC Temperatura gases entrada economizador (t1): 260ºC Contenido de O2 en gases secos salida calentador aire: 5% Condiciones ambientales: To = 25ºC y 60% humedad

418 Rendimiento de la caldera: c = 86% (base Hi)

Desarrollo de los cálculos 1) Cálculo del exceso de aire:

 = %O2 / (21 - %O2)]100 = 5 /(21 – 5)]100 = 31% 2) Balance de masas: para este exceso de aire tenemos que se generarán: Flujo gases húmedos de combustión: Ggh = 4.78 kg / kg.bagazo] 3) Consumo de bagazo: Gb = Gv (iv – iw) / c. Hi = 200.000 (804 – 90) / (0.86 x1725) = 96.259 kg/h] 4) Flujo total de gases entrando al economizador Gght = Ggh. Gb = 4.78 x 96.259 = 460.118 kg.gases / h] 5) Balance de energía en el economizador Qe = Gw (te – tw) = Gght.cpgh (t1 – t2), de donde tenemos que la temperatura de los gases a la salida del economizador será: t2 = t1 – Gw (te – tw) /Gght.cpg  = 260 – 200.000(160 – 90)/ 460.118x0.28] = 151ºC 6) Caída de temperatura en los gases: t1 – t2 = 260 – 151 = 109 ºC 7) Temperatura media de los gases: tmg = (260 + 151) / 2 = 205ºC 8) Aumento de temperatura en el agua alimentación: te – tw = 160 – 90 = 70ºC 9) Temperatura media del agua: tmw = (160 + 90) / 2 = 125ºC 10) salto de temperatura en los gases vs salto temperatura en el agua Rt = (t1 – t2) / (te – tw) = 109 / 70 = 1.55 ºC / ºC] 11) Verificación del calor específico de los gases según gráfico de Combustion: para tmg = 205ºC el cpg ≈ 0.287  kcal/kg.ºC], próximo al valor supuesto anteriormente; por ello no será preciso recalcular la temperatura de egreso 12) Cálculo de la diferencia logarítmica media de temperaturas

tm = (ti - td) / ln (ti / td) = (260 – 151) – (160 – 90) / ln (109 / 70) = 88ºC 13) Calor a transferir en el economizador

419 Qe = Ggh.cpg (t1 – t2) = 460.118x0.287 (260 – 151) = 14.393.871 kcal / h] 14) Cálculo del coeficiente total de transferencia de calor (diseño) Ud Asumiremos aquí un valor estimado de Ud = 56 kcal/ h.m2 ºC] que habrá que verificar 15) Cálculo de la superficie del economizador Fe = Qe / Ud. tm = 14.393.871 / 56 x 88 = 2921 m2] 16) Cálculo de la cantidad de tubos necesarios Los tubos serán de material SA 178 Grado A, de 2” de diámetro. Los proveedores pueden suministrar tubos desde 4 hasta 22 m de longitud según las necesidades del comprador. El economizador va precedido de un precalentador de aire y se dispone de un ancho en la caldera de 9 m, de modo que esta será la longitud transversal para el serpentín. Adoptando esta longitud de 9 m de cada tubo, tendremos Superficie de calefacción tubo: st = .d.Lt = 3.14x0.0508x9 = 1.43 m 2 / tubo Cantidad de tubos necesaria: Nt = Fe / st = 2921 / 1.43 = 2042 tubos 17) Cálculo de la sección de pasaje para el agua Para el agua adoptaremos una velocidad de circulación de cw = 1.5 m/seg]. El caudal de agua es: Qw = Gw / 3600.w = 200.000 / 3600x939 = 0.0591 m3/ seg] La sección necesaria para desarrollar esta velocidad será: Sw = Qw / cw = 0.0591 / 1.5 = 0.0394 m2] 18) Cálculo de la sección en tubos para desarrollar los 1.5 m/seg] en el agua Los tubos serán de 2” con 4.37 mm de espesor de pared. El diámetro interior será Di = De – 2et = 50.8 – (2x4.37) = 42.06 mm] la sección de paso del tubo será de: Sit = 3.14.di2 / 4 = 0.785 (0.04206)2 = 0.0013 m2 19) cálculo de la cantidad de tubos / paso Ntp = Sw / Sit = 0.039 / 0.0013 = 30 tubos Estos tubos serán alimentados por el colector y se distribuirán con un paso horizontal de Ph = 120 mm que determinará el ancho del economizador 20) Cálculo del ancho del economizador

420 Ae = Ph x Ntp = 120 x 30 =3600 mm] 21) Cálculo de cantidad de hileras (serpentines) necesarias Superficie de la hilera superior: Fht = 3.14x0.0508x9x30 = 43.06 m2 / hilera La cantidad de hileras necesarias para completar la superficie de calefacción serán Nht = 2921 / 43.06 = 68 Para uniformar la construcción del equipo, los serpentines se repartirán en tres módulos de 23 hileras c/u operando en serie, dando un total de 69 serpentines 22) Cálculo de la altura del economizador Adoptando un paso vertical entre hilera de Pv = 80 mm tendremos que la altura del economizador será: He = 69x80 = 5520 mm 23) resumiendo el economizador tendrá las siguientes dimensiones Superficie de calefacción de 2921 m2 compuesta por 2042 tubos de 2” x 9000 mm de largo, con una altura de 5520 mm x profundidad de 3600 mm

Figura Nº8 - dimensiones del economizador

421 24) verificación de la velocidad másica de los gases La sección transversal del economizador es: Ste = Ae.Lt = 3.6 x 9 = 32.4 m2] Área proyectada cubierta por los tubos: Apt = Ntp.dt.Lt = 30x0.0508x9 = 13.71 m2] Sección libre al flujo de gases: Slg = Ste – Apt =32.4 – 13.71 = 18.69 m2] Flujo másico de gases: Gmgh = Ggh / 3600 = 460.118 / 3600 = 127.81 kg /seg] Velocidad másica de los gases: Cmg = Gmgh / Slg = 127.81 / 18.69 = 6.83 Velocidad másica Cmg = 6.83 kg/seg.m2] valor que está dentro del rango recomendado según la tabla anterior 25) verificación velocidad lineal de los gases El flujo de gases de combustión para ( = 1.31) es: Vhg = 3.94 Nm3/kg, entonces a la temperatura media será: Vtm = Vgh. Tm / To = 3.94 (205+273) / 273 = 6.89 m3/kg Flujo volumétrico total: Vgt = Vtm .Gb / 3600 = (6.89x 96.259)/3600 = 184.23 m3 /seg Velocidad de gases: vg = Vgt / Slg = 184,23 / 18.69 = 9.85 m/sec  10 – 12 m/seg La velocidad si bien está en el rango inferior, es un valor aceptable. Este se redefinirá cuando se calcule el coeficiente de convección y el recalculo del coeficiente total de diseño (Ud)

Figura Nº9 - vistas del economizador

422 26) Cálculo de las pérdidas de presión del lado del agua Con los datos del agua y del tubo de acero obtenemos los siguientes valores Factor de fricción en los tubos (cierto grado de ensuciamiento interno): f = 0.02 La caída de presión en los tubos se compone de la pérdida en los tramos rectos más la pérdida por cambio de dirección en los codos de 180º (n = 69) y se calcula como:

pw = f.

 2g

cw2 n (lt + 3di) = 0.02x

939 2x9.81

x1.52 x69 (9 + 3x0.04206)10-4 =

pw = 0.13 kg/cm2] A esta caída de presión debemos sumarle las pérdidas en el colector por estrechamiento al ingreso de los tubos y las pérdidas por ensanchamiento a la salida de los tubos. Estas se calculan como:

pe = nc. .

 2g

cw2. 10-4 = 2x 0.5x939x1.52 / 2x9.81x10-4 = 0.01 kg/cm2]

Pérdida carga total: pt = pw + pe = 0.13 + 0.01 = 0.14 kg/cm2]  pmáx 27) Cálculo de las pérdidas de presión del lado de los gases Para calcular la caída de presión de los gases a través de banco de tubos dispuestos en línea se han propuesto varias ecuaciones y ábacos 1],5],7]. Una de las más sencillas propone14]: pg = 0,204.fd.Nf.cg2.g,

mm.ca], válida para Nf > 10

fd : factor disposición tubos y vale: fd = 0.08 (Pv / dt) / (Ph / dt)1,5 fd = 0.08 (80/50.8) / (120/50.8)1.5 = 0,034 Nf = Nº de filas del banco de tubos = 69

g = densidad gases a la temperatura media en kg/m3] Cg = velocidad de los gases = 9.85 m/sec A la temperatura media de los gases, su densidad es:

g = go.

To Tm

g = 0.69 kg/m3], entonces la caída de presión en los gases será: pg = 0,204.fd.Nf.cg2.g = 0.204x 0.034x69x9.852 x0.69 = 46,33 pg = 46,33 mmca valor aceptable

=

1.213∗273

=

(205+273)

423 28) cálculo del peso del economizador (estimación bruta) Peso tubos de 2” y 4 mm espesor: Pt = 4.68 kg/m Peso haz tubular: Pht = Pt x Lt x Zt = 4.68 x 9 x 2042 = 86.009 kg ≈ 86 ton Peso cabezales de 8” diámetro, ASTM A106, Schedule 80: Pc = 64 kg/m Pesos cabezales (2): Pct = Pc x Lc x 2 = 64 x 3,6 x 2 ≈ 500 kg Pesos soportes tubos: Ps = 500 kg (estimado) Peso aproximado economizador: Pec = 86 + 0,5 + 0,5 ≈ 87 Peso del economizador aproximado: Pec = 87 ton En este peso no está incluida la estructura de soporte del mismo, ya que forma parte del conjunto estructural que se computa por separado 29) costo del economizador: Esta estimación bruta se hará solamente para fines comparativos con el calentador de aire y tiene un valor relativo ya que el mismo puede variar de forma considerable en cada país dependiendo de la paridad cambiaria de su moneda con el dólar, la inflación y la existencia o no de fabricantes nacionales de tubos (costos de importación), con lo cual todo ello puede dar un resultado poco comparable Precio del tubo de 2” sin costura SA 178: pt = 15 U$S / m Cantidad de tubos: Zt = 2042 Longitud de cada tubo: Lt = 9 m Precio caño 8” ASTM A 106 Gr.B, Schedule 80: pc = 140 U$S / m Costo de materiales: estará dado principalmente por el costo del haz tubular y los colectores, más los soportes de los tubos que para este ejemplo no consideraremos haz tubular: Cht = Lt x Zt x pt = 9x 2042 x 15 = 275.670 U$S colectores: Cc = Nc x Lc x pc = 2x 3,6 x 140 = 1008 U$S Costo aproximado del economizador: Peco = Cht + Cc = 276.678 U$S Costo unitario / m2 = Puec = Peco / Fe = 276.678 / 2921 = 94,72 U$S / m2

424

14.7 OPERACIÓN DEL ECONOMIZADOR El economizador en su operación está solicitado por diversos mecanismos de desgaste que pueden incrementarse según qué tipo de combustible adicional se use junto al bagazo. Estos mecanismos son:  Erosión del lado de los gases ocasionada por las partículas arrastrada por ellos 

Erosión y corrosión del lado interno de los tubos, ocasionada por agua de alimentación de calidad inadecuada (bajo pH, alto contenido de O2, etc.)

 Corrosión del lado de los gases en el extremo frío del economizador debida a la condensación de vapores sulfurosos (si provienen del combustible auxiliar) El punto de rocío de los gases de combustión del bagazo se encuentra entre los 6065ºC 4],16 de modo que si quisiéramos evitar problemas de condensación y corrosión, la temperatura de la pared deberá mantenerse por arriba de estos valores

14.8 REFERENCIAS 1. Mesny Marcelo – Generación de vapor. Editorial Marymar, Buenos Aires. Argentina, 1976 2. Mellor Goodwin SA – Diseño y Operación de Calderas de Vapor. Curso organizado por la Universidad Tecnológica Nacional, Facultad Regional Tucumán (UTN), Argentina, Agosto de 1983 3. Davidis E. et al – Diseño y Selección de Calderas para Combustibles Celulósicos – Calderas Salcor Caren SA. Curso organizado por la Universidad Tecnológica Nacional, Facultad Regional Tucumán, Argentina, Agosto de 1983 4. Hugot E. - Handbook of Cane Sugar Engineering. Elsevier 1986, 3º edit 5. Torreguitar R. et al. – Combustión y generación de vapor, 2º edición. Editorial Prisma Pub, Buenos Aires. Argentina, 1975 6. Rayaprolu K. - Boilers for power and process. Edit.CRC, 2009, US 7. Stultz. & Kitto- Steam, its generation and use, 41 editions, Chapter 39. Published by Babcok Wilcox Company, U.S., 2005 8. Rein P. - Cane Sugar Engineering. Verlag Dr.Albert Bartens, 2007- Berlín 9. VDI Heat Atlas, 2º edit- Published by Springer Verlag, Germany – 2010 10. Basu P. et.al – Boilers and Burners, Design and Theory - Published by Springer Verlag, N.Y., 2000

425 11. Sadik Kakac – Boilers, evaporators and condensers. Wiley-Interscience; 1º edition 1991, U.S. 12. Ganapathy V. – Industrial Boilers and Heat Recovery Steam Generators. Edit. Marcel Dekker Inc, 2003, U.S. 13. Polupan G. et al – Estudio comparativo de los métodos del cálculo de transferencia de calor en banco de tubos. Revista Científica, Vol.14, Nº1, páginas 17-23, eneromarzo de 2010 - México 14. Dubbel H.- Manual del constructor de máquinas, tomo I. Edit.Labor, España, 1979 15. ASME Boiler and Pressure Vessels Code. Section I: Rules for Construction of Power Boilers. Published by the American Society of Mechanical Engineers, NY, 2010 16. Barroso Jorge et al – On the optimization of boiler efficiency using bagasse as fuel – Fuel (82) 2003, 1451-1463. Edit.Elsevier 17. Diseño térmico de calderas (en ruso) – Método Estándar Ruso edic.1998. Edit.San Petersburgo, ONG-CKTI (Тепловой расчет котлов -Нормативный метод)

426

15. PRECALENTADORES DE AIRE Estos equipos tienen por objeto recuperar parte de la energía de los gases de combustión, antes de su egreso del generador de vapor. Además de este objetivo, el precalentamiento del aire tiene dos efectos adicionales muy importantes:  contribuir al proceso de secado del bagazo reduciendo el efecto de la humedad  incrementar la temperatura del hogar favoreciendo la transferencia de calor por radiación entre los gases y las paredes de agua En virtud de estos dos efectos es que los precalentadores de aire han tenido en las calderas bagaceras mayor difusión que los economizadores. Estos se disponen a la salida del haz convectivo en el caso general o pueden estar conectados en serie con el economizador antes o después del mismo En la literatura técnica siempre hay referencias y discusiones respecto de la conveniencia del uso y ventajas de un equipo respecto del otro y en este sentido el precalentador pareciera haber tenido mayor aceptación por los efectos antes mencionados respecto de la humedad del bagazo y las temperaturas en el hogar. Estos equipos se clasifican como recuperativos para diferenciarlos de los calentadores de aire regenerativos tipo Ljüngstrom (rotativos)

Figura Nº 1. Disposición del pre calentador de aire

427

15.1 TEMPERATURAS Y ETAPAS DE PRECALENTAMIENTO El aire según vimos, se divide en aire primario y aire secundario. El aire primario o bajo grilla (undergrate), es el responsable de aportar la cantidad suficiente de oxígeno para garantizar la combustión completa de la masa de bagazo. Alrededor del 70-80% de flujo total de aire requerido se provee como aire primario. El aire secundario (overfire) se inyecta sobre el lecho de bagazo a distintas alturas, con el propósito, de completar el proceso de combustión y generar la turbulencia necesaria para una adecuada mezcla entre el oxígeno y los gases que permitan el quemado completo de las partículas finas La temperatura final de precalentamiento del aire está limitada en la práctica por el material constructivo y diseño de la grilla, la cual necesita de cierto grado de enfriamiento a los efectos de reducir el desgaste prematuro ocasionado por las altas temperaturas y por otro evitar la fusión de las cenizas. Esta temperatura según el tipo de grilla utilizada puede variar entre 230-340ºC 2],3],25] Para el aire secundario, el rango de temperatura se eleva a: 280-360ºC. La existencia de dos rangos de temperaturas en las modernas calderas llevó a que el precalentador se diseñe en dos módulos conectados en serie que pueden estar intercalados con un economizador. En calderas típicas de diseño antiguo el precalentamiento se efectúa en una sola etapa y los saltos de temperaturas para el aire y gases están alrededor de los siguientes valores  Gases: ∆tg = 350 – 210ºC = 140ºC  Aire: ∆ta = 200 – 20ºC = 180ºC  Relación: ∆tg / ∆ta = 140 / 180 = 0.78 En los precalentadores de aire de calderas modernas, dependiendo de las temperaturas en juego, estas pueden distribuirse de diferentes formas. Veamos un ejemplo de una caldera que tiene dos etapas de precalentamiento de aire seguida de una etapa con economizador Precalentador primario (gases): ∆tg (I) = 340 – 281ºC = 60ºC Precalentador secundario (gases): ∆tg (II) = 281 – 198ºC = 83 ºC 1º etapa precalentamiento (aire): ∆ta (I) = 158 – 25ºC = 133ºC 2º etapa de precalentamiento (aire): ∆ta (II) = 251 – 158ºC = 93ºC Relación 1º etapa: ∆tg / ∆ta = 60 / 93 = 0.64 Relación 2º etapa: ∆tg / ∆ta = 83 / 133 = 0.62 Vemos que las cargas térmicas en este ejemplo han sido prácticamente uniformadas. Lora et al, analizando la temperatura óptima de salida de los gases de escape y tomando

428 como referencia el precio del bagazo en el mercado de Brasil, determina que este valor es de 155ºC y que por cada 10ºC de reducción en la temperatura de los gases de escape, corresponde un incremento del 0.7% en el rendimiento [33]. En las figuras siguientes podemos ver las disposiciones de los precalentadores en las calderas modernas en combinación con economizadores

Figura Nº2 –precalentamiento en etapas – disposición de los precalentadores

Por el bajo coeficiente total de transmisión del calor, el calentador de aire resulta el equipo de mayor superficie de calefacción. Como contrapartida, desde el punto de vista del diseño mecánico, al no operar bajo presión, requiere de materiales menos costosos y de esta forma se compensa el efecto de su mayor tamaño

15.2 DISPOSICION DE AIRE Y GASES Por lo mencionado anteriormente respecto del tamaño de la superficie de calefacción del precalentador, la disposición del aire y gases para el intercambio de calor debe

429 hacerse en función de las temperaturas de manera tal que el salto térmico sea lo más uniforme posible En las figuras siguientes vemos los distintos arreglos que pueden armarse para estos fluidos sea que se realice el precalentamiento en una fase como en dos o más. La ventaja de equipos modulares es que facilitan el montaje y luego las tareas de mantenimiento y/o eventual reforma Cada fabricante evaluará para los distintos requerimientos soluciones ad-hoc si no es posible satisfacer con un equipo de diseño estándar

Figura Nº3 – arreglos para el circuito aire-gases

15.3 CONSTRUCCION DEL PRECALENTADOR DE AIRE Al igual que en los economizadores, dada la presencia de cenizas que pueden generar puentes entre los tubos obturando el libre flujo de los gases, los precalentadores de aire se construyen con tubos lisos. No forman parte de los componentes sujetos a la presión de trabajo de la caldera y es por ello que para reducir costos en su construcción, se usa normalmente:

430  Tubos estructurales de acero al carbono con costura, soldados por resistencia eléctrica (EWR), composición según especificación SAE 1008 /1010, de diámetro 21/2 o 3”, con espesor entre 2.25 a 3.0 mm]  Los tubos pueden ser mandrilados o soldados a las placas tubulares. El mandrilado tiene la ventaja que facilita el recambio de tubos perforados o desgastados por corrosión o abrasión. Es la práctica habitual  El precalentador se construye generalmente de eje vertical en largos de tubos que van desde los 3 a 9 m, aunque hay fabricantes que proveen precalentadores de eje horizontal24]. Dependiendo de la altura disponible en la caldera el calentador puede construirse en dos módulos en serie de igual superficie o distintas  Para permitir la dilatación del haz tubular, el precalentador va provisto de juntas de dilatación en ambos extremos  Entre las juntas de dilataciones y el cabezal del precalentador deberá proveerse de elementos de sellado a los efectos de garantizar la estanqueidad y evitar las infiltraciones de aire  Las placas tubulares superior e inferior se construyen en acero al carbono ASTM A36 con espesor de 1” y las placas guías intermedias en chapa de 3/8”  Las chicanas o bafles para el circuito de aire se construyen en acero al carbono ASTM A36 en espesor de 3/8”  Disposición de los tubos: puede ser en cuadro o tres bolillos, siendo esta última la forma más difundida para mejorar los coeficientes de convección del lado del aire

Figura Nº 4 – arreglo de tubos en tresbolillo

15.4 FLUJO DE FLUIDOS Y TRANSFERENCIA DE CALOR En este equipo a los efectos de obtener un dimensionado razonable, los gases y el aire circulan a velocidades tales de obtener buenos coeficientes convectivos compatibles con

431 las caídas de presión y el mayor consumo de potencia en los ventiladores que esto supone. Los rangos usuales para estos parámetros son 1],2],3],4]  Aire: 6 - 11 m/seg]  Velocidad másica aire: 6.1 kg /seg.m2]  Caída de presión en el aire: pa = 45-70 mmca]  Gases: 12-20 m/seg]  Velocidad másica gases: 8.1 - 10 kg /seg.m2]  Caída de presión en los gases: pg = 45-80 mmca]  Coeficiente total de transferencia de calor de diseño: Ud = 15-24 kcal/h.m2ºC

15.5 DIMENSIONADO DEL PRECALENTADOR DE AIRE El dimensionado del precalentador de aire se realiza para la carga máxima de la caldera. Conocidas las temperaturas en juego y los flujos másicos del aire y los gases, las ecuaciones de diseño son: Qca = Ggh.cpg (t1 – t2) = Ga.cpa (ts – te) Qca = Ud.Fca.tmc

Figura Nº5 – Variaciones de temperaturas en el precalentador

432

tm =

(∆iz− ∆de) ∆iz

ln∆de

tmc = tm. Fc, Fc = factor corrección de temperatura para flujo cruzado ≈ 0.9 Ud = Rf.

Fca =

(ha. hg) (ha + hg) Qca

Ud.∆tmc

Qca = calor a transferir en el precalentador de aire en kcal/ h] Ga, Ggh = flujos másicos de aire y gases húmedos en kg/h] tm, tmc = diferencia logarítmica media de temperaturas ºC] sin corregir y corregida por el factor de disposición del flujo respectivamente Ud = coeficiente total de transferencia de calor de diseño kcal/h.m2.ºC] Fca = superficie de calefacción del precalentador m2] ha, hc = coeficientes de convección de aire y gases en kcal/h.m2.ºC] Rf = factor de ensuciamiento en h.m2.ºC / kcal] t1, t2, te y ts = temperaturas de ingreso y egreso de gases y aire ºC] cpa y cpgh = calores específicos medios de aire y gases kcal/kg.ºC] Para el cálculo detallado de los coeficientes de convección puede consultarse las obras4],5],6],7].8].26],27],[29]. En general estos se obtienen de los números adimensionales de Nusselt, Prandtl y Reynolds como ya vimos. El coeficiente de diseño (Ud) del calentador de aire está influenciado tanto por el coeficiente del lado del aire como del lado de los gases, de allí que su optimización sea un trabajo iterativo de cálculo y dibujo ya que los coeficientes de convección para un rango de temperaturas dado, están muy influenciados por la geometría del equipo (diámetro tubo, paso lateral y longitudinal, etc.) y las condiciones de escurrimiento de los fluidos a través del haz tubular (velocidades, ubicación de bafles, etc.) Un estudio comparativo temporal muy interesante, sobre las correlaciones para el cálculo de los coeficientes de convección a través de bancos de tubos, ha sido realizado por Polupan et.al quienes analizaron tanto las ecuaciones tradicionales (Grimison) como las más recientes (Zukauskas, Kreith, etc) 9].

433 En este estudio muestran cómo impactan en cada ecuación las distintas variables y las desviaciones entre ellas para igualdad de condiciones, enseñando que el dimensionado de la superficie de calefacción puede tener variaciones entre 30 y 50% dependiendo que ecuación se emplee para el proyecto Sapkal y Gowda usando herramientas de dinámica de fluídos computacional (CFD) han realizado interesantes trabajos sobre optimización de diseños de precalentadores de aire y mostrado sus efectos sobre el rendimiento de la caldera incrementándolo a partir un diseño clásico 10],11] También en el campo de la optimización del diseño del precalentador de aire, Marinha ha usado el método exergético aunque con un enfoque más bien teórico. 12],13]. Sosa Arnao usando también el análisis exergético, estudia diferentes combinaciones de recuperadores de calor, sus inversiones y optimización concluyendo que el sistema economizador, precalentador de aire y secador conducen a la mejor relación de beneficios frente a los costos 28]

15.6 PRECALENTAMIENTO DEL AIRE EN LA COMBUSTION Dijimos que uno de los efectos positivos del precalentamiento del aire era aumentar la temperatura del hogar mejorando el proceso de absorción de calor por radiación. Veamos ahora de qué magnitud es el aumento de temperatura en el hogar con relación al incremento de la temperatura del aire. En condiciones adiabáticas, el aumento de energía del aire precalentado debe ser igual al aumento de energía de los gases de combustión, en consecuencia podemos escribir

Gar. cpa.(ta – to) = Ggh.cpgh.(tg – to) tg − to Gar cpa = . ta − to Ggh cpgh Suponiendo que el bagazo se quema con un exceso de aire de 31% y 50% de humedad (Hi = 1725 kcal/ kg), del balance de masas y energía obtenemos que el flujo de aire y gases húmedos de combustión son: Ga = 3.79 kg.aire / kg.bagazo] y Ggh = 4.78 kg.gases / kg.bagazo] cpa = 0.24 kcal/kgºC] y cpgh = 0.36 kcal/kgºC]

th = (tg – to) / (ta – to) = 3.79x0.24 / 4.78x0.36 = 0.52

434 Es decir, los gases aumentarán su temperatura un 52% del incremento de temperatura aportado por el aire. Hugot dice que puede tomarse un aumento promedio de temperatura en el hogar debido al precalentamiento del aire de alrededor th ≈ 60% 2]

15.7 CALCULO DEL PRECALENTADOR DE AIRE Para este caso tomaremos los datos del ejemplo desarrollado en el capítulo sobre el economizador. El precalentador de aire estará ubicado antes del economizador ya dimensionado Ejemplo Nº1: recordemos que para el dimensionado preliminar del precalentador, la caldera opera bajo las siguientes condiciones Capacidad máxima continua: 200 ton/h Presión y temperatura de trabajo: 65 bar y 480ºC Humedad del bagazo: w =50%, Hi = 1725 kcal/ kg] Temperatura gases salida del banco convectivo (t1): 380ºC Temperatura aire entrada precalentador (te): 20ºC Temperatura aire salida primer precalentador (ts): 240ºC Bagazo consumido: Gb = 96.259 kg/h] Flujo másico de gases húmedos: Ggh = 460.118 kg.gases / h] Flujo volumétrico gases húmedos: Vgh = 379.453 Nm3 / h] Contenido de O2 en gases secos salida calentador aire: 5%, exceso aire: 31% Condiciones ambientales: To = 25ºC y 60% humedad

Desarrollo de los cálculos 1) Balance de masas: para O2 = 5% en los gases secos se necesitarán Flujo aire húmedo real: Ga = 3.79 kg / kg.bagazo] y Var = 2.95 Nm3 / kg] 2) Flujo total de aire entrando al hogar Gat = Ga.Gb = 3.79 x 96.259 = 364.822 kg.aire / h] Vat = Var. Gb = 2.95 x 96.259 = 283.964 Nm3 / h] 3) Balance energía precalentador Qp = Gat.cpa (ts – te) = 364.822x 0.24(240 – 20) = 19.262.602 kcal/h]

435 4) Temperatura salida de los gases del precalentador t2 = t1 – (Qp / Ggh x.cpgh) = 380 – (19.262.602 / 460.118x0.28) = 230ºC 5) Caída de temperatura en los gases: t1 – t2 = 380 – 230 = 150 ºC 6) Temperatura media de los gases: tmg = (380 + 230) / 2 = 305ºC 7) Aumento de temperatura del aire: ts – te = 240 – 20 = 220ºC 8) Temperatura media del aire: tma = (240 + 20) / 2 = 130ºC 9) Calor específico gases y aire a las temperaturas medias cpg ≈ 0.29 kcal/kg.ºC], cpa = 0.24 kcal/kg.ºC] 10) Cálculo de la diferencia logarítmica media de temperaturas tm = (ti - td) / ln (ti / td) = (380 – 240) – (230 – 20) / ln (140 /210) = tm = 172.83 ºC] 11) Cálculo de la diferencia logarítmica media de temperaturas corregida tmc = tm. Fc = 172.83 x 0.9 = 155.56 ºC 12) Coeficiente total de transferencia de calor (diseño) Ud Asumiremos un valor de Ud = 20 kcal/ h.m2 ºC] que habrá que verificar 13) Cálculo de la superficie del precalentador Fp = Qp / Ud. tmc = 19.262.602 / 20 x 155.56 = 6191 m2] 14) Flujo de gases a la temperatura media

Vgt =

Tm To

.

Vgh

= 3600

(305+273) 379.453 273

3600

= 223, 62 m3/seg]

15) Cálculo de la sección de pasaje del tubo El diámetro interior es: di = de – 2et = 63.5 – (2x3) = 57.5 mm] La sección de paso será de: Spt = .di2 / 4 = 0.785 (0.0575)2 = 0.0026 m2] 16) Sección necesaria para desarrollar en los gases cg = 18 m/seg] Sp= Vgc / cg = 223,62 / 18 = 12,42 m2] Velocidad másica de los gases: cgm = Ggh / Sp = 460.118/12.42 x 3600 = 10.3 Velocidad másica de los gases: cgm = 10.3 kg / sec.m2, valor aceptable

436 17) Tubos necesarios en el precalentador para tener cg = 18 m/seg] Zp = Sp / Spt = 12,42 / 0.0026 = 4778 18) Selección de materiales de los tubos y disposición Los tubos serán de material SAE 1008, de 21/2” de diámetro x 3 mm de espesor que se dispondrán con los siguientes arreglos: Paso horizontal Ph = 85 mm] Paso longitudinal Pv = 75 mm] Distribución de tubos en tresbolillo 19) Distribución de los tubos en sentido transversal Se dispone de un ancho en la caldera de 9 m sobre los cuales los tubos irán repartidos según un paso horizontal (Ph = 85 mm). La cantidad de tubos en esta línea será: Tubos en la fila: Zf = 9000 / 85 = 106 tubos 20) Número de hileras de tubos en profundidad Zh = Zpt / Zf = 4778 / 106 = 45 hileras 21) Profundidad del precalentador Bp = Zh x Pv = 45 x 75 = 3375 mm] 22) cálculo de la altura del precalentador (longitud de los tubos) Ht = Fp / .dt.Ztp = 6191 / 3.14x0.0635x4776 = 6.5 m Resumiendo el precalentador estará formando entonces por Ztp = 4778 tubos de 21/2” y 6500 mm] de longitud, distribuidos en 45 hileras de 106 tubos c/u. Sus dimensiones serán 9000 mm de ancho x 3375 mm de profundidad x 6500 mm de altura 23) Cálculo de la velocidad del aire El caudal de aire a la temperatura media tma = 130ºC Va =

Tma To

.

Vat 3600

=

(130+273) 283.964 273

3600

= 116.44 m3/seg.

437

Figura Nº6 – esquema del precalentador de aire

24) Sección de paso libre al flujo de aire El precalentador es de tres pasos para el aire, de modo que los bafles estarán espaciados entre sí una altura de: Hb = 6500 / 2 = 3250 mm La sección libre de paso al aire será igual a la sección del primer bafle menos la sección ocupada por los tubos, esto es: Área pasaje: Ap = 9.5 x 3.25 = 30.87 m2] Área ocupada por los tubos: At = Zf.dt.Hb = 106 x 0,0653 x 3.25 = 22.49 m2 Área libre al paso del aire: Af = Ap – At = 30.87 – 22.49 = 8.385 m2] Velocidad del aire: ca = Va / Af = 116.44 / 8.385 = 13.8 m/sec], valor alto Velocidad másica del aire: cma = 364.822 / 8.385x3600 = 12 kg / sec.m2, alto 25) Cálculo de la pérdida de carga del lado del aire

438 Para aire o gases circulando a través de banco de tubos dispuestos en tres bolillos se calcula según la ecuación de Shack 14] pa = 0.204.fd.Nf.ca2.a en mm.ca y válida para Nf  10 filas

fd =

0.1 ph

1/3 =

( dt −1)

0.1 85

1/3

= 0.142

(63.5−1)

Nf = Nº de filas del banco de tubos = 45

a = densidad aire a la temperatura media en kg/m3] ca = velocidad del aire = 13.8 m/sec. A la temperatura media del aire, su densidad es:

a = ga.

To Tm

=

1.29∗273

=

(130+273)

a = 0.87 kg/m3], entonces la caída de presión en el aire será: pa = 0,204.fd.Nf.cg2.a = 0.204x 0.142x45x13.82 x0.87 = 216 mmca valor alto que hay que rever y replantear el paso transversal 26) Cálculo de la pérdida de carga del lado de los gases La pérdida de carga total en el lado de los gases se compone de las siguientes pérdidas parciales:  pérdida por cambio de dirección a la entrada del precalentador  pérdida por rozamiento a través del haz tubular  pérdida por fuerzas ascensionales (efecto chimenea)  pérdida por variaciones de densidad  pérdida por ensanchamiento a la salida del precalentador Calcularemos las pérdidas más importantes y estimaremos las demás. a) Para gases circulando por el interior de haces tubulares, la caída de presión se calcula según la ecuación siguiente15] pg = 0.00094. g 0.852.cg1.852. Lt / di1.269 mmca Densidad gases a la temperatura media: g = go.

To Tmg

=

1.21∗273 (305+273)

pg = 0.00094x0.5710.852 x 181.852x 6.5 / 0.05751.269 = 30 mmca

b) pérdida por fuerzas ascensionales, se calculan como:

= 0.571 kg/m3]

439 ph = Lt [ 1.2 – (365 / Tmg)= 6.5 [1.2 – (365/ 578) = 3.7 mmca

c) pérdida por variación de densidad debido al enfriamiento de los gases Densidad entrada precalentador: 1 = go. Densidad salida precalentador: 2 = go.

pd =

(cg.g)2 2g

.(

1 1

−

1 2

)=

To Te

To Ts

=

(18x0.571)2 2g

1.21∗273

=

(380+273) 1.21∗273

(230+273)

.(

1

0.505

−

= 0.505 kg/m3]

= 0.656 kg/m3] 1

)= 2.45 mmca

0.656

d) pérdida por cambio de dirección y estrechamiento pe ≈ 5 mmca (estimada) e) pérdida de carga total en el precalentador del lado de los gases P total =  pj = 30 + 3.7 + 2.45 + 5 ≈ 42 mmca Como la velocidad del aire es muy alta, produce una caída importante de presión, por lo que será preciso modificar el paso transversal de los tubos llevándolos a un valor tal que de una velocidad y pérdida de carga aceptable. Llevando el paso transversal a un valor de Ph = 95 mm, puede verificarse que se consigue una velocidad y caída de presión aceptable para el aire 27) cálculo del peso del equipo Peso del tubo de 21/2” x 3mm espesor: Pt = 4.48 kg/ m Cantidad total de tubos: Zt = 4778 Peso haz tubular: Pt = Zt x Lt x Pt = 4778 x 6,5 x 4.48 = 139.135 kg ≈ 140 ton Dimensiones de las placas tubulares sin perforar: Sp = 9 x 3,885 ≈ 35 m2 Superficie cubierta por los tubos: At = (.dt2 / 4) Zt = 0.785x 0.06352 x 4778 = 15.12 m2 Superficie placa perforada: Ap = Sp – At = 35 – 15.12 ≈ 20 m2 Peso chapa ASTM A36 de 1” espesor: Pp = 201 kg/m2 Peso placas tubulares (2): Ppt = Ap x Pp x 2 = 20 x 201 x 2 = 8040 kg Peso chapa “ASTM A36 de 3/8” para bafles circuito aire: Pb = 75.40 kg/m2 Peso de los bafles para el aire: Pba = Pb x Ap x 2 = 75.40 x 20 x 2 = 3016 kg Peso aproximado (sin perfiles de apoyo): Pca = 140 + 8,040 + 3,016 ≈ 151 Peso del precalentador de aire aproximado: Pca ≈ 151 ton 28) cálculo del costo del equipo Precio del tubo de 21/2” estructural de acero SAE 1008/1010: pt = 16 U$S / m

440 Cantidad de tubos: Zt = 4778 Longitud de los tubos: Lt = 6500 mm Precio placa de acero ASTMA36 de 1” espesor: pp1 = 1,50 U$S / kg Precio placa de acero ASTMA36 de 3/8”: pp2 = 2.60 U$S / kg Costo del haz tubular: Cht = Zt. Lt. Pt = 4778x 6.5x 16 = 496.912 U$S Costo de las placas tubulares: Cpt = Sp.pp.pp1 = 35x 201x1.5 = 10.553 U$S Costo de los bafles: Cb = Sb.pb.pp2 = 35x75.40x2.6 = 6861 U$S Costo precalentador: Cpre =  Cj = 496.912+10.553+6861 = 514.326 U$S Costo unitario / m2 = Cupre = Cpre / Fp = 514.326 / 6191 = 83,07 U$S/ m2 Tomando el ejemplo del economizador vemos que su costo unitario es 14.02% mayor que el del precalentador de aire

Figura Nº7 – Montaje del precalentador de aire

15.8 OPTIMIZANDO EL DESEMPEÑO DEL CALENTADOR Un recurso de muy baja inversión conocido en las calderas humotubulares y mediante el cual es posible mejorar el rendimiento del equipo entre 2-3% y reducir el consumo de combustible, son los llamados turbulators Se trata de elementos de distintas configuraciones geométricas que van alojados en el interior de los tubos y mediante los cuales se produce un aumento de la turbulencia de los

441 gases por rotación de los mismos. Generalmente van insertados en los tubos del último paso de la caldera y se construyen de diversos materiales [30],[31] Esta mayor turbulencia rotacional genera un notable aumento del coeficiente de convección del lado de los gases mejorando la transferencia de calor en el equipo y reduciendo la temperatura de los gases a la salida de la caldera. La figura muestra estos elementos

Figura Nº8 - turbulators

En Australia, en una caldera a bagazo de 145 ton/h y en el calentador de aire, Mann et al. llevaron a cabo experiencias similares, colocando unos insertos en los tubos como se ve en la figura y deflectores de turbulencia en la cámara de entrada del aire al calentador [32]

Figura Nº9 – insertos torsionales en calentador de aire

La colocación de estos insertos permitió elevar la temperatura del aire precalentado en 21ºC y reducir en 15ºC la temperatura de los gases de escape, a la vez de mejorar en 1.1% el rendimiento y reducir en 0.9 ton/h el consumo de bagazo. Estos resultados se muestran en la tabla siguiente

442 Este artificio que se puede ejecutar con planchuelas de acero al carbono y a muy bajo costo, puede generar notables mejoras en la performance del equipo que han sido comprobadas en la práctica. Sería importante que esta experiencia se pueda volcar en todos aquellas calderas que tienen problemas de alta humedad en el bagazo y al que una mayor temperatura en el aire precalentado puede mejorar

Figura Nº10 – mejoras por uso de insertos torsionales en el calentador

15.9 ENSAYO DE PERFORMANCE SEGÚN ASME PTC4.3 El precalentador de aire es un equipo importante no sólo porque recupera parte de la energía de los gases sino porque en su salida se miden dos variables esenciales para el cálculo de las pérdidas en gases secos, esto es, la temperatura de egreso y el contenido de O2(%) en los mismos. Esta pérdida afecta de manera directa al rendimiento de la caldera y por ende al rendimiento del ciclo de cogeneración y es por esto que su determinación debe ser evaluada con atención A lo largo del circuito de gases y en el precalentador en particular, las infiltraciones de aire son un hecho real y frecuente, cuya magnitud precisa ser conocida16],17]. Las infiltraciones de aire provocan:  aumento del flujo de aire y gases  variaciones en la temperatura de los gases y el aire precalentado  disminución del contenido de CO2 (%) en los gases secos ó aumento del contenido de O2 (%) en los mismos  aumento de potencia en el ventilador de tiro inducido  reducción de la eficiencia del precalentador  reducción del rendimiento de la caldera

443 En el circuito de los gases en donde se opera con depresión, las fallas en los cierres laterales de la caldera permiten el ingreso de aire diluyendo los gases de combustión. En el precalentador, donde el aire opera a presión y bajo defectos en las juntas de dilatación, en el mandrilado de los tubos o grietas en los mismos, provocan el ingreso de aire al flujo de los gases modificando su caudal y composición Cuando los gases secos ingresan al precalentador, tienen un porcentaje dado de O2e (%). Al producirse una entrada de aire al circuito de los gases, estos aumentan de volumen y provocan que el contenido de O2s (%) se incremente. El aire infiltrado (Al) se podrá determinar a partir de este cambio en la composición de los gases secos de combustión (O2s - O2e) Son por estas razones que como suplemento del estándar PTC4.1-1964 para ensayo de calderas, ASME publica en el año 1968 el estándar ASME PTC 4.3: Air Heaters, que se reafirmó en el año 1991. Este estándar actualmente se encuentra en proceso de revisión y actualización18],19] El estándar ASME PTC 4.3 tiene dos objetivos primarios por determinar  las fugas de aire  la eficiencia del precalentador del lado de los gases y como objetivos secundarios, determinar los siguientes parámetros operativos del equipo:      

Ratio X Pérdidas de presión del lado de los gases y el aire Temperatura de aire y gases Performance actual del equipo versus la del fabricante Determinar los efectos del cambio en el equipo Correcciones en la temperatura de salida de los gases ocasionadas por cambios en la temperatura de entrada del aire cuando se ensaya la caldera en un test de performance

El estándar contiene siete (7) secciones. En su primera parte brinda los objetivos y alcance del test, luego las definiciones principales y los requisitos para el pretest y el ensayo principal. Posteriormente se refiere a las variables que se medirán y los estándares específicos que regirán las mediciones y los instrumentos para realizarlas. Finalmente las ecuaciones para el cálculo de los parámetros buscados En el esquema siguiente establecemos las variables principales a medir y que servirán para el cálculo de las magnitudes buscadas. Estas son: t1 = temperatura de los gases a la entrada del precalentador (medida) ºC] t2 = temperatura de los gases a la salida del precalentador (medida) ºC

444 t2c = temperatura corregida de los gases a la salida del precalentador y sin fugas (calculada) te = temperatura del aire a la entrada del precalentador (medida) ºC] ts = temperatura del aire a la salida del precalentador (medida) ºC] Ggh1 = flujo de gases húmedos de combustión sin fugas en kg/h] Ggh2 = flujo de gases húmedos de combustión con fugas en kg/h] Ga = flujo de aire húmedo en kg/h] cpa, cpg = calor específico de aire y gases a la temperatura media kcal/kgºC]

Figura Nº11 – Ensayo de performance del precalentador

Con estos elementos podemos ahora definir los indicadores que son de interés para este método de ensayo y cuantificarlos. El estándar define en primer lugar el concepto de eficiencia del precalentador del lado de los gases. En el precalentador, el objetivo básico perseguido es:  Incrementar la temperatura del aire desde el valor (te a ts), o sea el efecto útil  Reducir la temperatura de los gases desde (t1 a t2), esto es, el esfuerzo requerido Eficiencia precalentador lado gases:

g (%) =

100(t1−t2c) t1−te

Temperatura corregida de los gases a la salida del precalentador (t2c)

445

t2c =

Porcentaje de fuga: Al (%) =

Al.cpa (t2−te) 100.cpg

(CO2e−CO2s)90 CO2s

=

+ t2

(Ggh1−Ggh2)100 Ggh1

Tomando las recomendaciones del estándar ASME PTC4-2013 respecto de la conveniencia de reemplazar el análisis del %CO2 por el %O2 en los gases secos para independizarlas del tipo de combustible usado y dado que el aire atmosférico tiene un contenido constante de oxígeno de 20.9% y que su incremento es una indicación directa del aire infiltrado, es una práctica común calcular la fuga mediante la siguiente ecuación20]



Infiltración de aire en el precalentador (% fugas): Al(%) =



El indicador del test (X- Ratio) se define como: XR =

(O2s−O2e)90 20.9− O2s

Ga.cpa Ggh1

=

t1−t2c ts−te

El ensayo del precalentador requiere de mediciones de temperaturas, presiones, velocidades, flujos y análisis de gases. Una de las dificultades en este proceso es la estratificación de los flujos de gases y aire que pueden dar lecturas erróneas, de aquí que se estudie y dimensione de manera adecuada los dispositivos de medición (ubicación, cantidad de puntos de medición, instrumentos y métodos) Es importante en este punto recurrir a las recomendaciones del estándar ASME PTC42013 y otros asociados a los fines de garantizar que estas mediciones garanticen los niveles de incertidumbres establecidos. Hay en el mercado firmas especializadas que proveen interesantes soluciones en este campo tan importante21],22],23].

Ejemplo Nº2: para la caldera de los ejemplos anteriores supongamos que las mediciones antes y después del precalentador arrojan los siguientes datos % de oxígeno al ingreso del precalentador: O2e = 4.3% % de oxígeno saliendo del precalentador: O2s = 5.0% Temperatura de gases ingresando al precalentador: t1 = 378ºC Temperatura de gases saliendo precalentador: t2 = 225ºC Temperatura aire ingresando al precalentador: te = 28ºC Temperatura del aire saliendo del precalentador: ts = 243ºC

446 Desarrollo de los cálculos a) cálculo de la fuga de aire Al =

(O2s−O2e)90 (5.0 −4.3)90 20.9− O2s

=

20.9− 5.0

= 3.96%

b) cálculo de la temperatura de gases a la salida del precalentador (t2c) sin fugas t2c =

Al.cpa (t2−te) 100.cpg

+ t2 =

3,96x0,24 (225−28) 100x0,27

+ 225 = 232ºC

c) cálculo de la eficiencia del precalentador (lado gases)

g (%) =

100(t1−t2c) t1−te

=

100(378 −232)

d) cálculo del indicador XR =

378−28 Ga.cpa Ggh1

=

= 41.71%

t1−t2c ts−te

=

378 −232 243−28

= 0.68

Vemos que la infiltración de aire reduce la temperatura de los gases desde 232 a 225ºC con lo que dará un cálculo erróneo de las pérdidas en gases secos. Por ello es esencial monitorear las fugas a la hora de evaluar el rendimiento de la caldera

15.10 REFERENCIAS 1. Rayaprolu K. - Boilers for power and process. Edit.CRC, 2009, US 2. Hugot E. - Handbook of Cane Sugar Engineering. Elsevier 1986, 3º edit 3. Rein P. - Cane Sugar Engineering. Verlag Dr.Albert Bartens, 2007- Berlín 4. Stultz. & Kitto- Steam, its generation and use, 41 editions, Chapter 39. Published by Babcok Wilcox Company, USA, 2005 5. VDI Heat Atlas, 2º edit- Published by Springer Verlag, Germany – 2010 6. Basu P. et.al – Boilers and Burners, Design and Theory - Published by Springer Verlag, N.Y., 2000 7. Sadik Kakac – Boilers, evaporators and condensers. Wiley-Interscience; 1º edition 1991 8. Ganapathy V. – Industrial Boilers and Heat Recovery Steam Generators. Edit. Marcel Dekker Inc, 2003, US 9. Polupan G. et.al – Estudio comparativo de los métodos del cálculo de transferencia de calor en banco de tubos. Revista Científica, Vol.14, Nº1, páginas 17-23, eneromarzo de 2010 - México

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449

16. SECADO DEL BAGAZO F. J. Franck Colombres, M. A. Golato, D. Paz y C. Alderetes

Al analizar la dinámica de la combustión y la estabilidad de dicho proceso, hemos visto la marcada influencia que ejerce el poder calorífico del bagazo sobre las temperaturas dentro del hogar y por ende sobre la transferencia de calor por radiación hacia las paredes de agua. Vimos también que en el hogar se produce más del 40% del total de vapor generado; de aquí que esta variable sea de esencial importancia El poder calorífico es dependiente de la humedad del bagazo, resulta entonces muy importante mantener este parámetro lo más constante posible, a los efectos de lograr las temperaturas adecuadas de operación del hogar y garantizar la absorción de calor proyectada. Por otro lado, vimos también que las mayores pérdidas de exergía tienen lugar en el hogar y estas dependen de las temperaturas en juego. Cuanto más bajas sean las temperaturas de combustión en el hogar mayores serán las pérdidas exergéticas y la inestabilidad del proceso de combustión La humedad interviene además, directa o indirectamente, en distintas variables relacionadas con la eficiencia de la combustión (y por lo tanto con la eficiencia de la caldera y el impacto ambiental). La evaporación de la humedad del combustible alarga el periodo endotérmico de la combustión, lo que retarda la ignición. En algunos casos, esta evaporación se realiza a costa de la energía de las partículas encendidas, lo que hace que estas se apaguen, dando lugar a la presencia de material incombusto en los gases de combustión Por otro lado, el vapor que se genera crea un centro de presión local que impide la penetración del oxígeno, razón por la cual se requiere mayor cantidad de aire, lo que además de enfriar la cámara de combustión, resulta luego en pérdidas de calor sensible. El calor específico del vapor es bastante mayor que el del aire y el de los gases de combustión, por lo tanto, la presencia de vapor hace disminuir aún más la temperatura de la cámara de combustión [1] La evaporación de la humedad del combustible en ocasiones rompe algunas partículas dando lugar a nuevas partículas de menor tamaño [2], en tal sentido, una distribución de tamaños más heterogénea impacta negativamente en la combustión, debido a que los distintos tamaños requieren diferentes condiciones y tiempos para los fenómenos físicos y químicos previos a la oxidación o combustión propiamente dicha, que lógicamente no se pueden satisfacer de la mejor manera para todo el espectro de tamaños A su vez, los test de performance muestran que la mayor pérdida energética en la caldera es la debida a la humedad del bagazo y de aquí que se refuerce la idea de que su valor deba ser reducido y acotado, dentro de un intervalo aceptable de variación. En

450 consecuencia, se requiere que el bagazo ingrese con un determinado contenido de humedad al hogar para optimizar el proceso de la combustión, mejorando así el aprovechamiento del combustible.Para reducir y mantener controlada la humedad del combustible, una de las soluciones propuestas ha sido usar secadores de bagazo, empleando como fuentes térmicas posibles  energía solar  vapor de agua sobrecalentado  gases Para el caso del bagazo a utilizarse en calderas, su secado empleando energía solar es en general limitado por los requerimientos de espacios necesarios por las grandes cantidades de bagazo que se producen en la industria azucarera. El empleo de vapor se muestra como una alternativa prometedora, pero aún se encuentra en desarrollo. El secado empleando gases de combustión, si bien puede ser objeto de controversias, es el más difundido. El secado de bagazo está extensamente estudiado y documentado en la literatura técnica azucarera [3], [4], [5], [6], [7], [8], [9], [10], [11]. En las obras de Rein y Van der Poel se encuentra un adecuado resumen de las experiencias [12], [13].

16.0 APLICACIÓN DEL SECADO EN CALDERAS La conveniencia de instalar un secador de bagazo debe ser planteada y entendida en el marco correcto de la situación que se analice. Este marco corresponde a: 1. Caso de calderas nuevas por adquirir y donde puede plantearse la conveniencia de un diseño de la caldera en combinación con el secador y los equipos recuperadores de calor convencionales que acompañan a las calderas. Aquí hay que tener en cuenta, que en general los fabricantes de calderas no proveen secadores de bagazo, pues no forma parte de su core business 2. Calderas existentes en donde generalmente se tiene incorporado calentador de aire y/o economizador y a las que se les desea mejorar su performance. Este es el caso general y en donde los secadores tienen actualmente su más amplio espectro de aplicación. Para las calderas del caso 2 y suponiendo que se trata de calderas en perfectas condiciones operativas y de mantenimiento, y que no serán sometidas a procesos de retrofit ó recalentamiento intermedio, las únicas opciones de mejorar su desempeño actual son: a) Precalentamiento regenerativo del agua de alimentación

451 b) Secado del bagazo c) Combinación de las dos anteriores La aplicación del caso a) dependerá del balance termoenergético de la planta y disponibilidad de vapor sobrante. Esta solución cumpliría el mismo efecto del economizador, sólo que la energía recuperada dependería de un uso eficiente del vapor. En el caso c), si el secado se realiza recuperando energía de los gases de combustión, el precalentamiento regenerativo del agua de alimentación permitiría prescindir del economizador y tener disponible gases de mayor temperatura, y por lo tanto de mayor potencial para el secado.

16.1 BENEFICIOS DEL SECADO DE BAGAZO Los beneficios que se obtienen del secado de bagazo y de la posibilidad de mantener su humedad lo más constante posible, pueden resumirse de la siguiente manera, tomando las referencias antes citadas: 1. mayor poder calorífico 2. mayores temperaturas de combustión 3. mayor transferencia de calor por radiación en el hogar 4. mejor estabilidad en el proceso de combustión 5. incremento en la producción de vapor del hogar 6. mayor tiempo de retención en el hogar 7. menor exceso de aire 8. menor flujo de gases de combustión 9. menores pérdidas de calor en gases de escape 10. menor consumo de energía en ventiladores de aire forzado y de tiro inducido 11. eliminación del consumo de combustible auxiliar 12. incremento del rendimiento energético y exergético de la caldera 13. menores pérdidas de combustible no quemado 14. menor impacto ambiental

Con tantos beneficios enunciados, es lícito preguntarse por qué razón no se ha difundido masivamente su aplicación en la industria. Al respecto y dependiendo del tipo de secador que se trate podemos sintetizar las objeciones de la siguiente manera 1], 2], 3]  riesgos de incendios  complicaciones operativas  relación “inversión / beneficios” más alta respecto de un calentador de aire y/o economizador  mayores costos operativos (energía, mano de obra, mantenimiento) que otras alternativas

452  requerimiento de mayor espacio que otras alternativas Las principales objeciones están en relación con la comparación con otras alternativas, que en general se basan en estudios para modificaciones de calderas existentes, y no en estudios de proyectos de calderas nuevas encarados de manera holística.

16.1 FACTORES DE DISEÑO Y UBICACIÓN DEL SECADOR Los secadores en general han sido concebidos no como parte integrante de la caldera sino como un equipo de recuperación auxiliar de los ya existentes (economizador y/o precalentador de aire) en combinaciones varias. Barroso et al., han llevado a cabo un interesante análisis de estas posibles combinaciones y sus resultados [14]. El secador puede emplearse en serie, o en paralelo respecto a los otros recuperadores de calor auxiliares. En la figura 1 se muestran algunas de estas combinaciones [6], [15] Las ventajas del secado han sido analizadas y reportadas bajo los enfoques tanto energéticos como exergéticos y de ellos se desprende que la mejor opción analizando las posibles combinaciones se obtiene cuando la caldera está provista con un tándem de economizador, calentador de aire y secador [16], [17], [11], [18], [19]. Cuando la caldera posee un solo equipo recuperador es siempre más eficiente el conjunto calderacalentador de aire-secador que caldera-economizador-secador. Desde el punto de vista de la operación de la caldera, para garantizar una combustión estable del bagazo húmedo, se requiere aire suficientemente caliente, por ello sería conveniente poner el calentador primero y luego el economizador en la corriente de gases que salen del generador de vapor. Sin embargo, desde el punto de vista de los costos de inversión inicial, es conveniente situar el calentador de aire aguas abajo del economizador en la corriente de gases, lo que además da mayor seguridad de operación y facilita el mantenimiento, entre otros beneficios. De todas maneras la elección de la posición de los equipos de recuperación de calor, precalentador, economizador y secador, dependerá de: por un lado, si se trata de un proyecto completamente nuevo o de un proyecto de modificación de una caldera existente, y por otro, del nivel de presión y temperatura de vapor necesario. Para el diseño habrá que tener en cuenta: la temperatura mínima del aire precalentado, que depende del exceso de aire y la humedad con que se quema el combustible; la temperatura de ablandamiento o fusión de cenizas; la máxima temperatura alcanzada por los gases, que dependerá también del contenido de humedad del combustible que llega al hogar y de la temperatura a la que se precalienta el aire; la temperatura de los gases a la de salida del horno; la velocidad de los gases; el tiempo de residencia; la temperatura máxima del agua precalentada, que depende de la temperatura de saturación, de la presión de trabajo; la temperatura mínima de los gases en relación a la temperatura del

453 punto de rocío; la circulación del agua; la capacidad de separación de vapor; las pérdidas de carga, consumos de energía de los equipos auxiliares y costos operativos, entre otros factores.

Figura 1-A) Disposiciones en serie [6]

Figura 1-B) Disposición en paralelo [15] Figura Nº1 – Arreglos posibles de secador / equipos de recuperación calor

Con respecto al punto de rocío, en el caso del economizador o del calentador de aire, la transferencia de calor hace descender la temperatura de los gases y el punto de rocío puede alcanzarse en el equipo mismo. En el caso del secador de transporte neumático, la disminución de temperatura de los gases depende, no sólo de la transmisión de calor, sino también de la transferencia de materia. Si el secador es relativamente largo, y la temperatura de los gases a la entrada relativamente alta, el secado inicialmente es impulsado principalmente por la alta temperatura de los gases, pero cuando estos se van

454 enfriando, la fuerza impulsora predominante pasa a ser la diferencia entre el contenido de humedad de los gases y el contenido de humedad correspondiente a la saturación adiabática [20], [21] A medida que transcurre el secado los gases se van acercando a las condiciones de saturación, pero esta no se alcanza, y consecuentemente tampoco el punto de rocío, aún cuando haya pérdidas de calor al exterior, debido a que al acercarse los gases a la saturación disminuye también la fuerza impulsora del secado. Si bien el punto de rocío no se alcanza en el secador, el mismo puede alcanzarse inmediatamente luego de la separación de los gases y el bagazo, si desciende aún más la temperatura de los gases. También la granulometría del bagazo es un importante factor a tener en cuenta en el secado, ya que los distintos tamaños de partículas requerirán diferentes tiempos o condiciones para el secado, y para la fluidización o el transporte, en el caso de secadores de lecho fluidizado o de transporte neumático. En este último, como la temperatura de ignición del bagazo depende de su humedad, es decir que para una determinada temperatura el bagazo no se enciende hasta que no se seca hasta una determinada humedad límite, y como los gases se van enfriando a medida que se va secando el bagazo, en general no hay riesgo de incendio en el secador. Pero si en el secador de transporte neumático se produce fluidización sin transporte de las partículas de mayor tamaño, estas pueden sobresecarse y encenderse. La humedad final del bagazo presecado, alcanzada en el secador, debe ser acorde al diseño y materiales constructivos del generador de vapor. Un secado excesivo puede generar importantes complicaciones operativas y daños en el generador.

16.2 BALANCES DE MASA Y ENERGÍA En el caso de secado con una fuente de energía externa al sistema caldera-secador (energía solar, vapor o gases de otra instalación), los balances para la caldera y el secador pueden hacerse por separado. Para el secado con energía derivada del interior del sistema, los balances de la caldera y del secador están relacionados entre sí. En el caso del secado con vapor sobrecalentado de la caldera, simplemente hay que tener en cuenta que el caudal de vapor entregado por el sistema está disminuido en la cantidad de vapor necesario para el secado. Los balances para el caso del secado con gases de combustión recuperados de la misma instalación son más complejos, y más aún para la disposición en paralelo. Su mayor complejidad es principalmente debida a que al variar la humedad del bagazo que llega al horno varía la cantidad de agua, y con ello el potencial de secado, de los gases que se emplean en el secador. A continuación se presenta un ejemplo ilustrativo para este caso.

455 En la figura 2 se esquematiza el secador, con su superficie de control y los flujos de bagazo, gases y agua evaporada en el equipo, para el planteando de los balances:  Balance de masa: G bh  G gh  G bs  G gh  G w  Balance de sólidos: G bh  X1  G bs  X 2  Balance de energía: G gh  J g1  G bh  J b1  G gh  J g 2  G bs  J b 2  G w  i w  Q p Donde:

G bh , G bs son los flujos de bagazo húmedo y seco respectivamente kg/h], G gh es el flujo de gases húmedos de combustión kg/h], G w es el flujo de agua evaporada kg/h], X son los sólidos del bagazo %], J g , J b e i w son las entalpías de los gases, bagazo y agua kcal/kg], 1 y 2 corresponden a los estados antes y después del secador respectivamente, y Qp son las pérdidas de calor al medio ambiente kcal/h].

Figura Nº2 – Esquema secador de bagazo

Si suponemos Gbh = 1 ton/h y la humedad del bagazo antes y después del secado w1 = 50% y w2 = 30% respectivamente, el bagazo seco y el agua evaporada emergentes del secadero serían: Bagazo seco: G bs  G bh

1 - w1   1000 1 - 0,5  714 [kg / h] x1  1000 1  w 2  1  0,3 x2

Agua evaporada: G w  G bh  G bs  1000  714  286 [kg / h] Para conocer la energía necesaria a entregar por parte de los gases, precisamos calcular la absorbida por el bagazo en su secado, que para simplificar consideraremos

456 similar a la absorbida únicamente por la fibra seca y la requerida para evaporar el agua. Para ello será preciso conocer la temperatura del bagazo a la salida del secador, que supondremos de 50ºC. El calor específico de la fibra de bagazo [3] está dado por la siguiente ecuación:

Cp f  0,266  0,0016.t f [kcal / kgº C] Siendo Cp f  0,32 [kcal / kg º C] entre la temperatura ambiente (20ºC) y de salida del bagazo (50ºC). Tomando un calor de vaporización del agua de 600 kcal/kg], será: Energía absorbida por el bagazo: Energía absorbida por el agua: Energía requerida total

Q b  714  0,32  50  20  6897 [kcal / h]

Q w  7286  600  171.600 [kcal / h]

Qs  Q b  Q w  178.497 [kcal / h]

Esta energía, a transferir en el secador, debe ser igual a la aportada por los gases con una temperatura de entrada al secador que depende de la temperatura de combustión, y con ella, de la transferencia de calor en la caldera y recuperadores, por lo que en general se requiere algún método iterativo para la resolución de los balances. La temperatura de combustión depende directamente del poder calorífico, el cual varía con la humedad: Reducción humedad: w = 50 – 30 = 20 puntos Poder calorífico inferior con w1 = 50%: Hi = 1779 kcal/kg] Poder calorífico inferior con w2 = 30%: Hi = 2725 kcal/kg] Aumento del poder calorífico: 53% Con este aumento del poder calorífico veamos cómo afecta a la temperatura adiabática de combustión y para ello tomaremos los datos del caso desarrollado en el capítulo 3. Allí habíamos obtenido un valor de tad1 = 1207ºC con bagazo del 50% de humedad, 30% de exceso de aire y con aire precalentado a 200ºC. Se asumió que la temperatura ambiente era de 20ºC. Con este nuevo poder calorífico, la temperatura adiabática sube a:

t ga  t o 

H i  G a .Cp a .t a  t 0  2725  164  20   1787º C 1  G a .Cp gh 4,78.0,342

Es decir, conseguiríamos un aumento en la temperatura adiabática de t = 48%.

457 El secado de bagazo no puede ejecutarse como proyecto aislado sin comprobar sus efectos sobre el balance térmico del hogar y de la caldera en su conjunto. El secado del bagazo representa una alteración de las condiciones de diseño de la caldera y como tal debe ser tratada. En efecto, el calor transferido por radiación y la temperatura media en el hogar, está dado por:

Qh  f ..Fre Tm4  Tp4   G gh .Cpgh Tad  Ts  Tm  Tad .Ts Esto quiere decir que cuanto más baja sea la humedad del bagazo y por ende más alto su poder calorífico, mayor será la temperatura media del hogar. La temperatura media como vimos, está limitada por la temperatura de fusión de las cenizas. Recordando lo analizado en el capítulo Nº10, teníamos que la temperatura de los gases a la salida del hogar es proporcional a la temperatura adiabática, lo que implica que un aumento de esta última alterará este valor, hecho que debe ser cuidadosamente analizado para evitar altas temperaturas de ingreso al sobrecalentador que pueden afectar la vida útil de los tubos. Por otro lado, una mayor generación de vapor en el hogar implica variaciones en la circulación de las paredes de agua, que deben verificarse para asegurar que la temperatura de la pared tubular se mantiene dentro de los valores fijados en el diseño. Asimismo, necesariamente el diseño del secador debe realizarse en forma paralela a los balances del mismo y de la caldera, y considerando los diferentes factores económicos, para asegurar el sistema más favorable.

16.3 TIPOS DE SECADORES Son varios los tipos de secadores usados en la industria. Estos son del tipo:      

de banda rotativo con gases (recuperados ó con cámara de combustión incorporada) rotativo con aire precalentado (con intercambiador a vapor) de transporte neumático de lecho fluidizado de vapor

Algunos de estos secadores han sido probados para bagazo a escala piloto. A escala industrial, el que mayor difusión ha tenido es el de transporte neumático, y en menor

458 medida el rotativo. En las referencias bibliográficas anteriores se pueden encontrar resúmenes de estas experiencias. Secadores de transporte neumático Los secadores en transporte neumático son conocidos y usados exitosamente en otras industrias que usan biomasa, pero en la industria azucarera recién a partir de los años 80, comienzan a tener una mayor difusión y perfeccionamiento [19], [22]. Los sistemas de secado de bagazo por transporte neumático generalmente emplean gases de combustión como agente de secado y como medio de transporte del bagazo. Los gases se dirigen al tubo o columna de secado vertical (1) (Figura 3) a través de un conducto de gases calientes (2) al ser succionados por la acción de un ventilador de tiro inducido. El bagazo húmedo ingresa a un tubo de secado por medio de una válvula rotativa (3) y es arrastrado en transporte neumático por los gases. A la salida del tubo de secado, se separa el bagazo presecado de los gases mediante uno o más ciclones (4), los cuales poseen en su base una válvula rotativa para la descarga del bagazo presecado (5). Los gases resultantes se dirigen a una chimenea por medio de un conducto de gases fríos (6).

Figura Nº3 – Secador de transporte neumático [23]

En la figura 4 vemos un esquema de un secador de este tipo acoplado a una caldera y su funcionamiento, consistente en transportar neumáticamente el bagazo en flujo paralelo con los gases, intercambiando masa y energía en la columna de secado, para luego ser separado en un ciclón y alimentado presecado a la caldera para su utilización.

459

Figura Nº4 – Esquema de un secador acoplado a una caldera

La figura Nº5 corresponde a un ingenio de La India que cogenera y opera con una caldera de 70 t/h de vapor de 67 bar y 480ºC. Durante la zafra 2007-2008 fue instalado el secador y los resultados reportados se presentan en la tabla 1 [24].

Figura Nº5 – Secador de transporte neumático instalado en India [24]

460 Tabla Nº1– Resultados del secador de figura 5 [24]

Parámetro Humedad bagazo Poder calorífico Sup. Temp. gases escape Rendimiento caldera Ratio vapor / bagazo Ahorro de bagazo

Unidades % Kcal / kg ºC % Kg / kg t/h

Sin secador 50 2276 150 68,05 2,24 0

Con secador 43 2598 75 73,75 2,77 2,249

En la tabla 2 se resumen los beneficios obtenidos en este tipo de secadores provenientes de la experiencia de ingenios argentinos, mexicanos, brasileros e hindúes conforme a [1], [7], [23], [24]

Tabla Nº2 – Beneficios del secado de bagazo en transporte neumático

Parámetro Reducción de humedad del bagazo Aumento de rendimiento neto* Bagazo excedente (para igual prod. de vapor) Mayor vapor (sin bagazo excedente) Reducción exceso de aire Menos flujo de gases Mayor Índice de vaporización del bagazo Mayor temperatura en el hogar Disminución de temperatura de chimenea Disminución de material particulado Disminución concentración de CO Disminución concentración de NOx *neto: Incluye energías auxiliares.

Mejora obtenida % 14 a 40 5 a 22 6 -18 15 a 20 20 a 50 9 a 17 4 a 22 10 a 30 50 a 55 75 a 85 87 a 93 22 a 32

Para el proyecto de un sistema de secado por transporte neumático puede consultarse la bibliografía especializada y la citada específicamente para el bagazo, ya que contienen ecuaciones y datos experimentales tanto de laboratorio como en fase industrial y que son de gran utilidad [25], [26], [27]. Para lograr un óptimo diseño será necesario determinar, con cierto grado de aproximación, algunas variables críticas, como las velocidades de transporte neumático del bagazo, el coeficiente de transferencia de calor en el secado del bagazo en el transporte neumático, entre otras. La Estación Experimental Agroindustrial Obispo Colombres (EEAOC) posee una vasta experiencia en secado del bagazo de caña de azúcar. En el año 1986 la EEAOC comenzó con los primeros estudios experimentales en secaderos pilotos a nivel de laboratorio, buscando determinar la velocidad de transporte neumático del bagazo. En esta

461 experiencia se logró determinar el comportamiento de las variables fundamentales que intervienen en el transporte neumático del bagazo, se obtuvieron ecuaciones empíricas para las velocidades de arrastre para los diferentes tamaños de partículas de este combustible. Además, se determinó la influencia de la temperatura del medio fluidizante sobre la velocidad de arrastre de las partículas [28] En 1987 se propuso una ecuación experimental para el proceso de secado en transporte neumático para el bagazo de caña de azúcar. Esta ecuación permite predecir las caídas de humedad de las partículas de bagazo para los diferentes tamaños en función del diámetro promedio de las mismas, teniendo en cuenta el tiempo de residencia y el contenido de humedad inicial [29]. En ese mismo año se desarrolló una metodología de diseño y cálculo de secadores en transporte neumático La misma se basaba en balances de masa y energía para un sistema constituido por una caldera bagacera de baja presión, equipada con pre-calentador de aire en contracorriente y un secador de bagazo en transporte neumático, que empleaba como agente secante parte de los gases efluentes del horno de la caldera derivados antes de ingresar al pre-calentador de aire [8]. El desarrollo de esta metodología permitió proyectar y construir el primer secadero de bagazo de Tucumán, instalado en el ingenio Ñuñorco en una caldera de 30 t/h de producción de vapor y 12 kg/cm2 de presión. A partir de ese prototipo, se pudo estudiar las caídas de presión y temperatura a lo largo del mismo trabajando al vacío y con carga de bagazo húmedo. Además, se midieron los flujos de bagazo presecado y los contenidos de humedad, haciendo variar el caudal de bagazo húmedo de ingreso al secador. Esta experiencia permitió a estudiar el comportamiento de la operación del generador de vapor sin secador y con secador, evaluando las ventajas logradas cuando se utilizó este último. Se encontraron algunas ventajas con el uso de esta tecnología, como ser el menor empleo de energía por unidad de bagazo procesado y menores consumos de energía por tonelada de agua evaporada [30] En el año 1993 el ingenio Ñuñorco decidió reinstalar el secador de bagazo diseñado y construido en 1987, en una caldera de mayor producción y presión (de 45 t/h 21 kg/cm2 respectivamente), por lo que la EEAOC tuvo que recalcular el nuevo sistema calderasecador, a partir de las dimensiones físicas de este equipo. Como la nueva caldera de vapor era de mayor capacidad, o sea de mayor consumo de bagazo, fue necesario modificar la altura del secador original para lograr secar el nuevo caudal de bagazo a la humedad requerida para abastecer al horno de la caldera con una mezcla compuesta por bagazo presecado y bagazo original, con una humedad que no supere el 49%. Finalmente se logró rediseñar la instalación y secar bagazo de manera continua desde 53-54% de humedad hasta un 40-41%, confirmando con muy buena aproximación los cálculos de rediseño [31]. A partir de esta experiencia se pudo evaluar la reducción del impacto ambiental de calderas bagaceras, mediante el empleo del secado de bagazo. Se demostró que esta tecnología permitió reducir sustancialmente el material particulado de las emisiones gaseosas desde 4500 mg/m3 a menos de 300 mg/m3 [15].

462 En el año 2002 se realizaron dos nuevos diseños de secadores, uno para una caldera de 80 t/h de producción de vapor y 21 kg/cm2 de presión, instalada en el Ingenio Ñuñorco; y otro equipo para el secado de médula de bagazo para una caldera de 30 t/h y 12 kg/cm2, para ese mismo ingenio azucarero. Además, en ese año se diseñó un secador de bagazo para el Ingenio Santa Bárbara para secar el bagazo húmedo de dos calderas de vapor, una de 30 t/h y otra de 40 t/h; con gases calientes proveniente de las mismas calderas y devolver el bagazo presecado a los hornos de estos generadores. Dicha configuración se encuentra operando desde entonces sin inconvenientes. En el año 2003 se diseñó un secador de bagazo para una caldera de vapor con una producción nominal de 50 t/h de vapor a 15 kg/cm2 de presión, instalada en el ingenio Ofelina de la Compañía Azucarera La Estrella S.A., de la República de Panamá, con el objetivo de reducir el consumo de petróleo que se venía registrando en la caldera durante la zafra 2002. A partir de ensayos en la caldera se determinaron los parámetros de operación de la misma, el rendimiento térmico resultó próximo al 61% con un índice de generación de 1,56 kg vapor/kg.bagazo húmedo, para una producción de vapor de 41,6 [t/h] y un bagazo con un contenido de humedad del 54,6%. Posteriormente en el 2005 se puso en marcha el secador, obteniéndose para una similar producción de vapor un rendimiento térmico en el sistema caldera-secador del 76%, con un índice de generación de 2,06 kg vapor/kg.bagazo húmedo, operando la caldera con un contenido de humedad del bagazo de aproximadamente 31%. Esto le posibilitó al ingenio ahorrar 5400 kg/h de bagazo, lo que representó un 20% respecto al caso base. Luego en el año 2006 la Compañía obtuvo motivo de la incorporación del secador, el Premio a la Innovación Ambiental en Centroamérica. En el año 2006 se diseñó un equipo de secado para el ingenio Santa Rosa de la República de Panamá, la caldera de vapor original era de 50 t/h de producción de vapor y 18 kg/cm2 de presión. Ensayos realizados en la misma, demostraron un índice de producción de vapor de 1,57 kg vapor/kg.bagazo húmedo, con un consumo de bagazo de aproximadamente 32,0 t/h y una humedad del bagazo promedio del 50%, determinando un rendimiento térmico de la caldera cercano al 52%. Con la puesta en marcha del secador de bagazo en el año 2007, se obtuvo una producción de vapor de 60 t/h a igual presión de trabajo, con un rendimiento térmico en el sistema caldera-secador del 70% y un índice de generación de 2,28 kg vapor/kg.bagazo húmedo,

operando en la caldera con una humedad del bagazo de 36%. Esto posibilitó ahorrar aproximadamente 5400 kg/h de bagazo, lo que representó en este caso el 17% respecto al caso base. En el año 2009 se realizó un anteproyecto de un sistema de secado de bagazo y médula de bagazo para el ingenio Ledesma de Argentina, para ser instalado en una caldera de 118 t/h de producción nominal a una presión de 44 kg/cm2, dotada con economizador de vapor y pre-calentador del aire primario para la combustión, este último aguas abajo del economizador en la corriente de gases. Esta propuesta fue un desafío

463 importante, ya que era la primera experiencia del grupo en el diseño de secadores de bagazo en calderas de alta presión. Se partió de ensayos realizados en el generador de vapor para así obtener los datos base para el diseño del equipo. A partir de los resultados ensayos y cálculos, se determinó que el generador de vapor funcionaba con un índice de 1,87 kg vapor/kgbagazo, con una producción de vapor de 104,8 t/h a 46,65 kg/cm2; y un rendimiento térmico de 77,8%, con un bagazo de 53% de humedad. Como el generador se encontraba operando por debajo de su producción de vapor nominal, se tomó como caso base de diseño 118 t/h de vapor, 46,65 kg/cm2 de presión. Para estas condiciones, se determinó un potencial índice de generación de vapor de 1,90 kg vapor/kgbagazo y rendimiento del sistema caldera-secador de 80%. Se analizaron tres alternativas posibles de secado de bagazo, la primera, utilizando la totalidad de los gases efluentes a la salida del pre-calentador de aire de la caldera, la segunda alternativa fue derivar alrededor del 35% de los gases calientes, antes del equipo pre-calentador y la tercera fue derivar gases calientes desde la entrada del economizador de vapor de la caldera. De las tres propuestas planteadas, la más beneficiosa desde el punto de vista energético, fue la tercera, es decir utilizando los gases de mayor temperatura para secar el bagazo. Con ésta se lograría un índice de generación de vapor de 2,18 kg vapor/kgbagazo

y un rendimiento termodinámico del sistema de 91,5%, lo que les permitía obtener un ahorro de bagazo de 12,6%, equivalente a un consumo de gas natural de casi 6.700.000 m3/zafra [32]. En ese mismo año se diseñó un equipo de secado para una caldera de vapor de 60 t/h de producción nominal, a una presión de 18,5 kg/cm2, para el ingenio azucarero El Carmen de México, con el objetivo de disminuir el consumo de petróleo de la fábrica. Con datos proporcionados por el ingenio, se realizaron cálculos teóricos, obteniéndose un índice de generación de vapor de 1,77 kg vapor/kg.bagazo húmedo y un rendimiento térmico de 59,43% para la caldera operando sin secador, con un bagazo de 50% de contenido de humedad. De manera teórica se realizaron cálculos y se estimó que el índice de generación de vapor para la caldera con secador de bagazo sería de 2,80 kg vapor/kg.bagazo húmedo, con un bagazo de 32% de humedad, lo que representaba casi un 58% de aumento de producción de vapor. El rendimiento del sistema caldera-secador se estimó alrededor de 70%. Finalmente el secador de bagazo fue construido; y a principios de 2010, se ensayó la caldera de vapor sin el secador de bagazo y luego con el secador en operación. Los resultados para el primer caso fueron: índice de generación de vapor de 1,51 kg vapor/kg.bagazo húmedo,

con un rendimiento térmico de 55,8% para una producción de vapor de la caldera de 33,7 t/h y un bagazo con un contenido de humedad de 53%. El consumo

464 de petróleo registrado durante el ensayo fue de 2225,5 l/h, lo que representaba alrededor de 11,25 l/TC. Estos resultados fueron muy desalentadores, ya que se encontraban por debajo de los considerados en el diseño teórico del equipo de secado. Luego de la puesta en marcha del secador, y de alcanzar condiciones de régimen con mezcla de bagazo presecado y húmedo, se realizaron ensayos al sistema caldera-secador, obteniendo como resultados un índice de 2,14 kg vapor/kgmezcla, con un rendimiento térmico del sistema de 63,8% y un consumo de petróleo en la planta de calderas al cabo de 14 horas de trabajo de 1526,6 l/h, equivalentes a 7,72 l/TC, logrando un ahorro de combustible de 31,4% [24]. También en el año 2010 se analizó, para el Grupo Santos de México, la posibilidad de instalar secadores de bagazo en los ingenios azucareros que poseía la compañía. Para ello se visitaron los ingenios Bellavista, Plan de Ayala y Cuatotolapan, y se realizaron ensayos en sus calderas de vapor con el objeto de estudiar la posibilidad del secado de bagazo en los principales generadores. En el año 2011 se adecuaron instalaciones en el Ingenio Santa Bárbara de Tucumán para ejecutar ensayos de combustión de vinaza con materiales celulósicos y biogás, previstos en un proyecto federal de innovación productiva presentado en una convocatoria del 2009 a la Agencia de Promoción Científica y Tecnológica de la República Argentina. Estos ensayos tenían la particularidad de quemar en las calderas del ingenio, una mezcla combustible constituida por bagazo pre-secado, vinaza diluida y residuos agrícolas de la cosecha de la caña de azúcar (RAC). El bagazo de 55,5% de humedad se presecó en un secador de transporte neumático hasta una humedad de aprox. 33,6%, la vinaza diluida proveniente de la salida de la columna de destilación de alcohol tenía aprox. 11,0 ºBx y el RAC empleado una humedad de 26,3%. La caldera original quemando sólo bagazo húmedo de 52%, producía en promedio 32,25 t/h de vapor, a una presión de 17,4 kg/cm2, con un índice 1,32 kg vapor/kg. Bagazo húmedo

y un rendimiento térmico de 56,6%.

Con la incorporación del nuevo combustible mezcla, se logró una producción de vapor de 39,2 t/h a una presión de trabajo 22,0 kg/cm2, con un índice de 1,47 kg vapor/kgcombustible mezcla y un rendimiento del sistema caldera-secador de 51%, para un contenido de humedad del combustible mezcla de 40,2% aproximadamente. Esta experiencia permitió quemar mezclas de bagazo presecado, RAC y vinaza en calderas bagaceras convencionales. Para una relación de un 75,7% de bagazo húmedo, un 13,6% de RAC y un 10,7% de vinaza, manteniendo una combustión estable en el horno de la caldera, logrando un ahorro de bagazo del 21,1% con respecto al bagazo consumido por la misma caldera, operando únicamente con bagazo húmedo y sin secador de bagazo. Además se logró el objetivo buscado, emplear la vinaza en el proceso de combustión para disminuir el impacto ambiental que provocaba su vuelco a los cauces de los ríos. Con la experiencia se lograron emplear un 28,4% de vinaza en relación a la vinaza de la destilería [33]

465 En el año 2012 se realizó un estudio con el objetivo de analizar la incorporación de la tecnología de secado de bagazo como alternativa para el aumento de la eficiencia térmica y ahorro de combustible adicional de tres calderas de la planta de cogeneración del Ingenio Madre Tierra, Guatemala. Se relevaron las instalaciones y se recopilaron datos de operación con el fin de establecer las características de trabajo y desempeño de las unidades de generación de vapor. Luego se determinaron para cada una de ellas los beneficios a obtener con la incorporación de un secador en cada caso. En el año 2012 se presentó en la Agencia Nacional de Promoción Científica y Tecnológica de la República Argentina un proyecto para el incremento de la eficiencia energética de sistemas de producción de bioelectricidad en la industria sucro-alcoholera a partir de biomasas residuales: bagazo presecado y residuos agrícolas de cosecha de la caña (RAC). A partir de ensayos realizados en una caldera de vapor moderna de alta presión, se definió el caso base a reformar. La caldera ensayada arrojó una producción de vapor promedio de 128 t/h y un índice de generación de 1,8 kg vapor/kg.bagazo húmedo, alcanzando un rendimiento neto de 79,6% para un contenido de humedad en el bagazo de 54,5%. Se determinó que derivando un 35% de los gases calientes antes del pre-calentador de aire al secador, el bagazo podrá presecarse hasta 44,2% de humedad, el índice de generación será de 1,9 kg vapor/kgcombustible mezcla, con un rendimiento neto de 83,5% para la misma producción de vapor. Este beneficio y la incorporación de RAC permitirían incrementar la eficiencia del sistema de cogeneración, pasando de una producción de 15,0 GWh/año a 17,5 GWh/año, lo que representaría un incremento de 16,7% de generación de energía eléctrica anual. En la tabla Nº3 siguiente se presenta un resumen de los estudios y proyectos de secadores de bagazo de la EEAOC en Argentina y otros países Secadores rotativos Los secadores de tambores rotativos también funcionan con un flujo de gases calientes paralelo al bagazo a secarse, pero el transporte de este se realiza en gran parte en forma mecánica dentro de un cilindro. El bagazo húmedo es elevado continuamente por la rotación del cilindro dejándolo caer a través de la corriente de gases calientes que circulan a lo largo del secador. El cilindro rotatorio posee distribuidas en su interior una serie de paletas con el objeto de mejorar la mezcla, el tiempo de residencia y el contacto de la cáscara con los gases secantes aumentando la transferencia de calor. Dicho cilindro giratorio presenta una leve inclinación en sentido de la corriente de gases produciendo el movimiento de la cáscara en sentido longitudinal. También poseen ciclones para separar las partículas de bagazo de menor tamaño que son arrastradas por los gases. Los gases efluentes del ciclón son aspirados por un ventilador de tiro inducido que vence las pérdidas de carga del sistema de secado en cuestión, expulsándolos hacia la atmósfera a través de una chimenea.

466 Tabla Nº3 – Proyectos de Secado de la Estación Experimental Agroindustrial Obispo Colombres

Ingenio Ñuñorco Ñuñorco Ñuñorco Ñuñorco Santa Bárbara Ofelina Santa Rosa Ledesma Cuatotolapan Cuatotolapan Bellavista Plan de Ayala Plan de Ayala El Carmen Madre Tierra Madre Tierra Madre Tierra Santa Bárbara

Capacidad t vapor/h Argentina 30 Argentina 45 Argentina 80 Argentina 30 Argentina 30+40 Panamá 50 Panamá 50 Argentina 118 México 32 México 38 México 33 México 45 México 40 México 60 Guatemala 114 Guatemala 73 Guatemala 160 Argentina 128 País

Presión Bar 12 21 21 12 21 15 18 44 15 15 24 22 22 19 56 46 87 41,0

Estado (año) Proyecto Instalado (1987) Proyecto Instalado (1993) Proyecto Instalado (2002) Proyecto Instalado (2002) Proyecto Instalado (2002) Proyecto Instalado (2003) Proyecto Instalado (2006) Estudio de Factibilidad (2009) Estudio de Factibilidad (2009) Estudio de Factibilidad (2009) Estudio de Factibilidad (2009) Estudio de Factibilidad (2009) Estudio de Factibilidad (2009) Proyecto Instalado (2010) Estudio de Factibilidad (2012) Estudio de Factibilidad (2012) Estudio de Factibilidad (2012) En Construcción (2016)

En relación a sus resultados, cualitativamente son similares a los de los secadores de trasporte neumático, aunque los valores finales de humedad reportados han sido en el orden de los 35-40%, con temperaturas de salida de gases superiores a los 100ºC y menores eficiencias. A estos equipos se les cuestionaron problemas de tipo mecánico, demandan mucho espacio, y en general requieren sistemas auxiliares de transporte para el bagazo. Secadores a vapor Otro tipo de secador citado para bagazo es el que utiliza vapor sobrecalentado de baja presión. En los equipos de diseño estándar, el vapor tiene contacto directo con el bagazo y solamente cede calor sensible, esto es, no llega a condensarse y es recuperado nuevamente para ser recomprimido y sobrecalentado para su reinyección en el proceso. Con estos equipos podría tenerse la ventaja adicional del aprovechamiento potencial de la energía contenida en el vapor resultante de la humedad extraída del bagazo durante el secado, salvando los inconvenientes de la carga orgánica de los condensados resultantes. En un Workshop de ISSCT realizado en el año 2011, sobre las tecnologías futuras destinadas a optimizar la cogeneración, Morgenroth reporta un diseño de secador de vapor sobrecalentado, en fase de experimentación con un prototipo semicomercial con capacidad para evaporar 10 ton/h 34]. Abajo se muestra una foto del equipo en cuestión.

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Figura Nº7 – Secador a vapor [34]

Morgenroth y Batstone, proponen una fábrica de azúcar integrada con secadores de este tipo, en las que el vapor resultante del secado se aproveche para precalentar el jugo de la caña previo a la evaporación [35]. El secado de bagazo tal sea vez hoy la más clara alternativa para mejorar la eficiencia energética de las calderas, pues actúa sobre la causa raíz de sus problemas de baja performance (la humedad del bagazo), y no sobre las consecuencias de la misma, que obliga a ampliar el tamaño y costo de los equipos de generación de vapor al tener que incrementar las superficies de recuperación de energía de los gases.

16.4 REFERENCIAS

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17. MANEJO DE GASES Y CENIZAS

El balance de masas de la caldera nos permite conocer los flujos de aire, gases y cenizas a través de la instalación. Esta información es esencial ya que permite:  Fijar las velocidades de escurrimiento de los fluidos teniendo en cuenta su impacto sobre la transferencia de calor y la erosión de los materiales  Dimensionar las secciones de los ductos que transportan el aire y gases  Determinar las pérdidas de carga de cada corriente y la presión requerida para su movimiento  Seleccionar el tipo de ventilador requerido, capacidad y potencia necesaria  Definir los dispositivos de regulación de los flujos  Dimensionar los equipos de captura de partículas y limpieza de gases  Seleccionar y calcular los dispositivos de extracción de las cenizas En el cálculo de la capacidad del ventilador de tiro inducido (VTI) y debido a la infiltración externa de aire, deberá contemplarse un plus por arriba de los valores calculados para la máxima capacidad de la caldera y del exceso de aire permitido Efectivamente, considerando que la caldera operará bajo depresión y que el cierre de las paredes, ventanas, ductos, tolvas y juntas de expansión en calderas antiguas no es totalmente estanco, habrá un flujo de aire de infiltración que se agregará al flujo de los gases. Esta infiltración puede representar hasta un 17% del aire primario según el caso [1], [2], [3]. Este aire de infiltración debe evitarse ya que es responsable de:  Incrementar las pérdidas en los gases de escape  Enfriamiento de los gases reduciendo la transferencia de calor  Generar corrosión debido al ingreso de humedad  Aumento del consumo de potencia en ventiladores  Dilución de los gases alterando su composición (%O2 y %CO2) y el control de la combustión Teniendo en cuenta este hecho, el paso siguiente será calcular los flujos definitivos para avanzar en la selección del ventilador y su capacidad

Ejemplo Nº1: para la caldera de capacidad MCR = 200 ton/h (pv = 65 bar y tv = 480ºC) queremos determinar el flujo volumétrico y másico de aire y gases en los ventiladores. Asumiendo que la composición elemental del bagazo está dada por: 1 kg.bagazo seco = c + h + o + cz

472 1 = 0.47 + 0.065 + 0.44 + 0.025 [kg] Si el bagazo se quema con 50% de humedad, para un exceso de aire máximo del 34% (recomendado 25-34%) y una humedad relativa ambiente promedio de 60%, del balance de masas obtenemos: 1. Flujo másico de aire: Ga = 3.880 kg.aire / kg.bagazo 2. Caudal volumétrico aire: Va = 3.023 Nm3 aire / kg.bagazo 3. Flujo másico de gases húmedos: Ggh = 4.868 kg.gases / kg.bagazo 4. Caudal volumétrico de gases húmedos : Vgh = 4.010 Nm3 gases / kg.bagazo Si asumimos que el aire de infiltración es del 5% del aire primario total, el flujo será: Aire de infiltración: Gi = 0.05 x Ga = 0.05x 3.880 = 0.194 kg.aire / kg.bagazo Aire de infiltración: Vi = 0.05 x Va = 0.05x 3.023 = 0.151 Nm3 aire / kg.bagazo Flujo de gases húmedos: Gght = Ggh + Gi = 4.868 + 0.194 = 5.062 kg.gases / kg.bagazo Caudal de gases húmedos: Vght = Vgh + Vi = 4.010 + 0.151 = 4.161 Nm3 / kg.bagazo Si el consumo de bagazo es de Gb = 96.259 kg/h, los flujos másicos y caudales de aire y gases serán Ventilador de tiro forzado: Gaf = Gb x Ga = 96.259 x 3.880 = 373.485 kg/h Ventilador de tiro forzado: Vaf = Gb x Va = 96.259 x 3.023 = 290.991 Nm3/ h Si la temperatura ambiente es de 25°C, el caudal total que debe impulsar el ventilador de aire forzado será de: Vat = Vaf x (T2 / T1) = 290.991 x (25 + 273) / 273 = 317.638 m3 / h De este flujo un 80% irá bajo grilla como aire primario y el 20% restante irá como aire secundario al hogar Ventilador de tiro inducido: Ggh = Gb x Ggh = 96.259 x 5.062 = 487.263 kg/h Ventilador de tiro inducido: Vgh = Gb x Vght = 96.259 x 4.161 = 400.534 Nm3 / h Si los gases ingresan al ventilador de tiro inducido a 170ºC, el caudal volumétrico total requerido será: Vvti = Vgh x (170 +273) / 273 = 400.534 x (443 / 273) = 649.951 m3 / h Llegado a este punto debe evaluarse si los caudales serán proporcionados por un solo ventilador o se dividirá en dos unidades de igual capacidad, lo cual dará más confiabilidad operativa. En el caso del aire secundario, en algunas calderas es provisto desde el propio VTF y en otros lleva su propio ventilador. Para el VTI la configuración clásica es dividir el

473 caudal en dos ventiladores, pues proporciona mejor distribución del flujo y seguridad operativa

17.1 FLUJO DE FLUIDOS Y PERDIDA DE CARGA Tanto los gases como el aire requieren de energía para su movimiento venciendo las pérdidas de carga por fricción en los distintos tramos de la caldera. En ambos casos, el flujo es no isotérmico, ya que el aire es precalentado y los gases son enfriados a lo largo de la caldera. Esto es importante ya que afecta a la viscosidad del fluido y por ende a la caída de presión a través de la instalación La pérdida de carga en ambos fluidos y según el caso, estará dada por los siguientes conceptos: 1) 2) 3) 4) 5) 6) 7)

Pérdida en ductos rectos Pérdida por cambios de dirección y/o de sección Pérdida a través de elementos de regulación (damper) Pérdida a través de haces tubulares (sobrecalentador, banco convectivo, etc.) Pérdida a través de la grilla y lecho de bagazo Pérdida a través de ciclones y scrubbers Pérdida a través de la chimenea

Para el cálculo de las pérdidas de carga es preciso fijar las velocidades de escurrimiento de los fluidos y para ello se puede tomar las siguientes o los indicados en la tabla [4]  Aire primario / secundario: 9 – 18 m/seg  Gases: 12 - 15 m/seg

Figura Nº1 – velocidades en ductos según Rayaprolu

474 Otras propiedades de gran importancia son la viscosidad y peso específico del aire y gases en función de la temperatura. La viscosidad de gases como sabemos, al revés de los líquidos, aumenta con el incremento de la temperatura. Estas propiedades se pueden tomar de las obras [5],[6] La pérdida de carga se expresa en [mm.ca = kg /m2] y para los diferentes ítems, se calculará de la siguiente forma [7],[8],[9]: 𝐶2



Pérdida para generar la velocidad: h1 =



Pérdida en ductos rectos: h2 = J.



Pérdida en conductos de mampostería (gases): h3 = 0.02 x Lc x

𝐶2 2𝑔

2𝑔

.𝛾

.𝛾

mm.ca

Pérdida por cambio de dirección a 90º: h4 = K. 𝐶2

𝐶2 2𝑔

𝐶2 2𝑔

1 𝑆𝑐

.𝛾

.𝛾



Pérdida por cambio de sección: h5 = K1.



Pérdida en haces tubulares en cuadro: h6 = 0.146..C2 [(C..d) / ] – 0.0272



Pérdida en haces tubulares en tresbolillo: h7 = 1.866..C2 [(C..d) / ] – 0.24



Pérdida por el interior de tubos: h8 = 0.00094. g 0.852.C1.852. Lt / di1.269



Pérdida a través de los registros: h9 = K2.



Pérdida a través de la grilla y la capa de bagazo: h10 = .A.e2

2𝑔

. 𝛾.

𝐶2 2𝑔

.𝛾

Para las ecuaciones anteriores tenemos los siguientes significados: h = pérdida de carga en mmca, C = velocidad de los gases en m/sec,  = peso específico del aire o gases a tºC en kg/m3, Lc = longitud del ducto en m,  =  / g = densidad de aire o gases a tºC en kg/m3, d = diámetro del tubo en m, Lt = longitud del tubo en m,  = viscosidad dinámica de los gases en kg.sec / m2,  = coef = 6.3, A = kg.aire / kg.bagazo, e = espesor de la capa bagazo en metros y K, J representan coeficientes tabulados En estas ecuaciones los gases son considerados limpios, es decir, no está contemplada la presencia de las cenizas volantes en ellos y que aumentan la pérdida de carga al transportarlas neumáticamente. La caída de presión del lado de los gases, varía entre diseños de calderas y a modo de información citamos los siguientes valores:  Pérdida en el hogar: 5 – 6 mmca  Pérdida en sobrecalentador: 6 – 12 mmca

475  Pérdida en banco convección con tubos en cuadro: 14 – 20 mmca  Pérdida en economizador: 25 – 40 mmca  Pérdida en calentador de aire: 20 – 22 mmca  Pérdida en multiciclón: 50 – 60 mmca  Pérdida en ductos: 22 – 25 mmca  Pérdida en scrubber: 50 mmca   pérdidas en promedio: 182 – 200 mmca La caída de presión del lado del aire puede tomar los siguientes valores ilustrativos  Pérdida en ductos: 20 – 25 mmca  Pérdida en grilla: 30 – 50 mmca  Pérdida en calentador de aire: 80 - 150 mmca  Pérdida en silenciador: 10 mmca   pérdidas en promedio: 170 – 190 mmca Las caídas de presión pueden variar bastante dependiendo del diseño y disposición de los equipos de recuperación de calor (economizador y calentador de aire) que pueden venir en una o dos etapas. El gráfico siguiente muestra ilustra la situación

Figura Nº2 – caídas de presión en la caldera

476

Ejemplo Nº2: supongamos queremos dimensionar el ducto de aire caliente primario en base a los datos del ejemplo anterior, tal como muestra la figura siguiente. Tenemos entonces que:

Figura Nº3: esquema ducto de aire primario precalentado

Caudal de aire forzado / ducto: Vo = 290.991 / (2x3600) = 40.41 Nm3 / seg Temperatura aire caliente: T2 = 240ºC Caudal de aire caliente primario: Vd = 40.41 (T2 / T1) = 40.41 (240+273) / 273 = Vd = 76 m3 / seg Si adoptamos una velocidad de C = 18 m/seg, la sección necesaria en el ducto será: F = Vd / C = 76 / 18 = 4,2 m2 Si adoptamos un lado a = 1.5 m, el lado b será: b = F / a = 4.2 / 1.5 = 2.8 m

477 Los ductos de aire se construyen generalmente en acero al carbono ASTM A283 Gr.C o ASTM A36 de espesor 4.8 mm (3/16”) que pesa 37.68 kg/m2. Tomando b = 1 m, de longitud, el ducto pesará: Superficie total. St = 2(1.5x2.8 +1.5x1 +2.80x1) = 17 m2/m.lineal Peso del ducto: Pd = 17x 37.68 = 641 kg/m.lineal A este peso debe sumársele el peso de la aislación térmica y de la chapa protectora. El ducto de los gases se construye con chapa de 6.3 mm (1/4”) que pesa 50.24 kg/m2. Ambos ductos llevan como material aislante lana mineral de 3” de espesor con chapa protectora de aluminio de 0.6 mm de espesor Para el diseño de ductos y su cálculo mecánico puede consultarse los siguientes estándares [10], [11]  The structural design of air gas ducts for power stations industrial boilers applications. Editado por ASCE (American Society of Civil Engineers, USA)  ASME VIII-Div 1 – Apéndice mandatorio 13 para recipientes de sección no circular Los ductos se calculan como un pórtico cerrado bajo carga distribuida (interna o externa) sobre sus paredes. Cada pared se comporta como una placa empotrada en su contorno bajo una carga uniformemente distribuida. En ductos que trabajan con depresión estos llevan nervios en forma perimetral a modo de refuerzos Otro aspecto muy importante es el tema de los soportes para los ductos y el análisis de las cargas sísmicas, aspectos estos que está bien analizados en el estándar de ASCE que mencionamos y debería ser el material de base para un buen diseño.

Figura Nº4 – esquema de cargas en ductos

478 Dado que los ductos conducen fluidos calientes deberá evaluarse las tensiones ocasionadas por su dilatación térmica. En la práctica estas son compensadas mediante juntas de dilatación que absorben estos movimientos En la figura siguiente vemos el problema de las dilataciones y cómo pueden ser contenidos a través de un montaje de juntas de dilatación en los lugares indicados

Figura Nº5– juntas de expansión según ASCE

17.2 SELECCIÓN DE VENTILADORES Los ventiladores usados en la caldera se aplican para los siguientes propósitos: 1. alimentación de bagazo a los esparcidores neumáticos del hogar 2. transporte de aire primario y secundario en ventiladores de aire forzado (VT) 3. transporte de gases en ventiladores de tiro inducido (VTI) 4. provisión de aire a quemadores Los términos, conceptos, designación y ensayos de ventiladores están regidos por varias normas, pero en el caso de calderas se han difundido las de AMCA (Air Movement and Control Association International. Entre sus estándares, los más importantes para el personal de calderas son [12], [13], [14], [15]  AMCA 201-02: Fans and systems  AMCA 202-98: Troubleshooting  AMCA 203-90: Field Performance Measurement of Fan Systems  AMCA 803-02: Industrial Process Power Generation Fans: Site performance test standard Todo ventilador caracteriza su operación mediante los siguientes conceptos:  Caudal (Q): m3 / seg

479  Presión estática (Ps): Pascal o mmca  Condiciones de operación: (altitud, temperatura ambiente, humedad, densidad, etc.)  Velocidad de giro (N): rpm  Velocidad de salida tangencial (V): m/seg  Nivel sonoro máximo (S): dBA  Disposición mecánica: Arreglo constructivo, sentido de giro, posición de descarga y posición del motor  Características del fluido: gases corrosivos, abrasivos, etc. Los ventiladores usados en calderas son del tipo centrífugo; en los cuales el flujo de aire cambia su dirección, en un ángulo de 90°, entre la entrada y salida. Tienen tres tipos básicos de rodetes [16], [17], [18]   

álabes curvados hacia adelante (forward) álabes radiales (radial) álabes curvados hacia atrás, planos o de perfil aerodinámico (backward)

Cada tipo de rodete tiene comportamientos que son típicos y a partir de los cuales se define su utilización en uno u otro servicio. Los ventiladores enseñan su comportamiento a través de la curva característica de operación, cuya validez y determinación de performance, se efectúa a través de ensayos de recepción en el campo siguiendo los estándares ante citados

Figura Nº6– curva característica

480 Los tipos de ventiladores usados en cada servicio de caldera en general, son de las siguientes características: 1. alimentación a esparcidores: de aspiración simple, con rotor de álabes radiales, inclinados para atrás 2. transporte de aire primario (VTF): son de doble aspiración, con rotor de álabes rectos, inclinados hacia atrás 3. transporte de aire secundario (VTF): de aspiración simple, con rotor de álabes curvados para atrás 4. transporte de gases en ventiladores de tiro inducido (VTI): de doble aspiración, con rotor de álabes rectos, inclinados hacia atrás Las características de estos ventiladores son las siguientes:  Rotor de palas inclinadas hacia atrás: Es de alto rendimiento (78 - 90%) y autolimitador de potencia. Giran a velocidades altas y tienen tres diseños (álabes rectos, curvos y de perfil aerodinámico). Las velocidades altas generan problemas de erosión cuando hay partículas sólidas. El diseño de álabes de perfil aerodinámico (airfoils) es el de mayor rendimiento dentro de los ventiladores centrífugos (84-91%) y con bajos niveles de ruido. Son también más caros

Figura Nº7– álabes inclinados hacia atrás (backward)

 Rotor de palas radiales: Es típicamente usado en aplicaciones con caudales medios a bajos y a alta presión. Sus álabes pueden ser rectos o curvos. Es capaz de manejar partículas sólidas. Tiene un rendimiento total del 75% y el de álabe curvo supera este valor

481

Figura Nº8 – álabes radiales rectos y curvos

Figura Nº9 – ventilador VTF y VTI

Conocido el flujo de aire o gases por impulsar, la caída de presión en el circuito y seleccionado el tipo de ventilador, el paso siguiente será calcular la potencia del motor de accionamiento y su tipo (motor eléctrico, turbina de vapor, etc.). Si Q (m3 /seg) es el flujo de aire o gases y H (mmca) la presión estática a desarrollar por el ventilador y v, m son los rendimientos del ventilador y motor respectivamente, la potencia P (kW) requerida será: P = Q.H.g / 103.v.m Si la presión H se expresa en Pascal, la expresión anterior se convierte en: P = Q.H / 103.v.m

Ejemplo Nº3: si para los datos anteriores de caudales de aire y gases asumimos que las presiones requeridas son las siguientes, calcular la potencia accionamiento

de los motores de

Caudal de aire primario (25ºC): Qp = 317.638 / 3600 = 88.23 m3 / seg

482 Presión estática requerida: H = 280 mmca Rendimiento del ventilador: v = 0.78,

Rendimiento motor eléctrico: m = 0.97

Potencia motor eléctrico: P = Q.H.g / 103.v.m = 88.23 x 280 x 9.81 / 103x0.78x0.97 Potencia motor eléctrico ventilador aire forzado: P = 320 kW Caudal de gases (2 VTI): Qg = 649.951 / 2x3600 = 90.27 m3 / seg Presión estática requerida: H = 230 mmca Rendimiento del ventilador: v = 0.8,

Rendimiento motor eléctrico: m = 0.97

Potencia motor eléctrico VTI: P = 90.27 x 230 x 9.81 / 103x0.8x0.97 = 263 kW Resumiendo tendremos entonces:  1 motor eléctrico de 320 kW para el ventilador de tiro forzado  2 motores de 263 kW para los ventiladores (2) de tiro inducido Estos cálculos anteriores son ilustrativos porque, en realidad, muchos parámetros operativos del ventilador deben ser replanteados sobre la base de los datos iniciales correspondientes a la MCR de la caldera Márgenes en el caudal, presión o temperatura de operación deben ser evaluados a la hora de fijar las condiciones definitivas de diseño. Estos márgenes son necesarios por las siguientes razones 1. Las pérdidas de carga calculadas no dejan de ser una buena aproximación, pero que al cambiar la composición del combustible (bagazo + RAC), el exceso de aire, las temperaturas, etc., el escenario resultante puede ser distinto 2. La acumulación y cantidad de cenizas arrastradas en el flujo gaseoso puede ser muy variable y de difícil estimación 3. El flujo de infiltración puede ser relevante según el estado y diseño de la caldera En general y para no incurrir en un sobredimensionamiento perjudicial para la operación y el consumo energético, se toman los siguientes márgenes [4], [19]:  15 - 20% para el caudal  30 - 44% para la carga presión  20ºC para la temperatura de operación (VTI) y 3ºC (VTF)

483

17.3 REGULACION DE LOS VENTILADORES Las variaciones en la demanda de vapor, exige actuar sobre el flujo de aire, ingreso de bagazo y el tiraje, de modo de mantener el exceso de aire correcto y el tiro balanceado para los distintos estados de carga Esta regulación en los ventiladores puede hacerse de dos formas: 1. Apertura o cierre del damper en el ducto de aspiración o impulsión, a velocidad de rotación constante 2. Variación de la velocidad de giro La regulación por cierre del damper a la salida del ventilador luego que el fluido ha sido presurizado, es la forma menos eficiente de hacerlo, ya que por estrangulación se reduce la presión-caudal y se destruye por pérdida de carga la energía entregada al fluido La forma más difundida y eficiente de regulación es cuando el damper está ubicado en la aspiración del ventilador (inlet vane control IVC). Mediante este dispositivo que permite la rotación del segmento de álabes que forman el damper, se produce la apertura o cierre de los mismos. De esta forma se restringe el flujo y el ventilador sólo comprime lo necesario.

Figura Nº 10 – regulación mediante vane inlet control

Las ventajas de este sistema son: eficiente y de bajo costo, reducido espacio, el cierre es continuo y fácil de controlar.

484 Como dispositivo de corte y/o regulación de flujo se usa también tanto en la aspiración como en la impulsión, registros a persiana (damper) que, pueden ser accionados por diversos medidos (neumático, hidráulico, etc.). Los registros se pueden construir de simple o doble pared

Figura Nº 11 – damper a persianas

La regulación por variación de la velocidad de rotación puede llevarse según el tipo de motor de accionamiento mediante:  Variador de frecuencia para motores eléctricos de CA  Turbina de vapor  Motor de CC  Motor y acople oleo hidráulico Este sistema es el más eficiente y costoso. El mando por turbina de vapor de acción simple, del tipo Curtis, es el más difundido en la industria azucarera Como los sistemas de regulación actúan sobre la velocidad de giro (N), será importante saber cuáles son los efectos que produce este cambio sobre el flujo (Q), la presión (H) y la potencia (P), y para ello se recurrirá a las conocidas leyes de semejanza. Según estas leyes las variables antes mencionadas quedan relacionadas de la siguiente forma:

485 N2

Q2 = Q1 (N1) ,

N2

H2 = H1 (N1) ,2

N2 3

P2 = P1 (N1)

17.4 CONTROL Y ENSAYO DE VENTILADORES Los ventiladores tanto de tiro forzado como de tiro inducido necesitan ser ensayados y controlados neumáticamente a los efectos de garantizar que entregan el flujo de aire / gases en las condiciones requeridas, esto es, caudal, presión y energía consumida Esto es particularmente importante en el VTI que está expuesto a un desgaste severo por las cenizas volantes arrastradas por los gases. Este material particulado va generando desgaste en los álabes y en el diámetro del rotor, con la consiguiente pérdida de capacidad y eficiencia operativa El ensayo de los ventiladores requiere de un conjunto de mediciones que aplicadas bajo procedimientos estandarizados produce resultados confiables con niveles de incertidumbre aceptables. Entre estos estándares podemos citar [20], [21], [22]: 

ASME Performance Test Code PTC 11-2008: Fans



AMCA 203-90: Field Performance Measurement of Fan Systems



BS 848-1:2007, BS EN ISO 5801:2008: Industrial Fans. Performance testing using standardized airways

Para estos ensayos será preciso contar con los siguientes instrumentos y efectuar algunas mediciones de la instalación:        

Tubo Pitot Tacómetro Mediciones de diámetro del rotor Mediciones de área transversal del ducto Manómetro abierto diferencial inclinado Condiciones ambientales: presión atmosférica, humedad relativa Temperatura y presión del aire / gas entrada y salida del ventilador Tensión y amperaje del motor de accionamiento o vatímetro

El procedimiento consiste básicamente en efectuar mediciones de presiones estáticas y dinámicas en la corriente del fluido, temperatura de ingreso-egreso y medir durante el tiempo fijado de ensayo la energía consumida por el ventilador Deberá medirse las secciones transversales del ducto para que en función de las mediciones de velocidades, pueda estimarse el flujo de aire o gases. Con estos datos de caudal, presiones y energía se podrá contrastar con la curva característica del equipo original si existiera este documento. Si no existe habrá que elaborarla mediante ensayo

486

Figura Nº12 – ensayo de ventiladores

17.5 CALCULO DE LA CHIMENEA La chimenea es el conducto final en el trayecto de los gases y que tiene por finalidad evacuarlos hacia la atmósfera. Para el cálculo de la chimenea se han propuesto muchas ecuaciones para determinar su diámetro y altura en tiro natural. Entre estas metodologías de cálculos citaremos [23], [24], [25]:  ASME-STS-1-2006: Steel-Stack (cálculo estructural)  UNE 123001-2005: Cálculo y diseño de chimeneas metálicas (cálculo fluidodinámico)  IS 6533-Part1 y 2-1985: Design and construction of steel chimney. Mechanical and Structural Aspect. Code of Practice El proyecto de la chimenea comprende tres tipos de cálculos: 1. fluidodinámico para la determinación de la sección transversal, velocidad, pérdidas de carga, altura de la pluma, etc. 2. térmico, que abarca el cálculo de la pérdida de calor al exterior y las variaciones de temperatura de los gases en el conducto 3. mecánico / estructural, que comprende el análisis de las cargas y esfuerzos actuantes en la chimenea, los aspectos constructivos, selección de materiales, fundaciones, cargas sísmicas, acción del viento, etc.

487 En la actualidad, la mayoría de las calderas trabajan con tiraje forzado, de modo que la altura de la chimenea dependerá de cuestiones ambientales, es decir, la altura deberá ser tal de garantizar la dispersión de los contaminantes en la atmósfera antes de llegar al suelo de la zona de influencia y cumplir con la calidad de aire exigido por las leyes ambientales La dispersión de los contaminantes en la atmósfera es un fenómeno físico producido por la difusión (laminar y turbulenta) y que está influenciada por gradientes de presión, temperatura, fuerzas centrífugas y de Coriolis Toda corriente que emerge de la chimenea tiene un penacho o pluma de gases (humos) que se difunde de forma diferente según la velocidad de los mismos, su temperatura, de la velocidad del viento circundante y de los obstáculos naturales o artificiales (montaña, edificios, etc.) que la rodean. Estos obstáculos pueden modificar el desplazamiento de los gases y su difusión [26], [27]:

Figura Nº13 - descenso de los humos

A la altura que los gases alcanzan fuera de la chimenea se conoce como elevación de la pluma o penacho (h). Es decir que la altura efectiva de la chimenea estará dada por la suma de la chimenea (Hs) más la altura de la pluma: He = Hs + h

488 La diferencia de temperatura entre los gases en la chimenea y el aire ambiente influyen sobre la densidad y por ende en la elevación de la pluma. La figura muestra este fenómeno

Figura Nº14 – elevación de la pluma

En la práctica, en las calderas modernas las chimeneas metálicas se construyen con una altura entre de H = 40 - 45 m para cumplir con los requerimientos ambientales

Ejemplo Nº5: Si suponemos que en la caldera de 200 ton/h el tiro fuese natural en la chimenea, con una altura de H = 40 m, tendríamos solamente: Temperatura de los gases: Tg = 175ºC + 273 = 448ºK Temperatura ambiente: Ta = 25ºC + 273 = 298ºK Aire necesario (exceso máximo de 34%): Ga = 3.88 kg.aire / kg.bagazo Tiro producido: hc = 353 H

1 𝑇𝑎

Tiro producido: hc = 353 x 40

− 1

298

1 𝑇𝑔

–

𝐺𝑎+1

(

𝐺𝑎

1

)

=

3.88+1

448

(

3.88

) = 7.85 mmca

El VTI deberá proporcionar la energía restante para la evacuación de los gases. Para el cálculo de la sección transversal de la chimenea se adopta generalmente una velocidad entre 13-18 m/seg, de modo que si asumimos c= 18 m/seg, la sección necesaria será: Flujo de gases húmedos: Vgh = 400.534 Nm3 / h Caudal de gases húmedos a 175ºC: Qgh =

400.543 (175+273) 3600

.

273

= 183 m3 / seg

489 Sección necesaria: F = Q / c = 183 / 18 = 10.16 m2 Diámetro de la chimenea: Dch = √

4𝐹 𝜋

= √

4𝑥10.16 𝜋

= 3.6 m

Figura Nº15 – chimenea de tiro artificial (Caldema)

Las chimeneas se construyen generalmente en virolas de chapa de acero ASTM A36, de espesores variables entre 12.7 a 6.3 mm, dependiendo del tipo y magnitud de las cargas que solicitan a la misma. Para el cálculo estructural de la chimenea será preciso considerar todas las cargas tanto externas como internas impuestas por la topografía y geografía del lugar como las resultantes de la operación. Entre estas tenemos:  Carga muertas: son las resultantes del peso propio, accesorios, escaleras, plataformas, etc.  Cargas vivas: se considerarán aquellas actuantes en plataformas, peso de cenizas acumuladas, humedad sobre las paredes y piso, etc.  Carga del viento: dependerá de los códigos aplicables en cada país  Cargas sísmicas: ídem al punto anterior y si fuere aplicable  Cargas térmicas: provenientes de la dilatación del material El cálculo del espesor de la chapa para las combinaciones de cargas antes citadas puede hacerse según ASME STS-1. El espesor mínimo requerido y espaciado entre nervios rigidizadores, según este estándar, están dados en la siguiente tabla:

490

FiguraNº16 – espesores mínimos para chimeneas metálicas según ASME STS-1

La chimenea deberá llevar escalera, plataformas, puerta de inspección y limpieza, desagües, orejetas para el izado, etc.

17.6 CONTAMINACION AMBIENTAL Los gases de combustión en su composición, contienen gases nocivos para la salud tales como el CO, NOx, SO2, que acompañan a los gases llamados de efecto invernadero (CO2, CH4, N2O) y tienen también, una proporción de material particulado proveniente del arrastre de las cenizas volantes, material inorgánico y partículas de bagazo no quemadas La contaminación del aire representa un importante riesgo medioambiental para la salud. Cuantos más bajos sean los niveles de contaminación del aire mejor será la salud cardiovascular y respiratoria de la población, tanto a largo como a corto plazo. Las Directrices de la OMS sobre la Calidad del Aire ofrecen una evaluación de los efectos sanitarios derivados de la contaminación del aire, así como de los niveles de contaminación perjudiciales para la salud [28], [29] Las Directrices de la OMS sobre la Calidad del Aire publicadas en 2005 ofrecen orientación general relativa a umbrales y límites para contaminantes atmosférica clave que entrañan riesgos sanitarios. Las Directrices se aplican en todo el mundo y se basan en la evaluación, realizada por expertos, de las pruebas científicas actuales concernientes a:  partículas (PM)  ozono (O3)  dióxido de nitrógeno (NO2) y  dióxido de azufre (SO2), en todas las regiones de la OMS.

491 Las emisiones provenientes de la combustión del bagazo y RAC han sido extensamente estudiadas y de las mismas surgen los siguientes datos promedio [30], [31], [32], [33]:

Item Gases efecto invernadero (GEI) NOx Material particulado (MP) Cenizas

Factores de emisión - Bagazo 6.75 kg.CO2 equival. / ton.caña 0.15 kg.NOx / ton.caña 2.58 kg.MP / ton.caña 5 kg.cenizas / ton.caña

RAC 5.96 0.18 1.8 -

Figura Nº17 – factores de emisión para bagazo y RAC según R.Leme

La concentración de los contaminantes se expresan de diferentes formas según el estándar de referencia, siendo la más usada en la región: [mg / Nm3]. Las partículas más perjudiciales para la salud son las de 10 micrones de diámetro, o menos (≤ PM10), que pueden penetrar y alojarse en el interior profundo de los pulmones. Al referirnos al material particulado (PM10) queremos designar a la cantidad de partículas de diámetro menores a 10 m y con partículas totales (PMT), al material particulado total emitido por la chimenea en condiciones normales de operación (6%O2 en gases secos). Los valores límites de concentración recomendados por la OMS son:  PM2.5: 10 μg/m3 de media anual y 25 μg/m3 de media en 24h  PM10: 20 μg/m3 de media anual y 50 μg/m3 de media en 24h  NO2: 40 μg/m3 de media anual y 200 μg/m3 de media en 1h  SO2: 20 μg/m3 media en 24h y 500 μg/m3 de media en 10 min A los efectos de regular la contaminación ambiental, cada país ha emitido normas de cumplimiento obligatorio estableciendo las concentraciones máximas permitidas para cada componente nocivo. Como ejemplo, tenemos las siguientes:  Argentina: PM10: 300 μg/m3 (equipos nuevos) y PM10: 700 μg/m3 (calderas existentes) y PMT= 700 μg/m3. Valores fijados en la ley provincial Nº7460-Decreto 1610 de la provincia de Tucumán que concentra la mayor cantidad de ingenios azucareros. No obstante esto, existe la ley nacional Nº 20.284/73 de Calidad del Aire que está vigente para todo el país  El Salvador: PMT = 600 mg/Nm3 (equipos nuevos) y PMT = 1000 mg/Nm3 (equipos existentes) y NOx = 750 mg/Nm3 (equipos nuevos) y NOx = 1000 mg/Nm3 (equipos existentes)

492  Bolivia: PMT = 300 mg/Nm3, NOx = 400 mg/Nm3 y CO = 300 mg/Nm3  Brasil: según resolución Nº436-2011 de CONAMA (Consejo Nacional de Medio Ambiente).

Como vemos, no sólo hay diferentes unidades para la concentración de poluentes sino también límites distintos Un dato que es esencial para la selección y diseño de un sistema de captación de partículas, es la cantidad de material particulado (PMT) emitido por las calderas. Según algunos autores se tiene [34], [35], [36], [37]:  Teixeira-Lora: 5.000 – 10.000 mg / Nm3 (Brasil)  Moor: 7.000 – 14.000, con una media de 10.000 mg / Nm3 (Sudáfrica)  Boshoff: 8.000 – 12.000 mg / Nm3 (Sudáfrica) En la práctica, habrá que determinar el PMT de cada caldera. Si tomáramos como promedio de material particulado: PMT = 5.000 mg/Nm3, es claro que es inaceptable su libre emisión a la atmósfera y precisa la recolección de partículas, antes de ser emitido Otro dato complementario del PMT y de gran interés, es la granulometría del mismo ya que tendrá una marcada influencia en la eficiencia del colector de partículas. Como veremos, los equipos de captación no pueden separar con igual eficiencia partículas de cualquier tamaño y morfología. Existe un rango de tamaños para los cuales presentan el mejor comportamiento.

493 La tabla siguiente muestra la distribución del tamaño en el material particulado de una caldera a bagazo [36]

Figura Nº18 – distribución de tamaño en el material particulado según Moor

17.7 LIMPIEZA DE GASES Vista la necesidad de restringir la concentración de los contaminantes a los valores establecidos por las leyes, el paso siguiente será definir la tecnología con la que se llevará a cabo la purificación de los gases Mientras que la concentración de CO, NOx dependerá de la operación, del diseño del hogar, de las temperaturas y del exceso de aire usado, el material particulado dependerá de variables tanto operativas (tiro, velocidad de los gases, % cenizas, etc.) como del diseño del hogar (tipo de grilla, tiempo de retención del hogar, etc.) y de los elementos de separación de cenizas Sobre este último contaminante, es que veremos la forma de reducir su concentración. Existen varias maneras de hacerlo: 1. 2. 3. 4. 5.

Ciclones secos Multiciclones Filtros de manga Scrubbers (lavadores de gases) Precipitador electrostático

494 Boshoff y Yeo reportan los costos relativos de estos colectores de polvo y la eficiencia de cada uno de ellos [37]:

Figura Nº19 – performance de colectores de polvo

Según la tabla anterior vemos que, con ciclones secos (individual o multiciclones), se está en el límite de los valores permitidos, de modo que puede ser preciso reemplazarlos o combinar con un scrubber húmedo según las exigencias de la normativa aplicable

17.8 DISEÑO DE EQUIPOS SEPARADORES DE PARTICULAS El más difundido colector de partículas, es el ciclón, que puede ser usado exitosamente donde:     

El polvo debe recogerse en forma seca Existan temperaturas altas Concentraciones de partículas elevadas Gases bajo alta presión Partículas o gases que pueden ser corrosivos en medio húmedo

Estos equipos a su vez, pueden ser alimentados de tres formas distintas:  Axialmente. Es la usada en los multiciclones  Tangencialmente: ingresando por la parte superior  Tangencialmente: ingresando por el fondo, es la usada en los scrubbers

495

Figura Nº20 – formas de alimentación al ciclón

Los ciclones pueden ser dispuestos en serie o en paralelo (multiciclón), dependiendo del grado de separación deseado y del flujo de gases a tratar. En flujos altos, la disposición en paralelo es la adoptada para evitar proyectar ciclones de grandes dimensiones Estas disposiciones a su vez no son excluyentes, es decir, puede haber una alimentación común a varios ciclones que operan en paralelo y estos a su vez estar conectados a otros equipos trabajando en serie. Esta es una de las posibilidades que se pueden obtener en los multiciclones

Figura Nº21 - disposición de ciclones

496 Son tres los parámetros que sirven para determinar el comportamiento de los ciclones. Estos son:  El diámetro de corte: dpc  La caída de presión: pc  La eficiencia de separación: g El diámetro de corte (dpc) es definido como el diámetro de partícula que es retenida con una eficiencia del 50%. Este concepto es una característica del dispositivo y no debe confundirse con el diámetro medio de la partícula. El diámetro de corte vale:

0.5 9..Bc dpc = ( ) 2.N.v1(p−g) donde.

 = viscosidad del fluido en Pa.s Bc = ancho de la alimentación en m N = número de espiras de la partícula (N = 5 -10 para ciclones comunes) V1 = velocidad de ingreso del fluido m/seg

p = densidad de la partícula kg./m3 g = densidad del gas kg./m3 Otro de los parámetros de importancia es la pérdida de carga ya que afecta al consumo de energía del VTI. Una de las ecuaciones empíricas más popular es:

pc = kc.g.V12, in H20 donde: kc  0.22 , V1 = velocidad de ingreso del gas (50-60 ft/seg generalmente) y g = densidad del gas en lb/ft3. Los siguientes son valores de pérdida de carga normales en diversos ciclones simples, aunque depende del diseño y tamaño de los mismos  ciclones de baja eficiencia: 50 – 100 mm ca  ciclones de media eficiencia: 100 – 150 mm ca  ciclones de alta eficiencia: 200 – 250 mm ca En todo ciclón se encuentran tres fracciones de partículas. Las ingresantes (Me), las capturadas (Mc) y las salientes (Ms), de modo que el balance de masas del ciclón puede escribirse como: Me = Mc + Ms Y la eficiencia global de separación valdrá: g = Mc / Me = 1 – (Ms /Me)

497 La variación de la eficiencia del ciclón en función del tamaño de las partículas se muestra en las figuras siguientes:

Figura Nº22 – eficiencia ciclón vs tamaño partícula

Los ciclones dependiendo del tipo de tamaño de partículas pueden tener diferentes eficiencias y es por ello que sus dimensiones varían. La relación entre las diferentes partes del equipo es indicada en la figura siguiente

Figura Nº23 – dimensiones del ciclón

498 Como las calderas operan no siempre bajo una demanda estable, las variaciones de carga implican cambios en el flujo y temperatura de los gases. Esto provoca variaciones de densidad, velocidad y concentración en los gases y cambios en la eficiencia del cicl. Las variaciones de eficiencia ocasionada por estas variables, están dadas por las siguientes relaciones

Cuando los flujos de gases son elevados no es posible una captación eficiente de partículas con un solo ciclón de dimensiones razonables, por ello se recurre a los multiciclones en los que el flujo se distribuye en un número dado de ciclones individuales, tal como muestra la figura

Figura Nº24 – disposiciones en multiciclones

499

Figura Nº25 – disposición en multiciclones

El diseño del ciclón o multiciclón para un flujo de gas, concentración de partículas ingresantes y emisión permitida dada, consiste en una serie de cálculos fluidodinámico, cuyos detalles pueden ser consultados en las obras especializadas siguientes [38], [39], [40], [41] Otro de los equipos muy difundidos en la industria son los lavadores de gases húmedos (wet scrubbers) que pueden actuar como separador complementario del multiciclón o bien usarse como equipo único. Estos equipos pueden no sólo separar el material particulado sino también algunos poluentes gaseosos de alta solubilidad Son versátiles y eficientes, más que los multiciclones, pero tienen mayores costos operativos ligados al agua requerida, su recuperación y tratamiento posterior (filtración, decantación, etc.). Los lavadores de gases son más caros que los multiciclones pero menos que los precipitadores electrostáticos. Existen varios diseños de scrubbers pero los tipos más difundidos son:  Torres spray  Placas tamizadas irrigadas  Venturi Scrubbers Los scrubber del tipo spray son de diseño y construcción sencilla, que llevan varios niveles de inyección de agua en contracorriente con los gases. Tienen alta eficiencia (90%) en la remoción de partículas mayores a 5 m, bajando este valor a 60-80% cuando se maneja partículas entre 3 - 5 m. La eficiencia cae a 50% o menos, cuando opera con partículas finas de tamaño menor a 3 m. Son usados para operar con flujos de gases del orden de 1 a 47 Nm3/ seg. La figura muestra estos equipos

500

Figura Nº 26 – Torre spray

El scrubber de placas tamizadas es un diseño muy difundido en Sudáfrica donde 22 de 30 equipos son de este diseño que se muestra en la figura. Permite efluentes de 30-39 mg/Nm3, con caídas de presión entre 76 – 89 mmca y eficiencia entre 97-98% [42]

Figura Nº 27 – Scrubber de placas tamizadas

501 De los scrubbers usados, el Venturi es el de mayor eficiencia. Este posee una sección convergente-divergente en la alimentación de los gases que produce un considerable aumento de velocidad en la garganta (60-200 m/seg), generando el arrastre del agua y posterior mezcla con el material particulado. El agua pulverizada se atomiza debido al arrastre de la corriente gaseosa y se alimenta a una presión baja entre 0.5 -1 bar

Figura Nº28 – Scrubber tipo Venturi

Con relación a sus parámetros operativos podemos citar los siguientes datos [43]:  Caída de presión: 5 – 100 in.H20 (20-60 normal)  Relación líquido / gas (L/G): 3-20 Gpm / 1000 acfm (7-8 normal)  Diámetro de corte: 0.2 m  Presión de entrada del líquido: 1.15 psig  Eficiencia: 70-99% para partículas  1m y  50% para partículas de tamaño submicrónicas  Agua de reposición (makeup): 2- 9% Investigaciones realizadas en Brasil por el Centro de Tecnología Canaviera (CTC) han determinado un consumo de agua en los scrubbers de 2m3 / ton.vapor y han desarrollado procesos de tratamiento por decantación-flotación para los desechos del equipo El scrubber tiene como desechos cenizas, arena, hollín y algo de materia orgánica, con una gran proporción de sólidos en suspensión, razón por la que no puede ser enviado

502 directamente al medio ambiente requiriendo de tratamiento. CTC ha desarrollado tres modelos de instalaciones de tratamiento consistente de equipos de decantación y flotación. Ambos materiales (flotante y decantado) son recogidos en tolvas de camiones y son volcados al campo como producto fertilizante. La figura siguiente muestra un esquema de las instalaciones genéricas en estos scrubbers [44]

Figura Nº29 – Sistema de Scrubber tipo Venturi

Los lodos producidos en los decantadores-flotadores según CTC tienen las siguientes características: Material solido retirado: 2.2 – 3.6 kg / ton.caña Humedad: 74 – 85% Material volátil: 6 – 8.2% Materia no volátil: 9.8 – 19.5% Temperatura: 40 – 60°C pH: 7.5 Makeup: 9% El agua precisa de un cierto porcentaje de reposición debido a la evaporación, purgas, limpiezas, etc. Otro sistema consiste en usar decantadores de fondo cónico al que se le agregan poli electrólitos para fomentar la floculación del material, para luego ser evacuadas mediante bomba hacia una prensa y adecuar la humedad antes del transporte

503 Otra alternativa al manejo de los lodos del scrubber es la propuesta por Vaz et.al, quienes suman al proceso de decantación asistida con un floculante, el paso de los lodos a través de una zaranda del tipo DSM que retiene los sólidos, entregando agua limpia, tal como se muestra en el diagrama de abajo [45]

Figura Nº30 – sistema de recuperación agua según Engenovo

Otra propuesta relacionada con el ahorro del agua pero con beneficios sobre otro proceso también, es la realizada por De Paula, que consiste en usar vinaza previo tratamiento. Al reemplazar agua por vinaza y conseguir una concentración sobre esta última, se obtienen beneficios que justifican las inversiones necesarias [46] Uno de los problemas asociados a la operación de los scrubbers es el taponamiento de las toberas de pulverización, cortando el suministro de agua, por ello es importante dotar al equipo de sistemas de control que permitan prever este tipo de problemas y actuar en consecuencia Los scrubbers a veces no suele ser parte de la oferta por parte de los fabricantes de calderas, quienes derivan tanto la ingeniería como la fabricación a cargo del cliente. En las propuestas de aquellos fabricantes que sí cotizan el equipo, suele especificarse como valor de emisión de PM = 150 mg / Nm3 y como caída de presión: 50 – 55 mmca Texeira y Lora han estudiado diferentes configuraciones de tratamiento y sus costos, y han determinado que la mejor combinación en términos de costo específico por m3 de gas tratado, es conectando un multiciclón con un lavador de gases para conseguir una emisión final de 120 mg / Nm3. La tabla siguiente resume parte de sus estudios y en otra un benchmark entre distintos modelos de scrubbers [47]

504

Figura Nº 31 – eficiencia de sistemas de captación partículas según Texeira-Lora

Con relación a los materiales constructivos del scrubber y considerando que el agua recirculada tiene un pH = 7.5, es decir es alcalina, se usa generalmente chapa negra ASTM A36 o SAE 1020 con espesores de 4.8 mm. Sin embargo, para garantizar una vida larga, algunos equipos se construyen en acero inoxidable tipo 304 o 316

Ejemplo Nº6: para la caldera de GV = 200 ton/h de los ejemplos anteriores, vamos a cuantificar algunos parámetros relacionados con la instalación de un scrubber. Para ello tomaremos los siguientes datos: Molienda de caña: Mc = 417 ton / h Volumen de gases húmedos: Vgh = 400.534 Nm3 / h Volumen de gases a 175ºC (ingreso scrubber): Vg = 658.800 m3 / h PMT ingresante: PMTi = 4.000 mg / Nm3 Efluente saliente: PMTs = 400 mg / Nm3

505 Consumo de agua del scrubber: gH20 = 2 m3 / ton.vapor Material retenido: PMTc = PMTi – PMTs = 4.000 – 400 = 3600 mg / Nm3 Eficiencia de separación: s = (PMTc / PMTi) 100 = (3600 / 4.000)100 = 90% alto Cantidad de particulado total. Gp = PMTc x Vgh = (3600 x 400.534)/106 = 1442 kg/h Consume de agua: GH20 = gH20 x Gv = 2 x 200 = 400 m3 / h Producción específica particulado: Gt = Gp / TCH = 1442 / 417 = 3.45 kg / ton.caña Consumo específico agua: Gw = GH20 / TCH = 400 / 417 = 0.96 m3 / ton.caña Relación líquido / gas: LG = 400.000 / 658.800 = 0.6 litros / m3

Figura Nº 32 – scrubbers tipo Venturi

Otro aspecto muy importante a mencionar es el relativo al control de las emisiones, para lo cual existen varios estándares con procedimientos detallados a seguir respecto del muestreo y técnicas de análisis para la determinación de poluentes varios. Entre estos encontramos:  ASME PTC 21: Particulate matter collection equipment  EPA -40 CFR, Pt. 60, App.A Meth 1/2/5/7/10/12/17-94: Protección del ambiente. Códigos de Regulación Federal  ISO 10396 / 93: Emisiones de fuentes estacionarias. Toma de muestra para la determinación automática de concentraciones de gases

506

17.9 RECOLECCION DE CENIZAS Las cenizas constituyen el material inorgánico que queda luego de la combustión del bagazo, a las que se le agregan partes de bagazo no quemado producto de la limpieza de la grilla y parte de escorias si se hubiesen formado Según el sistema de combustión empleado, la proporción entre la ceniza de fondo (bottom ash) y las cenizas volantes se encuentra dentro de los valores indicados en la tabla siguiente [1],[4]

Figura Nº33 - Proporción de cenizas de fondo y volantes

Estos porcentajes obviamente variarán en cada caso, pues estarán influenciadas por numerosas variables que habrá que evaluar particularmente. Estos datos son muy importantes pues permitirán al proyectista establecer las proporciones de cenizas a captar y recolectar en las distintas tolvas y dimensionar los equipos de captación y separación de partículas para adecuar los efluentes (sólidos) a los valores fijados por las normas ambientales.

Figura Nº34 - Recolección de cenizas de fondos y volantes

507

Ejemplo Nº7: supondremos que la caldera de 200 ton/h tiene una evaporación bruta del combustible de 2.2 [kg.vapor/kg.bagazo] con bagazo de 50% de humedad. Asumiremos que las cenizas se producen a razón de cz = 5 kg / ton.caña. Con estos datos tendremos: Molienda: M = 417 ton.caña / h Cantidad de bagazo quemado: Gb = Gv / b = 200.000 / 2.2 = 91.000 kg.bagazo/hora Cantidad de cenizas generada: Gcz = Gb.cz = 417x 5 = 2085 kg./ h Cenizas extraídas en el hogar (bottom ash): Gzb = 0.7 x 2085 = 1460 kg/h Cenizas volantes (fly ash): Gzfa = Gcz – Gzb = 2085 – 1460 = 625 kg/h Cenizas en tolvas de banco convección y calentador aire: Gzh = 625 x 0.5 = 313 kg/h Cenizas a scrubber: Gsc = Gzfa – Gzh = 625 – 313 = 312 kg/h Material particulado total: PMT = 312 x106 / 400.534 = 779 mg / Nm3  4000 mg / Nm3 Si esta fuese la recolección de cenizas en la caldera (70% hogar + 15% tolvas + 15% en el scrubber), tal vez con un sistema de multiciclones podría tenerse emisiones aceptables. Estas cantidades mediante ensayos diversos deben ser verificadas en cada instalación. Las calderas tanto de diseño antiguo como nuevas llevan tolvas para recoger las cenizas, ubicadas en el hogar, banco de convección, salida del calentador de aire y economizador. Desde estos puntos las cenizas pueden ser evacuadas por diferentes medios  Manualmente en contenedores móviles  Neumáticamente hacia un silo de cenizas, bajo presión o al vacío  Mecánicamente a través de redlers que pueden transportarlas en forma seca o húmeda mediante el agregado de agua en las tolvas En las calderas nuevas la tolva del hogar está llena de agua para reducir el volumen y enfriar las cenizas, desde donde son transportadas por redlers hacia el lugar de recolección

Figura Nº35 Sistema de recolección de cenizas en tolvas y redlers

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Figura Nº36 Sistema de recolección de cenizas por redlers

Las cenizas como residuos tienen un valor importante, ya que se puede usar en la fabricación de ladrillos o como material puzolánico en la fabricación de cemento, sin embargo, mientras es un importante negocio en diversos países con muchas aplicaciones, este producto en la industria azucarera en forma mayoritaria se usa para abono en el campo de cultivo de la caña de azúcar [48], [49], [50]

17.10 REFERENCIAS 1. Singer Joseph - Combustion fossil power. Edit. Combustion Engineering,1991 2. Parthiban K: Boiler trouble shooting guide, 2th Edit. Edit. Venus, 2010 – India 3. Uchanin Valentin: Steam generators systems – Operational reliability and efficiency. Edit InTech, 2010, India 4. Rayaprolu Kumar - Boilers for power and process. Edit. CRC, 2009 5. Turn Stephen: Property Tables for Thermal Fluids Engineering. Edit.Cambridge University Press, UK, 2007 6. Reid Roberts et.al: The Properties of Gases & Liquids, 4th Edit. Edit. McGraw Hill, 1987, US 7. Mesny Marcelo: Generadores de vapor. Edit. Mayrmar, Bs.As, 1976

509 8. VDI Heat Atlas, 2th Edit. Edit. By Springer, 2010, US 9. Mariño Rafael: Producción y transmisión industrial del calor. Edit.Dossat, Madrid 10. The structural design of air gas ducts for power stations industrial boilers applications. Editado por ASCE (American Society of Civil Engineers, USA), 1995 11. ASME VIII-Div 1 – Apéndice mandatorio 13 para recipientes de sección no circular. Published by ASME, NY, 2010 12. AMCA 201-02: Fans and systems. Edit by AMCA, 2007, USA 13. AMCA 202-98: Troubleshooting. Edit by AMCA, 2007, USA 14. AMCA 203-90: Field Performance Measurement of Fan Systems. Edit by AMCA, 2007, USA 15. AMCA 803-02: Industrial Process Power Generation Fans: Site performance test standard. Edit by AMCA, 2008, USA 16. Bleier Frank: Fans Handbook– Selection, application and design. Edit. McGraw Hill, 1998, US 17. Cory Bill: Fans and ventilation. A practical guide. Edit. Elsevier, 2005 18. Eck Bruno: Ventilatoren. Edit. Springer Verlag, 2003 19. EPRI TR 101698: Operation and maintenance guide for draft fans. Edit EPRI, 1983 20. ASME Performance Test Code PTC 11-2008: Fans. Edit.by ASME, 2008 21. AMCA 203-90: Field Performance Measurement of Fan Systems. Edit by AMCA, 2007, USA 22. BS 848-1:2007, BS EN ISO 5801:2008: Industrial Fans. Performance testing using standardized airways. Edit by BSI, UK, 2008 23. ASME-STS-1-2006: Steel-Stack (cálculo estructural). Edit.by ASME, 2006 24. UNE

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Cálculo

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510 31. Gonçalvez Erley et al: Analysis of gas emission and particulate materials in boilers of the sugar and ethanol industry. Publicado en Ciencia & Tecnología: FATEC_JB, Jabotical (SP) – Vol.6, Nº1 – páginas 15-21, 2014 32. Australian Goverment: Emission estimation technique manual for combustión in boilers (NPI). Edit.Commonwealth of Australia, 2008 33. Leme Rodrigo: Estimativa das emissões de poluentes atmosféricos e uso de agua na produção de eletricidade com biomassa de cana de açúcar. Tese de Mestrado. Universidade Estadual de Campina (SP), Brasil, 2005 34. Teixeira Flavio: Emissão de poluentes e tecnologias de controle em caldeiras para bagaço. II GERA - Workshop de Gestão de Energia e Resíduos na Agroindústria Sucroalcooleira. Universidad de San Pablo, Brasil, 2007 35. Lora Electo et al: Air Pollution Control in the Sugar Cane Industry. Publicado en XXIII ISSCT Congress Factory Program, New Delhi 1999, pág.323-332 36. Moor B: Flue gas scrubbing equipment for bagasse fired boiler. Publicado en ISSCT Congress, Vol.26, Factory Program, New Delhi 1999, pág.1273-1283, 2007 37. Boshoff T. et al: Reduction of bagasse fired boiler stack particulate emission levels. Proceeding of South African Sugar Technologist Association, 1999, Vol.73 38. Theodore Louis: Air pollution control equipment. Edit.Wiley&Sons, 2008 39. Stein Louis et al: Gas cyclones and swirl tubes, 2th edit. Edit.Springer Verlag, 2008 40. Brauer H. et al: Air pollution control equipment. Edit.Springer Verlag, 1981 41. Rietema K. et al: Cyclones in industry. Edit Elsevir, 1961 42. Moor B: Flue gas scrubbing equipment for bagasse fired boiler. Publicado en ISSCT Congress, Vol.26, Factory Program, New Delhi 1999, pág.1273-1283, 2007 43. EPA: APTI Course 413 – Control of particulate emissions. Student Manual. Edit. EPA, 1981 44. CTC-UNICA: Manual de conservação e reúso de agua na agroindústria sucroenergética. Brasilia, 2009. Publicación Agencia Nacional de Aguas, Brasil 45. Vaz Claudio et al: Sistema para tratamiento de agua de cenizas de lavado de gases de caldera. Publicación de Engenovo. Disponible en: www.engenovo.com.br 46. De Paula Nelia: Avaliaçao da utilização de vinhaça como liquido em lavadores de gases. Tese de Mestre en la Universidad de Riberao Preto, 2010. Brasil 47. Teixeira Flavio et al: Metodología e ferramenta para seleção de equipamentos para controle da emissão de particulados em caldeiras a bagaço. Presentado en el

511 IX Congreso Brasilero de Ingeniería y Ciencias Térmicas. ENCIT 2002, Mina Gerais, 48. De Paula Marcos, et al: Potencial da cinza de bagaço de cana de açúcar como material de substituição parcial de cimento Portland. Revista Brasileira de Engenharia Agrícola e Ambiental. Vol.13, Nº3, 2009, pág.353-357 49. Kulkarni Apurva et al: Bagasse ash as an effective replacement in fly ash bricks. Publicado en IJTT, Vol.4, Nº10, October 2013, India 50. Martirena J. et al: Propiedades puzolánica de desechos de la industria azucarera. Revista Materiales de Construccion, Vol.50, N°260, 2000, España

17.11 WEBISTE  www.epa.gov  www.who.int  www.mma.gov.br  www.eeaoc.org.ar  www.nest.unifei.edu.br  www.stab.org.br  www.nyb.com  www.amca.org  www.howden.com  www.wartsila.com  www.clafil.com.ar

512

18. SISTEMA DE CONTROL Desde el punto de vista termodinámico, la caldera es un sistema abierto en régimen permanente, al cual ingresan y egresan corrientes de fluidos caracterizadas por su flujo másico y por un conjunto de variables físicas y químicas que, representan las condiciones iniciales de ingreso al equipo y las que resultan de los procesos que tienen lugar dentro del hogar de la caldera Estas variables que representan presiones, flujos, temperaturas, etc. están relacionadas entre sí de manera tal que cada una de ellas tenga el valor deseado en el proceso de generación de vapor. Para conseguir este objetivo es preciso actuar sobre estos parámetros midiéndolos, relacionándolos y regulándolos a través de un sistema de control. La figura siguiente representa las corrientes del sistema a controlar

Figura Nº1 – Modelo del sistema a controlar

Las corrientes de fluido están relacionadas a través de las distintas partes componentes de la caldera formando subsistemas que se relacionarán en las funciones de control. Por ejemplo, las corrientes de aire-bagazo-fuel forman el subsistema de combustión que estará conectado con el subsistema de presión de la caldera agua-vapor Dado que no se puede regular ni controlar lo que no se conoce, el primer paso para el diseño del sistema de control será definir las variables que deberán ser medidas y/o registradas, esto es, definir la instrumentación necesaria. Para ello deberán definirse para cada corriente másica cuales son los parámetros críticos que caracterizan su operación. Encontramos así lo siguiente: 1. 2. 3. 4.

Agua de alimentación: Nivel, flujo, temperatura y presión (medición y registro) Purga continua: Nivel, temperatura, presión, conductividad Vapor saturado (domo): Nivel y presión (medición y registro) Vapor sobrecalentado: Presión, temperatura y flujo (medición y registro)

513 5. Aire (primario y secundario): Presión, temperatura, flujo (medición y registro) 6. Gases de combustión: Presión, temperatura, velocidad, composición de gases (% O2) (medición y registro) 7. Combustible auxiliar (quemadores): Flujo, presión y temperatura (medición y registro) 8. Equipos auxiliares: Voltaje, corriente, rpm (medición y registro) Una vez definida las variables a medir, el paso siguiente será especificar los instrumentos necesarios, el nivel de incertidumbre deseado en las mediciones y los requerimientos para su instalación según los estándares de ISA. Para el conocimiento de la simbología y documentación de la instrumentación se puede consultar la obra de McAvinew & Mulley de ISA [1]. Los documentos necesarios conocer para la representación de la instrumentación y sistemas de control son [2],[3],[4],[5]:  ANSI / ISA – 5.1-1984 R (1992): Instrumentation symbols and identification  ISA-S5.3-1983, Símbolos gráficos para control distribuido, instrumentación de desplegados compartidos, sistemas lógicos y computarizados.  ANSI/ISA-S5.4-1991, Diagramas de lazo de instrumentación.  ANSI/ISA S5.5-1985, Símbolos gráficos para desplegados de proceso. Es claro que es muy difícil lograr una adecuada operación, rendimiento y mantenimiento de una caldera sobre la base de una insuficiente e inadecuada instrumentación. Sin las mediciones citadas no hay forma de obtener un historial y diagnóstico que permitiera saber el desempeño de un equipo dado

18.1 SISTEMA DE CONTROL DE LA CALDERA Toda caldera deber ser capaz de proporcionar las siguientes condiciones:  Flujo de vapor conforme a lo requerido por la demanda  Constancia de presión y temperatura de vapor requerida  Las condiciones anteriores bajo una operación segura y eficiente El sistema de control de una caldera se refiere al conjunto de instrumentos, dispositivos de transmisión de señales y elementos de control conectados entre sí, con el propósito de regular dentro de ciertos límites uno a varios parámetros esenciales para el funcionamiento adecuado del equipo El sistema de control comprende los dispositivos de medición-regulación y los procedimientos para:  Puesta en marcha  Parada del equipo  Operación normal

514  Detección preventiva de situaciones anómalas y set de alarmas Todo sistema de control cuenta en general con los siguientes componentes, tal como se ve en la figura:  Sensores  Transmisores  Transductores  Indicadores  Registradores  Controladores  Elementos de acción final de control

Figura Nº2 – Componentes de un lazo de control

El sistema de control debe cumplir con las funciones básicas de: 1. Medición - M 2. Decisión - D 3. Acción – A

515 El sistema de control debe balancear los flujos másicos y térmicos con el propósito de asegurar el equilibrio bajo las condiciones establecidas de operación. Cada sistema puede cumplir con estos propósitos de forma sencilla o muy compleja dependiendo de la cantidad de variables manejadas (multivariable) y del hardware del sistema. Como ya lo expresáramos, la caldera puede dividirse en varios subsistemas de control que pueden estar comandados por otro central. Veamos cada uno de ellos, las variables que manejan y la función operativa de regulación que desarrollan en la caldera. Veremos la importancia de contar con ellos y cuales son críticos

18.2 SISTEMA DE CONTROL DE NIVEL Este es uno de los sistemas de control crítico ya que un bajo nivel de agua puede ocasionar serios sobrecalentamientos en los tubos y comprometer la integridad mecánica del domo. Las variaciones en la demanda de vapor generan cambios de presión en el domo que provocan modificaciones en el nivel induciendo lecturas erróneas. Una baja de consumo origina aumento de presión en el domo y en vez de subir el nivel como se espera, ocurre lo contrario (contracción). Por otro lado, un aumento en la demanda origina una baja presión y en vez de bajar el nivel por la mayor evaporación, provoca un ascenso de nivel de agua en el domo (esponjamiento). Esto provoca cambios de densidad en la mezcla agua-vapor que deben ser corregidas en el transmisor de nivel También la formación de espumas debido a un mal tratamiento de aguas en el domo origina lecturas no confiables que deben ser tenidas en cuenta. Es por estas razones que la dinámica de control de nivel en el domo no es sencilla. El sistema de control de nivel tiene entonces por objeto [6],[7],[8] 1. Balancear los flujos de ingreso de agua con la salida de vapor 2. Mantener el nivel dentro de los límites fijados 3. Minimizar su interacción con el sistema de combustión En el punto 3 queremos significar que las variaciones en el sistema de combustión generan cambios en la presión que perturban en el domo. Aplicando un balance de masas y energía en el domo y tomando como referencia la figura tenemos que:

Figura Nº 3 – balance del domo

516

1. 2.

𝑑 𝑑𝑡 𝑑 𝑑𝑡

(v.Vv + w. Vw) = Gw – Gv

(balance de masas)

(v.hv. Vv + w.hw.Vw - .Vd + Ga.cp.ta) = Q + Gw.hw – Gv.hv

(b.energía)

3. Vd = Vw + Vv A través del balance vinculamos las variables intervinientes que habíamos citado. Si consideramos que la superficie del espejo de agua en el domo es (S), () su peso específico y Qp el flujo de purga continua, entonces, la variación de nivel será: S..dh = [Qw – (Qv + Qp)] dt dh / dt = Qw - (Qv + Qp) / S.. El control de nivel en el domo puede hacerse según tres tipos de estrategias I.

Lazo de control simple, de un elemento

Figura Nº4 – control de nivel de un elemento

Este sistema se llama así porque posee un solo elemento que es el control de nivel (LC) y que regula el flujo de agua de alimentación. Se usa en calderas de baja capacidad y de operación estable

517 II.

Lazo de control de dos elementos

Figura Nº5 – control de nivel de dos elementos

Aquí el sistema es llamado de dos elementos porque deriva de las variables medidas: nivel del domo (LT-1) y flujo de vapor (FT-1) y que actúa sobre la válvula automática de agua de alimentación. En este sistema es el flujo de vapor es la señal de control que anticipa una variación en el flujo del agua de alimentación y por lo tanto se establecerá una relación entre este y la posición de la válvula automática. Para que este sistema funcione de manera satisfactoria la presión de suministro de agua debe mantenerse

III.

Lazo de control de tres elementos

En este sistema se suma una tercera variable contralada y que es el flujo de agua de alimentación. Aquí se busca un balance permanente entre los flujos de ingreso de agua y salida de vapor mejorando el control de nivel y la repuesta frente a los cambios de carga Hay varias formas de conseguir un control en base a tres elementos pero la más difundida se muestra en la figura siguiente. Este sistema puede llegar a tener algunas limitaciones en baja carga resultantes de las mediciones de caudal. Cuando la presión de agua de alimentación es variable esto compensa automáticamente las caídas de presión a través de la válvula de alimentación antes de que afecten el nivel. Este es el sistema instalado en las calderas modernas o antiguas que fueron actualizadas en su control

518

Figura Nº6 – control de nivel de tres elementos

18.3 INSTALACION DEL SISTEMA DE CONTROL DE NIVEL El control de nivel por su importancia está regulado por los estándares que rigen el diseño y control de estos equipos. Entre ellos podemos citar [9],[10]:  ASME Section I: Reglas para la construcción de calderas de potencia  ANSI/ISA -77.42.01-1999 (R2012): Fossil Fuel Power Plant Feedwater Control Systems- Drum Type Según el código ASME las calderas deberán proveer los siguientes elementos 1. Para presiones  400 PSI se deberá contar al menos con un indicador de lectura directa de vidrio reflectante y estar siempre operativo 2. Para presiones  400 PSI se deberá contar con dos indicadores de lectura directa de vidrio reflectante o bien un (1) indicador de lectura directa y dos (2) indicadores de nivel de lectura remota

En las figuras siguientes vemos los tipos de indicadores que pueden usarse y permitidos por la Sección I de ASME

519

Figura Nº7 – indicadores de nivel de vidrio reflectante

Figura Nº8 – indicadores de nivel directo y remoto

520 El sistema de control deberá a su vez contemplar una serie mínima de alarmas para:  Alto y bajo nivel  Pérdida de control de potencia  Cambio de modo manual / automático Las ventajas de uno y otro sistema de control de nivel se sumarizan en la tabla siguiente

Figura Nº9 – tabla comparativa entre sistemas de control de nivel

18.4 SISTEMA DE CONTROL DE DEMANDA En la generación de vapor existe una clara relación entre la presión de vapor en la caldera y la demanda de vapor a la misma. En condiciones de equilibrio térmico la energía requerida por el sistema es suministrada por la caldera a través de la combustión y en estas condiciones la presión de vapor es mantenida constante [11],[12],[13] En este sistema se busca generar la señal de demanda de carga a los alimentadores de bagazo y/o quemador con el objeto de equilibrar la demanda energética con la suministrada por el sistema. La filosofía del control consiste en:  Establecer en el colector (punto de balance) un equilibrio entre energía suministrada y demandada (presión de vapor).  El aumento de presión significa que el suministro es superior al consumo.  El descenso de presión indica que el suministro es menor al consumo. La configuración más sencilla que toma este lazo es la de un solo elemento, compuesto por un controlador de presión de vapor o del caudal de vapor. Se aplica cuando las variaciones son poco frecuentes y no mayores al 5% por minuto

521 Cuando las variaciones de carga son mayores a la mencionada se hace necesario otro tipo de control, de dos elementos, en las que las variables controladas son el caudal y la presión de vapor. Este caso la presión de vapor se usa como realimentación al controlador maestro de la caldera, cuya salida será la demanda o carga de fuego. Dado que la demanda se toma desde el colector general que une a todas las calderas, estos sistemas se integran para un reparto automático de carga. En las figuras siguientes tenemos estos sistemas

Figura Nº10 – sistemas de control de la demanda de 1 y 2 elementos

18.5 SISTEMA DE CONTROL DE TEMPERATURA La temperatura de vapor sobrecalentado es una variable crítica ya que su magnitud tiene influencia sobre la vida del sobrecalentador, las cañerías de conducción de vapor y la turbina a la que alimenta [14], [15], [16] Existen varios sistemas de control de uno, dos y tres elementos dependiendo de la dinámica de la caldera, del tipo de sobrecalentador (convectivo o de radiación, de una o dos etapas) y de las variaciones de temperatura permitidas. En el sistema de un solo elemento la variable controlada es la temperatura del vapor sobrecalentado y se usa cuando las variaciones de carga son muy pequeñas

522 En el sistema de dos elementos y dado que la atemperación se practica generalmente por inyección de agua, las variables controladas son la temperatura del vapor a la salida del sobrecalentador y la temperatura tras el spray En el sistema de tres elementos se incluye el flujo de aire como variable controlada además de las temperaturas de vapor antes y después del atemperador. En las figuras siguientes vemos alguno de estos lazos de control de la temperatura de vapor

Figura Nº11 – sistemas de control de la temperatura de 1 y 2 elementos

18.6 SISTEMA DE CONTROL DE COMBUSTION Este es uno de los sistemas más complejos dada la dinámica del proceso de combustión del bagazo, caracterizada por variaciones de humedad y en el contenido de cenizas, cambios en la granulometría, etc. Este sistema tiene por objeto: 1. Regular los flujos de aire y combustible conforme a la demanda 2. Mantener la relación aire/bagazo de manera tal de garantizar la combustión completa del combustible

523 3. Mantener el exceso de aire en el rango establecido independiente del estado de carga de la caldera 4. Activar el sistema de encendido de quemadores en caso que existieran 5. Mantener condiciones de seguridad 6. Mantener la presión dentro del hogar (tiro balanceado) Conceptualmente los lazos de control de este sistema son totalmente dependientes de los lazos del sistema de control de la demanda, es decir del suministro energético. Hay muchos criterios y sistemas acerca de cómo llevar a cabo estos procedimientos. En algunos sistemas la filosofía de control se basa en la regulación del combustible; en otros se hace sobre el aire y/o composición de los gases de combustión (%O 2), etc. En la figura se enseña uno de ellos

Figura Nº12 – sistema de control de combustión

524

18.7 SISTEMA DE CONTROL DE TIRO Estas calderas operan con tiro balanceado de modo de generar en el hogar una pequeña depresión (-2 a -3 mm.c.a.) y evitar sobrepresiones peligrosas. Para ello el sistema actúa sobre el damper del ventilador de tiro inducido para crear más o menos succión

Figura Nº13 – sistema de control de tiraje

El tiro forzado es el encargado de proporcionar la cantidad de aire primario y secundario necesaria para la combustión. Este flujo crea en los conductos de aire una presión ligeramente positiva controlada por el damper del ventilador de tiro forzado. Existen varios sistemas de control que pueden ser aplicados al conjunto de las instalaciones tal es el caso de la purga continua, el desaireador, el sistema de extracción de cenizas, el sistema de alimentación de bagazo que dependerá de su diseño (alimentadores mecánicos, neumático, etc.), los quemadores de combustible auxiliar sea fuel oil o gas natural según el caso y el sistema de seguridad de llama (BMS) Otro sistema de control importante es el de los sopladores de hollín que permiten automatizar la operación de los mismos. Dentro del sistema de control también deben incluirse las alarmas de seguridad por paradas de emergencia y corte del suministro de bagazo, en los casos de suceder:

525 1. Parada ventilador VTI 2. Bajo nivel de agua en el domo 3. Parada ventilador VTF Otras alarmas deben incluirse para los casos de presentarse las siguientes situaciones:     

Alto y bajo nivel en el domo Baja presión en agua de alimentación Baja presión de aire comprimido Alta y baja temperatura de vapor Presión alta en el hogar

Toda la información relacionada con la instrumentación y los lazos de control se reunirán y volcarán sobre un diagrama P&ID global del equipo y será una documentación de gran importancia conservar De los distintos circuitos que integran la caldera tales como: agua de alimentación, desaireador, inyección de productos químicos, suministro de aire forzado, etc., deberán prepararse los diagramas P&ID, que serán una guía a la hora de definir y establecer los procedimientos operativos y de mantenimiento La figura siguiente muestra un sistema global de control con todos sus componentes

Figura Nº – sistema integral de control automático

526

18.8 REFERENCIAS

1. McAvinew Thomas & Mulley Raymond: Control systems documentation. Applying symbols and identification, 2º edit. Edit. ISA, 2004 2. ANSI / ISA – 5.1-1984 R (1992): Instrumentation symbols and identification. ISA 3. ISA-S5.3-1983, Símbolos gráficos para control distribuido, instrumentación de desplegados compartidos, sistemas lógicos y computarizados. Edit. ISA, 1983 4. ANSI/ISA-S5.4-1991, Diagramas de lazo de instrumentación. Edit. ISA, 1991 5. ANSI/ISA S5.5-1985, Símbolos gráficos para desplegados de proceso. ISA, 1985 6. Dukelow Sam. The Control of Boilers, 2th. Edit. ISA, 1991 7. Gilman Jerry. Boiler control systems engineering, 2th. Edit. ISA, 2010 8. Mesny Marcelo. Generadores de vapor. Edit. Marymar, Bs.As., 1976 9. ASME Section I: Reglas para la construcción de calderas de potencia. Edit. ASME, NY, 2010 10. ANSI/ISA -77.42.01-1999 (R2012): Fossil Fuel Power Plant Feedwater Control Systems- Drum Type 11. Lindsley David. Power plant control and instrumentation. Edit.IEE, UK, 2005 12. Lifschitz Eduardo. Calderas II- Control avanzado. Cuadernos Profesionales, Nº4. Edit. AADECA, Bs.As, 2005 13. Sobrado Pedro. Control de calderas. Edit. ISA, Sección Española, 2007 14. Guyer Paul et.al. Introduction to boiler control systems. Edit.CED, NY, 2012 15. Marcos Salvador et.al. Control y seguridades en calderas. Edit ISA, Sección Española, Madrid 2000 16. Lifschitz Eduardo. Calderas I- Conceptos y control básico. Cuadernos Profesionales, Nº1. Edit. AADECA, Bs.As, 1993

527

18.9 WEBSITE

 www.yokogawa.com  www.cleaverbrooks.com  www.clark-reliance.com  www.rklinger.com.br  www.rosemount.com  www.igema.com  www.fossil.ca  www.isa.org  www.burnsengineering.com  www.epri.com  www.wika.com

528

19. OPERACIÓN DE LA CALDERA Bajo esta denominación se engloba al conjunto de procedimientos, métodos y rutinas de trabajo relacionados con la conducción de la caldera y que incluye los siguientes aspectos operativos [1], [2], [3]: 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8.

Preparativos previos para la puesta en marcha Puesta en marcha. Precauciones esenciales Funcionamiento normal a diferentes regímenes de carga Regulación de la operación y parámetros claves de control Buenas prácticas de operación y mantenimiento Registros de funcionamiento. Indicadores claves de desempeño Parada normal del equipo Parada de emergencia. Análisis de casos de parada. Peligros potenciales

Cada equipo en general es provisto por parte de sus fabricantes de un manual de operaciones que cubren los aspectos antes citados, ajustados al diseño específico de la caldera. Este es el documento base que debe ser respetado y mejorado en base a la experiencia acumulada. Puede ser incorporado como material de estudio en la capacitación del personal a cargo de la caldera Por otro lado, cada caldera puede estar provista de quemadores para la combustión simultánea de bagazo con otro combustible auxiliar (gas natural o fuel-oil) o bien de equipos alimentadores de carbón, leña u otro residuo sólido. Esto introduce cambios en la forma de poner en marcha el equipo en cada caso. No obstante esto hay reglas generales que se pueden aplicar a todas las situaciones

19.1 SECADO DE MAMPOSTERIA EN CALDERAS NUEVAS Todas las calderas sean de diseño antiguo o moderno cuentan con partes de materiales refractarios que actúan como aislantes térmicos y como sellantes de todas las hendiduras, huelgos, etc. en las distintas partes de la caldera. Mediante esto se logra una adecuada estanqueidad y se impide la salida de gases al exterior o el ingreso de aire frío a la caldera Los refractarios deben ser secados cuidadosamente a los efectos de evitar calentamientos rápidos que originen un secado no uniforme y tensiones térmicas en el mismo, que pueden conducir a la aparición de fisuras y/o grietas que darán lugar a la infiltración de aire al circuito de gases calientes. El refractario fisurado implica una reducción de su capacidad de carga y una vida útil disminuida En el marco de los preparativos previos a la puesta en marcha se debe conducir este proceso de secado, para lo cual existen algunas recomendaciones para implementar. En general y dado que a una caldera nueva debe hacérsele una limpieza química pre-

529 operacional, estas dos operaciones se efectúan en forma simultánea. El proceso total entre secado y limpieza alcalina puede demandar alrededor de 15-17 días aproximadamente. La curva siguiente muestra la duración de cada etapa

Figura Nº1 - curva de secado de la mampostería refractaria según Engevap

El proceso consiste en preparar una pequeña cantidad de fuego en el centro del hogar con una intensidad radiante tal que provoque un calentamiento moderado tanto del refractario como del agua de la caldera y sea capaz de mantener la tasa de calentamiento alrededor de los 5-6ºC/hora que será mantenida durante la etapa de limpieza alcalina Una vez cumplida la etapa de lavado alcalino, es muy importante que el proceso de enfriamiento se realice de forma natural, lentamente, para no generar tensiones térmicas en el material refractario. Si es posible deberían efectuarse inspecciones para verificar la ausencia de grietas o deformaciones en las paredes refractarias, bafles, etc.

19.2 CONTROLES PRE-OPERACIONALES Antes de iniciar las operaciones de arranque, todos los sistemas y sub-sistemas que conforman la caldera deben ser verificados en su funcionamiento, calibración, movimientos, sentidos de giro, alarmas, enclavamientos, posiciones de apertura y cierre, etc. Esos sistemas y sub-sistemas comprenden a los siguientes ítems: 1. Alimentación de bagazo

530 2. Quemadores de gas o petróleo 3. Agua de alimentación, dosificación de productos químicos, bombas de agua de alimentación, desaireador, etc. 4. Aire de instrumentos 5. Sala de compresores 6. Agua de enfriamiento 7. Iluminación de equipos, pasarelas de tránsito e instrumentos de campo 8. Lubricación para los equipos rotativos 9. Drenajes de purgas 10. Extracción de cenizas 11. Sopladores, drenajes 12. Desobrecalentador 13. Ventiladores de aire, ductos, dampers 14. Ventiladores de gases, dampers, ductos 15. Scrubbers 16. Provisión de energía eléctrica para equipos auxiliares 17. Sistemas de control, instrumentos, etc. 18. Transporte de vapor (piping), válvulas, trampas, etc. Completado este proceso se lleva a cabo otro control conocido como walkdown checks que tiene como propósito verificar lo siguiente:    

que los domos están limpios y las entradas de hombre cerradas que el hogar, sobrecalentador y haz convectivo están limpios que todos los accesos al hogar están debidamente cerrados que los ductos de aire y gases están limpios y las puertas de inspección cerradas  que las pasarelas de acceso están libres de cualquier obstrucción La etapa siguiente será el chequeo de las válvulas que deberán permanecer abiertas y cerradas. Las que deben mantenerse abiertas son:      

venteo del domo venteo a la salida del sobrecalentador venteo a la salida del economizador conexión de aire a los instrumentos válvula de bloqueo del nivel del domo conexión a los transmisores de presión de agua y vapor

Las que deben mantenerse cerradas son:  principal de salida de vapor  venteo y drenaje del colector del sobrecalentador  drenaje de los colectores del piso del hogar

531     

venteo de los colectores del techo del hogar vapor a sopladores purgas del domo inferior muestreo de agua y vapor drenaje de los niveles del domo

También en el circuito de aire y gases deberá verificarse el cierre de dampers e igualmente en todo a lo relativo a los tableros de control y mando de equipos, enclavamientos, etc. comprobándose su disponibilidad operativa. Cumplido esto, se estará en condiciones de alimentar con agua para el llenado de la caldera

19.3 ARRANQUE EN FRIO y LEVANTAMIENTO DE PRESION En esta etapa se comenzará mediante la bomba de alimentación con el llenado de agua hasta alcanzar unos 50 mm por debajo del nivel normal en el domo. De igual forma se arrancará la bomba de dosificación de productos químicos y se regulará su dosificación Alcanzado este punto se parará la bomba de alimentación y la de dosificación La alimentación de agua debe ser efectuada en forma lenta a los efectos de evitar tensiones en las placas del domo. Completada esta operación y dependiendo del tipo de caldera se puede arrancar descargando un poco de bagazo sobre la grilla y rociándolo con gasoil o querosén para facilitar su encendido o bien usando una cierta cantidad de leña también rociada de combustible. Una vez encendido el combustible se debe ir graduando la alimentación para levantar lentamente la presión. El ventilador de tiro inducido (VTI) debe arrancarse con el dámper cerrado para evitar la sobrecarga del motor y se regulará su apertura para generar una pequeña depresión en el horno (-2 a -5 mm.c.a). El ventilador de tiro forzado (VTF) se pondrá en marcha también con el registro cerrado. Igual proceder con los ventiladores de aire secundario Los siguientes sistemas de control deberán colocarse para operación manual  control de nivel de agua en el domo superior  control de combustión  control de presión en el hogar  control de temperatura del vapor sobrecalentado En el transcurso del calentamiento, deberán operarse las descargas de la caldera manualmente manteniéndose el nivel normal de operación y usar siempre que sea posible la purga continua. En esta etapa de calentamiento debe verificarse las condiciones de expansión térmica de la caldera para evitar tensiones térmicas peligrosas. Todos los

532 controles de combustión deben ser operados manualmente hasta alcanzar el estado estacionario Cuando la presión en el domo alcanzó los 2 bar, debe cerrarse su venteo, regular las condiciones de combustión y el tiraje para lograr que se haga en forma completa. La cañería principal de vapor debe ser calentada mediante el bypass en forma gradual y mantener su purga abierta. A medida que la presión va alcanzando su valor de trabajo y la demanda va creciendo (60% MCR), los controles del flujo de agua, de la temperatura del vapor y de la combustión, deben pasarse de la forma manual al modo automático. El venteo del sobrecalentador debe mantenerse abierto para asegurar el flujo de vapor y evitar el quemado de los tubos A medida que va alcanzando las condiciones finales de operación se deben ejecutar los controles de calidad de agua-vapor y regular la dosificación de productos químicos. También monitorear el funcionamiento del resto de los equipos y asegurar que estén operando correctamente. El tiempo mínimo necesario (Tmín) para alcanzar la presión final, puede calcularse con la ecuación siguiente, determinarse gráficamente, o bien referirse al indicado por el fabricante [4], [5] Tmín = 1.5627x P 0.2577 [horas], y P = presión de trabajo en bar

Figura Nº2 - curva de levantamiento de presión según Thermax

533 Como veremos más adelante, este es uno de las herramientas más importantes en la operación ya que tienen influencia directa sobre las tensiones térmicas que se producen el domo y tubos del haz convectivo

19.4 ARRANQUE EN CALIENTE (HOT START) Si la caldera hubiese sido parada por un corto tiempo y se hubiese mantenido levemente presurizada, el paso siguiente será reponer el nivel de agua en forma gradual y arrancar los ventiladores de aire forzado y tiro inducido con los registros cerrados. En la alimentación de agua para el llenado a nivel normal deberá considerarse la temperatura del agua de reposición, pues puede acontecer que no se disponga de condensados y deba hacerse con agua de makeup, con lo que el proceso de llenado debe hacerse cuidadosamente para evitar tensiones térmicas por el choque del agua a temperatura diferentes Luego de esto se deberá regular su apertura hasta logar un tiro balanceado y entonces se podrá da lugar a la alimentación de bagazo y regularizar la marcha. A medida que avanza la demanda y se estabilizó la combustión se podrá pasar de los comandos manuales a la modalidad automática y se efectuarán los controles de rutina correspondientes a la marcha normal

19.5 MARCHA NORMAL En este punto, la conducción estará muy asociada a la demanda de vapor, esto es, a la variación del consumo por parte de la fábrica y también con la constancia de la molienda y humedad del bagazo. Si bien las calderas están automatizadas para mantener la constancia de la presión regulando el suministro de bagazo, la estabilidad de la marcha puede tener sus variaciones, atentas a que la combustión del bagazo tiene su inercia térmica hasta cumplimentar las fases del proceso de liberación de calor En esta etapa será esencial el control de las temperaturas de gases y del vapor, del aire precalentado, del agua de alimentación, el exceso de aire (25-30%, o 14-16% CO2) y la calidad del agua de alimentación y pureza del vapor generado. Para mantener una adecuada eficiencia la limpieza de las superficies de calefacción es vital, por lo que la rutina de operación de los sopladores es importante implementarla de forma correcta Todas las variables y parámetros que determinan la operación del equipo deben ser registradas a los fines de garantizar una marcha segura y servir como elementos de juicio frente a cualquier problema. El control y visualización de la combustión en el hogar es muy importante ya que permite adecuar la limpieza de la grillas. Igualmente la regulación y distribución del aire primario y secundario. La limpieza de la grilla para la eliminación de las cenizas dependerá del tipo de grilla, pudiendo ser por soplado, por volcamiento o por descarga en las tolvas si fuese del tipo móvil

534 En régimen normal y a la altura de la grilla la presión debe mantenerse alrededor de los -5 mmca y en el techo cercano a -10 mmca. Debe evitarse la presurización del hogar que provocará la expulsión de llamas y partículas al exterior. También y en función del análisis de agua de caldera se establecerá el régimen de purga continua que asegurará la mantención de la concentración de sólidos en los valores fijados La purga de fondo del domo para eliminación de sedimentos debe hacerse en momentos de baja carga y nivel normal. Los colectores se purgarán en momentos de carga nula cuando la caldera esté parando y se haya extinguido el fuego, pues si se efectuase con producción de vapor alterará la circulación en las paredes de agua sobrecalentando el metal El nivel de agua es una variable esencial pues su bajo nivel puede ocasionar dañar los tubos de la caldera por sobrecalentamiento. Igualmente un alto nivel puede ser peligroso por la posibilidad de arrastres con el vapor que pueden perjudicar a la turbina. Si esta situación se mantuviese se procederá a la purga de fondo y se comandará el nivel en forma manual hasta restablecer la situación Las válvulas de seguridad del sobrecalentador y domo deben ser probadas para verificar su correcto funcionamiento, esto es, apertura y cierre a las presiones de timbre y de re cierre fijadas, regulándolas si fuese necesario. Esta operación de levantamiento de presión debe ser efectuada de manera gradual hasta alcanzar los valores de timbre de las válvulas Con relación a los parámetros de control de las calderas y sus equipos auxiliares, una planilla de registro diario y por turno de trabajo, debería contener como mínimo la siguiente información operacional  Nº de caldera  Vapor producido  Presión de vapor: en el domo / salida del sobrecalentador  Temperatura: ambiental, del agua alimentación, del vapor sobrecalentado  Humedad: ambiente, del bagazo  Temperatura: aire primario, secundario y gases entrada y salida del calent.aire  Presiones: aire primario, secundario y gases de combustión en puntos diversos  Energía: ventiladores (VTI / VAF), bombas de agua de alimentación  Energía: equipos alimentadores de bagazo  Aire de instrumentos: presión, humedad,  Tiempo: horas de marcha y parada. Causas que las provocan y su duración  Operarios: nombre, apellido y cargo  Controles de agua y pureza de vapor: pH, conductividad, TSD, PO4, etc.

535

19.6 PARADA NORMAL Corresponde a la parada del equipo en forma programada que puede ser por ejemplo, el de final de zafra en donde estará en estas condiciones por un largo período. El procedimiento genérico a seguir será el siguiente:  Reducir el consumo de bagazo conforme a la disminución de la demanda de vapor hasta un valor tal que sea posible la operación manual  Regular el tiro conforme al menor flujo de aire y gases producidos  Cuando la carga se haya reducido por debajo del 20% de la capacidad de producción de la caldera, se abrirá el venteo del sobrecalentador y luego de esto se desconectará el sistema de control de temperatura. Esto permitirá bajar la presión más rápidamente  En baja carga se aprovechará para efectuar el soplado de los distintos sectores  Cuando se haya cortado totalmente la alimentación de bagazo y el nivel de combustión en la grilla sea muy reducido, se purgarán los colectores y se repondrá el nivel de agua en el domo con agua caliente. Con la purga de fondo se procederá igualmente para eliminar los barros del domo inferior  Con la combustión extinguida se parará el ventilador de aire forzado y se dejará en marcha el ventilador de tiro inducido por un determinado tiempo (15-20 minutos) para favorecer el proceso de enfriamiento, para lo cual deberán abrirse todas las ventanas y puertas de inspección para permitir el ingreso de aire frío  Si la caldera se mantendrá seca, cuando en el domo haya unos 2 bar, se abrirá su venteo para evitar la formación de vacío y permitir la descarga del agua  La caldera se podrá desaguar totalmente cuando la temperatura esté por debajo de los 65ºC

19.7 PARADAS DE EMERGENCIA Bajo estas circunstancias agrupamos todas aquellas situaciones que conducen al uso de un procedimiento de parada no previsto y que exige actuar rápidamente. Entre las situaciones que se catalogan como tales tenemos: 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7.

Bajo nivel de agua Rotura de tubos Parada de ventilador de tiro inducido Explosión en el hogar Parada de ventilador de aire forzado Baja presión de aire de instrumentos Parada de ventilador esparcidor

Las cuatro primeras situaciones revisten la mayor gravedad y exigen un rápido accionar. El procedimiento genérico para el caso Nº1 consiste en:

536     

Corte del suministro de combustibles (bagazo y otro) Cerrar el registro del ventilador de aire forzado y de aire secundario y pararlos Cerrar el registro del ventilador de tiro inducido y pararlo Evitar reponer agua de alimentación para evitar tensiones térmicas Evaluar el paso siguiente si el nivel se recupera o no, o si se evalúa puede haber daño en los tubos. Si fuese la última situación, abrir el venteo del sobrecalentador para despresurizar el equipo cero y dejar enfriar el equipo para inspección

En todos los casos se trata de cortar el desarrollo de la combustión para evitar que la carga térmica produzca daños en el equipo. En el caso Nº2 de la fuga de agua por una fisura o colapso del tubo, esto se detecta normalmente por el color blanco de los gases de escape, o por observación a través de las mirillas del hogar Si el colapso de uno o varios tubos no permite mantener el nivel, deberá procederse como en el caso Nº1 y si la fuga fuese controlada, se deberá mantener el nivel y organizar una parada programada para inspección y reparación Con relación a la explosiones en los hogares, estas se producen como consecuencia de la formación de gases inflamables en el horno, los que en presencia de una fuente de ignición y en un recinto cerrado, combustionan desarrollando grandes presiones. Es frecuente en las paradas que queden restos de bagazo y otros combustibles quemándose parcialmente sobre la grilla, en los que puede haber destilación de gases inflamables Un ejemplo de explosión en un hogar de bagazo, es el que tiene lugar en el ingenio y refinería San Martín del Tabacal en Argentina en 1990, donde debido a una fuga de gas natural en la línea de alimentación a los quemadores y en presencia de residuos de bagazo quemándose sobre la grilla, se genera una explosión que se alivia hacia el resto de la caldera produciendo deformaciones en el haz convectivo y la rotura del calentador de aire. Esta explosión produjo la inutilización de la caldera [6]

19.8 TENSIONES TERMICAS EN LA PUESTA EN MARCHA Las puestas en marcha y paradas de la caldera, originan ciclos de calentamiento y enfriamiento del metal que producen fatiga en el mismo en el largo plazo. Los arranques de una caldera pueden ser categorizados de tres formas [19]: 1. arranque en caliente (hot start): puesta en marcha después de 8 horas a 425°C (diariamente) 2. arranque tibio (warm start): puesta en marcha después de 8 a 72 horas a 260°C (después de un fin de semana) 3. arranque frio (cold start): puesta en marcha después de 72 horas o más a 21°C (semanalmente)

537 Durante el arranque en frio u otro ciclo, un componente rígido tal como un colector puede sufrir una rotura debido a los mecanismos siguientes:  Fatiga pura debido a los ciclos repetidos de las tensiones impuestas  Daño por creep debido a la relajación desde el pico de tensiones hasta el estado de tensiones a la temperatura de operación  Tensiones de ruptura por creep durante el estado estacionario de operación Dependiendo de cuál de estas tres condiciones prevalezca, el mecanismo de daño será por fatiga, creep o una combinación de ambos. Los ciclos de puesta en marcha-parada tienen una especial importancia en la vida y resistencia estructural del domo y colectores. La figura siguiente muestra las variaciones de temperatura en un colector

Figura Nº3 – variaciones de temperatura en un colector

El domo, además de ser el componente más costoso de la caldera, es el más rígido y por ende el más estresado mecánica y térmicamente. En efecto, el domo está solicitado por: 1. las tensiones longitudinales y circunferenciales debidas a la presión interior,

538 2. por tensiones de flexión debido al peso propio, del agua y otros componentes 3. por tensiones debidas a la dilatación de los tubos risers y del downcomers que van empotrados en el mismo (soldados o mandrilados, o ambos) 4. por las tensiones de origen térmico en la pared, ocasionadas en los procesos de calentamiento y enfriamiento El domo como elemento estructural no está sometido a un temperatura uniforme en todo su perímetro, longitud y espesor. En efecto, este recibe como inputs:  agua de alimentación sub-enfriada proveniente del economizador  mezcla de agua-vapor proveniente de los tubos risers a temperatura de saturación correspondiente a la presión de trabajo A su vez, el domo tiene como elementos de salida (outputs) a dos circuitos  vapor saturado al sobrecalentador que descarga en la entrada del colector de este fluido  agua subenfriada hacia los colectores de las paredes de agua del hogar El agua de alimentación ingresante puede tener más de 100ºC de diferencia de temperatura con el domo. Estas diferencias de temperatura se mantienen durante el estado estacionario de la caldera, es decir corresponden a su comportamiento estático. Pero en el estado transitorio, estas diferencias de temperatura crean tensiones térmicas que pueden aparecer en los procesos de start-up o shut-down de la caldera. Así durante la puesta en marcha, la mitad superior del domo que está en contacto con el vapor condensante, se calentará más rápidamente que la mitad inferior que está en contacto con el agua en circulación. Durante la parada, la situación anterior se invierte. La mitad superior se enfriará más lentamente que la inferior, dado que la transferencia de calor en el espacio vapor, es de una a dos veces menor en magnitud que en el espacio del agua En una parada o arranque de emergencia, estas tensiones se intensifican particularmente en la zona de conexión de los tubos que puede resultar en la formación de grietas en la pared del domo o el desmandrilado de los tubos y en forma especial en los tubos de bajada. Los domos por el espesor de sus paredes se comportan como cilindros de pared gruesa en donde la distribución de tensiones no es uniforme, tal como se asume en el caso de los tubos. La capacidad de un material para resistir gradientes térmicos y las tensiones que ellas inducen, se expresa mediante el llamado: Thermal Stress Index, que se define como: TSI = r. / .E kcal /h.m

r = tensión de rotura del material

539

 = conductibilidad térmica del material  = coeficiente de dilatación térmica E = Módulo de Young El Index permite conocer la resistencia a la fractura de los materiales bajo shock térmico. La temperatura máxima capaz de resistir un material sin fracturarse, bajo un cambio súbito de temperatura está dada por la ecuación siguiente [10] Tmáx = r (1 - ) / .E

Figura Nº3 - temperatura del metal y tensiones (start-up) según Bracco

540 Estos conceptos son muy importantes ya que intervienen en los procesos de fatiga bajo cargas térmicas cíclicas. Tienen también gran importancia durante la prueba hidráulica del domo, en donde el material al ser sometido a bajas temperaturas por el agua de llenado, puede sufrir un proceso de fragilización y provocar grietas en la pared Las tensiones de origen térmico debido a la diferencia de temperatura inicial y final (t) entre las caras internas y externas, están dadas por las ecuaciones siguientes

1

=± . t 

𝐸

2 1− q.s

. . t

 1

=± .

𝐸

2 1−

. .

q.s 

Vemos que las tensiones térmicas dependen no sólo de la diferencia de temperatura en la pared y del coeficiente de dilatación lineal del acero ( ), sino también del coeficiente de convección del fluido (q), es decir de la transferencia de calor del agua o vapor a la pared del domo. Las figuras siguientes muestran las diferencias de temperatura en la pared del domo y la transferencia de calor en el espacio vapor y de agua del mismo

Figura Nº4 - temperaturas de pared y coeficientes de convección en domo, según Taler

Ejemplo Nº1: supongamos que tenemos un domo de las siguientes características y queremos saber cuál es la temperatura máxima capaz de soportar sin sufrir rotura por shock térmico. Los datos son:

541  Diámetro int.: 1576 mm, Largo: 8502 mm, Peso: 13.500 kg Espesor: 38 mm  Material: SA 516 Gr.70, Tensión de rotura: r = 4945 kg/cm2 (según ASME II)  Módulo de Poisson: 0.3 , Coeficiente de dilatación lineal: 12.6x10-6 1/ºC  Presión de trabajo: 19 bar, temperatura de trabajo: 212ºC  Módulo de Young: E = 2.1x106 kg/cm2 , Tensión admisible: ad = 1407 kg/cm2 La temperatura máxima que el material podrá soportar sin colapsar por shock térmico será igual a: Tmáx = r (1 - ) / .E = 4945 (1 – 0.3) / 12.6x10-6x 2.1x106 = 131ºC Esto significa que durante el arranque, el proceso de calentamiento deberá ser tal de impedir que la temperatura del metal se aproxime a este valor rápidamente. Si queremos calcular cuál es la diferencia de temperatura que debe existir entre la cara interna y externa del domo para no sobrepasar la tensión admisible, tendremos

tmáx = 2 ad (1 - ) / .E = 2x1407 (1 – 0.3) / 2.1x106 x 12.6x10-6 tmáx = 74 ºC Las tensiones térmicas serán tanto más peligrosas cuanto mayor sea el espesor del domo y es por esto que la diferencia de temperatura entre dos puntos contiguos no debe ser mayor de 50 - 55ºC, según Reznikov [7]

Ejemplo Nº2: Si miramos en la tabla del tiempo mínimo necesario para el levantamiento de presión, vemos que para esta caldera será preciso un período de Tc = 3.5  4 horas. Calcularemos en forma aproximada cual sería la tasa de calentamiento requerido en el domo:  Calor necesario para llevar el domo y su contenido desde 20 a 212ºC  Cantidad de agua: 8.300 kg a 50% nivel  Calor necesario para calentar el agua: Qw = 8300 (212 – 20) = 1.593.600 kcal  Calor para calentar el domo: Qd = 13.500x0.11 (212 – 20) = 285.120 kcal  Pérdida de calor estimada: Qp = 100.000 kcal  Calor total a entregar: Qt = Qw + Qd + Qp = 1.978.720 kcal  Tasa de calentamiento: q = Qt / Tc = 1.978.720 / 4 = 494.680 kcal / h  Velocidad de calentamiento: Vc = t / Tc = (212 – 20) / 4 = 48ºC / hora Si tomáramos otras condiciones, por ejemplo de una caldera de 80 bar (295ºC) que parte de 20ºC, según el gráfico tenemos que se requiere: Tc = 4.7  5 horas para el levantamiento de presión; la velocidad de calentamiento será Vc = (295 – 20) / 5 = 55ºC / hora, valores aceptables en la práctica

542 Las tensiones térmicas en domos y colectores debido a las diferencias de temperaturas entre dos puntos contiguos se pueden calcular según el estándar europeo EN 12952Parte 3 y la regla técnica alemana TRD 301. La norma alemana permite conocer la tasa de calentamiento o enfriamiento permitida para no sobrepasar las tensiones admisibles. Según estos los saltos térmicos permitidos vienen dadas por las siguientes ecuaciones [14],[15]: Arranque:

t = t1 – t2 =

1−  .E

.

a−ip 

Parada:

t = t1 – t2 =

1−  .E

.

b−ip 

La magnitud de las tensiones térmicas puede llegar a provocar en algunas circunstancias la rotura del domo o producir grietas en el mismo, tal como se observa en las figuras siguientes. La bibliografía técnica reporta varios casos al respecto [11],[12],[13]

Figura Nº5 - fallas y rotura de domos

Taler, Duda y Bracco han propuestos métodos de cálculos basados en la aplicación de herramientas tales como el método de elementos finitos (FEM) o técnicas de resolución

543 directa e inversa de problemas de conducción de calor, que han permitido modelar y validar experimentalmente el fenómeno de las tensiones térmicas durante la etapa transitoria y conocer más profundamente sus implicancias [16],[17],[18]

19.9 REFERENCIAS 1. ASME Sección VII: Guías recomendadas para el cuidado de calderas de potencia. Published by ASME, NY, 2013 2. Mellor Goodwin SA – Instrucciones para puesta en marcha. Norma Ca-M-12a – Buenos Aires, Argentina – 1965 3. Woodroff Everett et.al– Steam Plant Operation, 9th. Edit.McGraw Hill, 2011 4. Mellor Goodwin SA – Tiempo requerido para levantar presión en calderas – Norma Ca-M-18, Buenos Aires, Argentina – 1970 5. Thermax Babcok Wilcox Limited – Operation and maintenance manual. Project PB0751 – India, 2005 6. Alderetes Carlos – Relevamiento personal. San Martín del Tabacal, 1990. Argentina 7. Reznikov M.I et.al – Steam boilers of thermal power station. Edit.Mir, 1985 8. Taler Jan et.al - Analysis to speed up of the start-up of steam boiler OP-380. Journal of Power Technologies 94 (2) (2014) 1–8 9. Bracco Stefano - Simulation Models of Steam Drums Based on the Heat Transfer Equations. Applied Mathematical Sciences, Vol. 4, 2010, no. 74, 3687 – 3712 10. Hertnarski Richard et.al – Thermal Stresses –Advanced Theory and Applications. Edit Springer, 2008 11. EPRI - Investigation of Cracking in a Fossil Natural Circulation Boiler Drum. Report Nº 1013268, 2006 – USA 12. EPRI - Thermal Fatigue of Fossil Boiler Drum Nozzles. Report Nº1008039, 2004 13. EPRI - Investigation of Cracking in Fossil Boiler Drums-Finite-Element and Fracture Mechanics Analyses. Report Nº 1011916, 2005 14. EN 12952-Part.3-2003: Water-tube boilers and auxiliary installations. Design and calculation of pressure parts 15. TRD 301-2001 - Zylinderschalen unter innerem Überdruck. Technische Regeln für Dampfkessel (TRD), pp. 143-185, Heymanns Beuth Köln – Berlin, Germany

544 16. Taler Jan - Optimum heating of thick plate. International Journal of Heat and Mass Transfer 52 (2009) 2335–2342 17. Duda Piotr - Inverse Method for Stress Monitoring in Pressure Components of Steam Generators. Transactions of the 17th International Conference on Structural Mechanics in Reactor Technology (SMiRT 17) Prague, Czech Republic, 2003 18. Bracco Stefano. Dynamic simulation of combined cycles operating in transient conditions: an innovative approach to determine the steam drums life consumption. Proceedings of ECOS 2012- Italy 19. Viswanathan R.- Damage mechanism and life assessment of high temperature components. Edit by ASM International, 1993

19.10 WEBSITE  www.caldema.com.br  www.engevap.com.br  www.thermaxindia.com  www.sermatec.com.br  www.babcok.com  www.nationalboard.org  www.johnthompson.co.za  www.asme.org  www.epri.com  www.vgb.org  www.abma.com  www.assct.com.au  www.issct.org

545

20. ENSAYOS DE PERFORMANCE La determinación del rendimiento y de los principales parámetros operativos de una caldera se obtienen mediante la ejecución de pruebas o test de performance, que se llevan a cabo mediante estándares internacionales o nacionales que establecen de manera precisa la metodología a seguir, los cálculos, la incertidumbre y reportes necesarios En algunos trabajos este tema fue presentado simplificándolo casi a un problema puramente matemático, en el cual el rendimiento se obtiene mediante la simple aplicación de unas ecuaciones, sin mencionar al conjunto de consideraciones, procedimientos y mediciones requeridas para su implementación [4], [6] Los dos estándares internacionales de performance aplicables a calderas acuotubulares y bajo los cuales se pueden ensayar las calderas de bagazo son [1], [2]: 1. Estándar Americano ASME PTC 4-2013 (Fired Steam Generators) 2. Estándar Europeo: EN 12952-15:2003: Acceptance Tests Estos estándares no son aplicables a calderas de lecho fluidizado. Dada la mayor familiaridad de los usuarios de calderas con los estándares ASME, seguiremos los lineamientos dados en el Performance Test Code ASME PTC 4-2013 El código de ensayo de performance de calderas más difundido y utilizado en el campo industrial por más de 30 años, fue el Power Test Code: PTC 4.1-1964 Stationary Steam Generations Units [3]. Este código es el más citado en la bibliografía técnica sobre calderas en todos los idiomas conocidos. Fue el referente de la industria y muy utilizado bajo su forma simplificada conocida Abbreviated Form o Short Form [29] . El código PTC 4.1-1964 fue superado y suplantado en 1998 por una nueva versión, siendo revisado y ampliado en el año 2008. En algunas publicaciones técnicas este estándar sigue siendo mencionado como vigente todavía 4], 5],6],7]. La edición conocida como Fired Steam Generators PTC4-2013, es la vigente Las diferencias entre el antiguo estándar PTC 4.1 y el vigente PTC4 son muy importantes ya que este último introduce los avances en el conocimiento y tecnologías surgidas en los últimos años e incorpora el análisis de incertidumbre como metodología para asegurar la confiabilidad de las mediciones realizadas y de los resultados obtenidos. En el nuevo estándar no existe un método simplificado de ensayo como la forma abreviada del PTC 4.1 Por otro lado, el estándar EN 12952-15:2003 suplantó al conocido y difundido estándar europeo DIN 1942- Acceptance testing of steam Generators (Code of practice) 1994 publicado por la Asociación de Ingenieros Alemanes (VDI) 8]. Los ensayos de

546 performance se aplican bajos dos situaciones distintas según se trate de equipos nuevos o existentes, a saber [29]: 1. Ensayos de recepción o de aceptación del equipo. Tienen por objeto verificar las condiciones establecidas en las especificaciones técnicas de compra y garantizadas por el fabricante en su propuesta técnico-comercial (capacidad, rendimiento, etc.) y es aplicable a los equipos nuevos. Estos test son de un gran valor ya que con las importantes inversiones realizadas en calderas ( U$S 10 millones) destinadas al negocio de la cogeneración, queda claro que la verificación de los principales indicadores de performance debe ser un propósito estratégico por parte del adquirente del equipo 2. Ensayos rutinarios. Son usados para verificación de las condiciones operativas de equipos existentes con el propósito de garantizar su adecuado desempeño, o bien, para evaluar su comportamiento luego de haberse modificado alguna condición inicial en su operación o diseño, tal es el caso de las calderas que fueron sometidas de procesos de revamp o retrofit

20.1 CODIGOS DE ENSAYO DE PERFORMANCE PTC ASME ASME cuenta con 49 códigos de performance agrupados en siete categorías aplicables a numerosos equipos e instalaciones cuyos objetivos son [9]:  Proveer reglas y procedimientos para la conducción y reporte de ensayos de equipos mecánicos, procesos o sistemas  Sirven para determinar si los mismos cumplen con los criterios de performance establecidos  Para medir fenómenos relacionados a la operación o uso de tales equipos  Proveer validez a las comparaciones entre los desempeños esperados y actuales  Independiente del objeto de la prueba, la precisión y la fiabilidad debe ser la base del trabajo de principio a fin del ensayo  La exactitud y la fiabilidad se refiere a los métodos de medición y a los instrumentos requeridos para establecer las condiciones y cantidades bajo las cuales la prueba será hecha En el PTC1 (General Instructions) se dan los lineamientos generales sobre los test de desempeño, su organización y requerimientos y en el PTC2 (Definition and Value) se dan los términos estándar, definiciones, unidades, valores de constantes y símbolos usados en los códigos de desempeño

547

20.2 CODIGO DE PERFORMANCE PTC4-2013 El objeto de este código es establecer procedimientos para conducir ensayos de performance de generadores de vapor mediante la quema de combustibles. Se aplica tanto en combustión única como simultánea de combustibles. El código provee procedimientos estándares que pueden producir el más alto nivel de precisión compatible con las prácticas y conocimientos de ingeniería actuales Un test es considerado un ensayo ASME únicamente, si cumple con las siguientes condiciones: 1. El ensayo cumple con los procedimientos y variaciones definidas por el código 2. La incertidumbre de los resultados del ensayo, determinados conforme a la Sección siete (7), no exceden las incertidumbres del ensayo definidas en el acuerdo previo escrito en concordancia con la Sección tres (3) de este código El estándar se compone de (7) secciones y (5) apéndices de uso no obligatorio 

Sección1: se establecen los objetivos y alcances de la norma



Sección2: se dan las definiciones y descripción de términos



Sección3: se dan los principios que deben guiar el ensayo



Sección 4: se indican los métodos e instrumentos de medición de las variables involucradas



Sección 5: se explica el tratamiento de datos y el procedimiento de cálculo para obtener el rendimiento



Sección 6: se elabora el reporte final del ensayo, con las conclusiones finales



Sección 7: se toma el PTC 19.1 como base para el análisis de incertidumbre de las mediciones y resultados



Apéndice A: sugiere los modelos y secuencia de cálculos a realizar para la presentación de los reportes finales



Apéndice B: muestra ejemplos de cálculos y uso de las planillas tipo sugeridas



Apéndice C: contiene las derivaciones de las formulas y ecuaciones usadas en cálculos varios



Apéndice D: contiene la definición y cálculo del rendimiento bruto. Muestra también los cambios en el cálculo cuando se usa el poder calorífico inferior como referencia

548 

Apéndice E: contiene la influencia de las propiedades del carbón, carbón pulverizado y sorbente sobre el diseño y performance de las calderas de lecho fluidizado



Tablas y figuras



Referencia

Los test de performance demandan tiempo y dinero que están a cargo del comprador de la caldera. El código alienta que las partes definan:  El nivel o calidad de test deseado y acordado  Que parámetros se medirán  Qué nivel de incertidumbre se desea. Ejemplo:  Eficiencia con incertidumbre  al 0.5%  Capacidad máxima con incertidumbre  al 1%  Qué instrumentos y métodos de medición se emplearán  La incertidumbre sistemática de cada instrumento y método de medición usado  Qué variables no serán medidas  Qué variables deberán verificarse el grado de incertidumbre de los resultados alcanzados (post-test)  Criterios de rechazo del test en caso de no alcanzarse el nivel de incertidumbre acordado previamente En los principios guías, el código establece la conveniencia de que las partes incluso antes de la firma del contrato, definan y acuerden sobre el método a usarse para comparar los resultados del ensayo y los valores garantizados En el código se describen estas decisiones y acuerdos y proporciona una guía para realizar una prueba de acuerdo con el mismo. Todas las partes de la prueba tienen derecho y son alentadas a presenciar el ensayo para asegurarse de que se lleve a cabo de conformidad con este código y con cualquier acuerdo escrito hecho antes de la prueba. El código y los resultados de su aplicación no indican ni sugieren ninguna condición con relación a tolerancias permitidas en el rendimiento El acuerdo previo escrito debe definir los siguientes puntos:  Los objetivos del test  Designar a un jefe de ensayo quien conducirá el mismo y tendrá autoridad sobre todo el personal afectado al ensayo

549  Los representantes de cada parte en el test  La organización, calificación y entrenamiento del personal que participará en el ensayo  Los objetivos de incertidumbre a alcanzar en el test  Número de corridas del test  Procedimiento de pretest de checkout  Establecimiento de las condiciones de operación  Las variaciones permitidas en el test (tabla 3.2-1)  Duración del ensayo  Medios para mantener constante las condiciones durante el ensayo  Estado de limpieza del equipo y su mantención durante el test (uso sopladores, purgas, etc.), es decir si serán realizadas o no  Lecturas y observaciones a ser tomadas, frecuencia y número  Cantidad, tipo y ubicación de los instrumentos de medición  Incertidumbre de los métodos de medición e instrumentos  Combustible a ser quemado, frecuencia y método de muestreo, laboratorio donde será testeado y método de análisis  Equivalencia de combustible a condiciones estándar o del contrato  Distribución y recolección de residuos de combustión  Muestreo y análisis de gases de combustión  Tipo de reporte de resultados del ensayo a ser entregado a las partes

Tabla Nº1 - Variaciones de parámetros permitidas

550

20.3 PRETEST DE COMPROBACION Sirve para comprobar que el equipo está listo para el test principal para lo cual debe verificarse que: 1. Combustible, aditivos y absorbentes son los correctos 2. El estado físico de los equipos, limpieza de la superficie de calefacción y la estabilidad de la carga han sido verificadas 3. Todos los instrumentos están bien instalados 4. El equipo visualmente será inspeccionado para detectar infiltraciones de aire 5. Que las partes están de acuerdo que el equipo está listo para el comienzo del test 6. Corregir cualquier desviación menor y hacer los ajustes necesarios en la instrumentación 7. Verificar que el combustible cumple con las condiciones fijadas para el ensayo 8. Que los objetivos están claros y todas las responsabilidades del personal afectado 9. Hacer los ajustes necesarios en el proceso de combustión para asegurar su estabilidad 10. Verificar que la unidad alcanzó el estado de régimen o estado estacionario conforme a los valores indicados en la tabla 3.2-2 del código La duración del pretest de comprobación no deberá ser inferior a los siguientes valores:

Tabla Nº2 - Duración mínima del pre-test

20.4 OBJETIVOS DE UN ENSAYO DE RECEPCION En un ensayo de aceptación o recepción de la caldera muchos pueden ser los objetivos perseguidos. Entre estos:

551  Comparar el rendimiento actual con el rendimiento garantizado por el fabricante  Comparar el rendimiento actual a una condición de referencia establecida por las normas  Proveer métodos de conversión de performance entre dos condiciones de ensayos (real y especificada)  Determinar la performance específica de algún componente en particular o parámetros específicos de su funcionamiento (sobrecalentador, economizador, etc.) Cualesquiera sean estos objetivos, los parámetros esenciales de performance a determinar son:  Carga máxima continua (MCR)  Rendimiento a MCR y cargas parciales  Calor de producción (Output) de la caldera  Presión / temperatura vapor a distintas cargas  Temperatura ingreso agua alimentación  Consumo de combustible a distintas cargas  Temperatura y composición gases de escape  Exceso de aire y temperatura ingreso al equipo  Carbón no quemado y sus pérdidas  Temperatura ambiental de referencia  Consumo de potencia de los equipos auxiliares  Caídas de presión en circuitos agua-vapor, aire-gases  Infiltraciones de aire Un ensayo de performance queda usualmente cuantificado por tres características definidas así: 1. Capacidad: es el máximo flujo de vapor producido bajo condiciones especificadas 2. Rendimiento: relación entre la energía producida vs entregada 3. Producción (output): es toda la energía absorbida por el fluido de trabajo (aguavapor) en el generador de vapor

552 La capacidad se define fácilmente y los principales problemas asociados con su determinación surgen de su medición. Independiente del rendimiento de la caldera la capacidad siempre debe verificarse. Los conceptos de rendimiento, entrada (input) y producción (output) están sujetos a varias posibles definiciones, según que se considere como tales. El código define y delimita claramente que es el input, output y el rendimiento.

20.5 METODOS DE ENSAYOS Las calderas a bagazo se ensayarán mediante el Método del Balance de Energía (Energy Balance), también llamado Método Indirecto según el estándar europeo EN 12952-15:2003. El Método Input-Output o Método Directo no puede ser aplicado por el elevado grado de incertidumbre que presenta la medición directa del bagazo consumido durante el ensayo y requerida por el estándar En este método se medirán todas las variables representativas de las pérdidas de energía en el equipo. Las pérdidas son consideradas como tales cuando consumen o transportan fuera del equipo, parte de la energía aportada por el combustible y no forman parte de la energía proporcionada al fluido de trabajo (agua-vapor) La figura siguiente resume los flujos de energía ingresantes y salientes y detalla las principales pérdidas energéticas que se presentan en un generador de vapor Ventajas del método del balance de energía:  Los parámetros primarios de medición (análisis y temperatura de gases de combustión) pueden ser hechos con mucha precisión  Permite localizar y cuantificar las fuentes de pérdidas energéticas  Posibilita por lo tanto definir y seleccionar los medios para reducirlas  Ajustar o corregir los resultados del ensayos a las condiciones de garantías o estándar fijadas  El impacto de los errores en medidas secundarias (pérdidas) afectan poco a la exactitud global del ensayo Desventajas del método:  Exige muchas mediciones  No brinda datos o información automática respecto de la capacidad de producción de vapor del equipo  Muchas pérdidas no son posibles medir y puede ser dificultosa su estimación  Requiere mayor participación de personal durante la ejecución del ensayo

553

Figura Nº3. Balance de energía del generador de vapor (ASME PTC4-2013)

El balance de energía del generador de vapor se puede escribir como: Input + Créditos = Output + Pérdidas Qf + QpB = Qout + QpL El rendimiento de la caldera está dado por la expresión general:

gv = (Eoutput / Einput) 100 combinando ambas ecuaciones nos queda entonces

gv = (Qf

+ QpB – QpL) / (Qf + QpB)

El Código ASME (section 3-1.2) reconoce dos conceptos de rendimiento o eficiencia térmica del generador 1. Rendimiento del combustible (Fuel efficiency) 2. Rendimiento bruto (Gross efficiency)

554 Rendimiento del combustible (Fuel efficiency): reconoce todas las energías absorbidas por el fluido de trabajo (agua-vapor) como egresos (output), pero cuenta sólo como ingreso (input) la energía química del combustible basada en su poder calorífico superior (Hs) y está dado por:

f = 100 (1 −

QpL Qf

)

El código adopta esta definición como la más indicada y correcta para establecer el rendimiento del generador de vapor y que sigue a lo largo de su desarrollo Rendimiento bruto (Gross efficiency): también en esta definición se reconocen todas las energías absorbidas por el fluido de trabajo como egresos (output), pero se cuentan como inputs todas las energías que cruzan los límites del generador de vapor y está dado por

b = 100 (1 −

QpL Qf+QpB

)

Esta definición es opcional para el Código y se calcula según el Apéndice D no obligatorio. Esta fue la definición adoptada en el antiguo estándar PTC 4.1 Vemos que, las pérdidas al distribuirse en una cantidad mayor de energía ingresante, resultarán menores y harán en consecuencia que el rendimiento bruto sea mayor que el rendimiento del combustible, esto es b  f Según el Código de performance ASME PTC4-2008 el rendimiento del generador de vapor se expresa siempre sobre la base del poder calorífico superior (Hs) del combustible El Código prefiere este valor (Hs) atento a que el mismo es obtenido por medición directa y con gran confiabilidad, en tanto que el poder calorífico inferior (Hi) se obtiene por cálculo a partir del dato anterior, siendo su incertidumbre mayor respecto de la obtenida en el ensayo de determinación del poder calorífico superior. Si se desea expresar el rendimiento en base al poder calorífico inferior, el Anexo D, parte D-4, explica cómo computar las pérdidas y el rendimiento. La relación entre ambos rendimientos estará dada por la expresión siguiente:

i = s. Hs / Hi

20.6 DURACION, OPERACIONES Y REGISTROS DEL ENSAYO  La duración del test no debe ser menor a los valores de la tabla Nº 3-2.2

555  El jefe del ensayo y la otra parte pueden acordar prolongar la duración si es preciso, pero no reducirla  Si el soplador de hollín se acordó usar en el ensayo este debe ser registrado y usado en cada test  En el caso de calderas con grillas está permitida su limpieza en el ensayo y debe hacerse con la misma duración que antes del inicio del test  Las lecturas deben ser todas simultáneas cada t  15 minutos, excepto las cantidades pesadas  Las lecturas pueden ser puntuales o de monitoreo continuo  Agua y combustibles medidos con instrumentos integradores pueden leerse cada hora  Las cantidades determinadas por pesadas, su frecuencia estará dada por la capacidad del equipo, pero no superior a la hora  Los flujos medidos con dispositivos de presión diferencial (placa orificio, Venturi, etc.) deberán leerse con intervalos t  15 minutos  El muestreo de combustibles y los análisis necesarios serán conforme a las indicaciones de las normas ASTM respectivas  El muestreo de cenizas y otros residuos y los análisis necesarios serán conforme a las indicaciones de las normas ASTM respectivas Ingresado el equipo al test principal de performance, deberán efectuarse los siguientes registros 

Curvas de rendimiento a cargas parciales. Se harán cuando el equipo haya operado a cargas distintas de la capacidad nominal y de donde se podrán hacer interpolaciones. El test debe registrar para los distintos estados de carga las mediciones y los parámetros principales. Las pérdidas de energía y el rendimiento en general son variables con la carga



Correcciones a los resultados del test. Cuando las condiciones de operación difieren respecto de las usadas para especificar los valores garantizados, será necesario corregir los resultados del ensayo a esas condiciones de referencia o estándar

Vemos según esta tabla que las calderas a bagazo por el método del balance de energia no deberán ser ensayadas por debajo de las 4 horas  Las correcciones se pueden hacer mediante el uso de factores provenientes de fuentes varias como tablas, gráficos, o cálculos provistos por el fabricante u otra fuente acordada entre las partes  Registros y reportes del test. Toda la documentación relativa a los instrumentos, métodos, mediciones y observaciones realizadas en el ensayo, deben contar con la fecha, firmas y datos de los observadores y realizadas en un formato digital preferentemente. Cada parte contará con su copia

556 Tipo de caldera

Tiempo mínimo duración (horas)

Gas / Fuel Oil

2

Stocker

4

Carbón pulverizado

2

Lecho fluidizado

4

Figura Nº4 - Tiempo mínimo de duración del ensayo principal

20.7 VALORACION DE LAS PÉRDIDAS DE ENERGIA Para el cálculo de las pérdidas de energía, en la Sección (5) del código, se desarrollan el conjunto de las ecuaciones que rigen los cálculos másicos y térmicos relativos a la determinación del rendimiento y otros indicadores de performance del equipo. Para estos cálculos, el código aporta una importante cantidad de información en forma gráfica con datos relativos a propiedades termodinámicas de los gases de combustión. Entre estos tenemos:  Balance de masas de la combustión  Cálculo de las necesidades de aire para la combustión  Cálculo del exceso de aire  Cálculo de la composición de los gases de combustión  Balance de masas del generador de vapor  Balance de energía del generador de vapor  Cálculo del calor de producción de la caldera (output)  Cálculo de la energía aportada a la caldera (input)  Cálculo de las entalpía de los productos de la combustión  Cálculo de las pérdidas  Calculo del rendimiento La figura siguiente resume los balances a realizar

557

Figura Nº5 – Balance de masas del generador de vapor

Tomando como referencia la figura Nº2 tenemos que las pérdidas de energía en los generadores de vapor a bagazo se componen principalmente de: 1. 2. 3. 4. 5.

Pérdidas en gases secos Pérdida debido a la combustión del H2 proveniente del combustible Pérdida debido a la combustión del H2 proveniente de la humedad del bagazo Pérdida debido a la combustión del H2 proveniente de la humedad del aire Pérdida debido a la combustión del H2 proveniente de la humedad adicional aportada por el vapor agua de sopladores 6. Pérdida por convección y radiación 7. Pérdida por combustible no quemado (mecánica) 8. Pérdidas por infiltración de aire 9. Pérdida por combustión incompleta (CO e H2) 10. Pérdida por formación de NOx 11. Pérdida por calor sensible cenizas 12. Pérdida por reinyección cenizas 13. Pérdida por carbono no quemado en las cenizas

558 En la figura siguiente se resume el cuadro de cálculos a seguir para determinar el rendimiento de la caldera según el método del balance de energía y calculado como efficiency fuel tal como lo establece el estándar. En este cálculo los créditos no son considerados como ya lo expresáramos, solamente se considera al poder calorífico superior (Hs) como ingreso (Input)

Figura Nº6. Balance energía caldera

El cálculo de las pérdidas de energía cae en dos categorías  En la primera están aquellas pérdidas proporcionales a la energía ingresada con el combustible y se expresan como % de la misma. Ejemplo, las pérdidas debida a los productos de combustión (en gases secos, humedad del combustible, etc.)  En la segunda categoría están las pérdidas que no dependen del combustible y son expresadas como pérdidas de energía por unidad de tiempo. Por ejemplo, las pérdidas por convección y radiación Para contemplar las variaciones que se pudieran dar entre las condiciones asumidas en el proyecto y especificadas en el contrato y las condiciones reales resultantes del ensayo, el estándar establece:  Temperatura de referencia (TRe): El código fija como temperatura de referencia el valor de 25ºC, válida para los flujos ingresantes o saliente del generador de vapor

559 (combustible, aire y gases de escape) respecto de la cual se evaluarán los créditos y pérdidas de calor  Correcciones a las condiciones estándar o de diseño: En esta parte el código da las ecuaciones para corregir las variaciones respecto de las condiciones de diseño o garantizadas en el contrato y son utilizadas cuando se aplica el método del balance de energía

20.8 RESULTADOS Y ANALISIS DE INCERTIDUMBRE Una vez que el ensayo fue ejecutado, se promediará los resultados de todas las mediciones realizadas y calculará el nivel de incertidumbre alcanzado y sus efectos sobre el cálculo del rendimiento  Todos los valores extremos de las mediciones (máximos y mínimos) y aquellos evaluados como erróneos deberán ser desechados de la evaluación estadística. Las partes deben acordar al respecto que se considerarán como tales valores  Los parámetros medidos pueden presentar variaciones en su localización espacial y en el tiempo. Deben ser analizados individualmente para el cálculo de su promedio y desviación estándar. El código provee las ecuaciones para cada caso Para ambas mediciones (variables en el espacio y el tiempo) se calculará su promedio aritmético y la desviación estándar.  Si (x) es el parámetro medido en (N) observaciones, su promedio aritmético estará dado por la ecuación Xm =

1 N

(x1 + x2 + x3 + ⋯ + xn)

 La desviación estándar de la media de las (N) observaciones del parámetro (x) medido estará dada por

Varianza: S =

2 ∑n1 1 (Xi−Xm)

N−1

Desviación estándar: Sx = √S

El código en los Anexos A y B no obligatorios, presenta la planilla de registro de reducción de datos (MEAS). Sirve para promediar y calcular la desviación estándar de los parámetros medidos

560 La ejecución del ensayo exige numerosas mediciones de magnitudes de diferentes naturaleza y por ello es preciso recordar brevemente algunas definiciones y conceptos [10],[11], ],[12]. Entre ellos:  Metrología: es la ciencia de las mediciones. Esta incluye aspectos teóricos y prácticos relacionados con las mediciones, cualquiera sea el campo de la ciencia o tecnología a la cual se aplique  Medición: conjunto de operaciones cuyo objetivo es determinar el valor de una magnitud. Se puede hacer en forma manual o automática, intermitente o continua  Magnitud: propiedad o atributo de un fenómeno, cuerpo o sustancia que puede ser expresado cuantitativamente mediante un número y una referencia  Mensurando: magnitud objeto de la medición. Es lo que queremos medir, por ejemplo, la presión  Método de medición: Descripción genérica de la secuencia lógica de operaciones utilizadas en una medición  Instrumento de medida: Dispositivo utilizado para realizar mediciones, sólo o asociado a uno o varios dispositivos suplementarios  Valor medido de una magnitud: es el valor de que resulta de una medida de la variable  Valor verdadero: Es el valor que se obtendría mediante una medición perfecta. Todo valor verdadero, es por naturaleza, desconocido. Es también aquel valor aceptado o establecido como tal  Valor convencional de una magnitud: Valor asignado a una magnitud particular y aceptado por convención porque la representa para un fin dado. Muchas veces designado como: mejor estimación, valor convencional o valor de referencia  Resultado de una medición: Valor atribuido a un mensurando, obtenido por medición. Cuando se informa el resultado de un conjunto de mediciones tales como las efectuadas en el ensayo, debe indicarse si se hace referencia a:    

La indicación El resultado sin corregir Al resultado corregido y si proviene de la media aritmética, obtenida de varios valores. La expresión completa del resultado de una medición incluye información sobre la incertidumbre de la medida

En toda medición se introducen errores que deben ser minimizados. Distinguimos dos conceptos y tipos de errores  Error absoluto de una medición (): es la diferencia entre el valor medido (X) y el valor verdadero del mensurando (T) 

=X–T

561

 Error relativo de una medición (e): es la relación entre el error absoluto () y el valor real (T) e =  / T = (X – T) / T  Error aleatorio o random error (): es la fracción del error total () que varía aleatoriamente en cada medición efectuada en el test. El error aleatorio total es la suma de las diferentes contribuciones o fuentes de error aleatorio. Puede provenir del sistema o método de medición, de condiciones ambientales, etc.  Error sistemático (): es la fracción del error total () que permanece constante en cada medición que se efectúa durante el test. El error sistemático total es la suma de las diferentes contribuciones o fuentes de error sistemático que pueden resultar de los métodos de medición, calibración, etc.  El error total ():

() =  + 

La figura siguiente muestra la distribución de los errores mencionados

Figura Nº7 - distribución de errores

Ejemplo Nº1: una termoresistencia Pt100 es calibrada por comparación con otra RTD patrón y los resultados son los siguientes. Calcular el error absoluto y relativo de cada punto de comparación usando las ecuaciones anteriores

562 Temperatura de referencia del patrón - [ºC]

Temperatura de la RTD a calibrar [ºC]

Error absoluto [ºC]

Error relativo

24.33

24.31

- 0.02

0.08

49.79

49.75

- 0.04

0,08

99.66

99.63

- 0.03

0.03

179.67

179.62

- 0.05

0.02

[%]

Ejemplo Nº2: al medir el caudal con un diafragma o placa orificio, un transmisor electrónico de 4-20 mA c.c., un receptor y un integrador electrónico, el error total del sistema de medición estará dado por el principio de propagación de los errores y valdrá:

Elemento del lazo

Errores

diafragma

2%

Transmisor electrónico 4-20 mA

0.5%

Receptor electrónico

0.5%

Integrador electrónico

0.5%

𝑬𝒕 = √𝐞𝐝𝟐 + 𝐞𝐭 𝟐 + 𝐞𝐫 𝟐 + 𝐞𝐢𝟐 Error total de medición Et =2.5%

Los PTC requieren de un conjunto de mediciones que involucran a magnitudes tanto físicas, químicas, como eléctricas, etc. tales la como presión, temperatura, flujos, análisis de gases y combustibles, pH, potencia, etc. El código PTC4-2013 no especifica métodos ni instrumentos de medición La precisión y la confiabilidad son condiciones excluyentes del ensayo, por ello la exactitud de los instrumentos y de los métodos de medición deben ser garantizadas a través de una correcta selección de equipos y procedimientos de modo tal que se encuadren dentro de los límites fijados por los códigos y normas respectivas Todos los instrumentos deberán ser calibrados antes y después del ensayo, contrastados con patrones trazables y certificados por organismos internacionales

563 reconocidos tales como NIST, ASTM, ISO, etc. Los instrumentos y métodos de medición deberán ser seleccionados teniendo como base los códigos de performance específicos de ASME (PTC). Los más usuales son:            

ASME PTC 1, General Instructions ASME PTC 2, Definitions and Values ASME PTC 19.1, Test Uncertainty ASME PTC 19.2, Pressure Measurements ASME PTC 19.3, Temperature Measurements ASME PTC 19.5, Flow Measurement ASME PTC 19.10, Flue and Exhaust Gas Analyses ASME PTC 19.11, Water and Steam in the Power Cycle (Purity and Quality Leak Detection and Measurement ASME PTC 21, Particulate Matter Collection Equipment ASME PTC 38, Determination of Particulate Matter in a Gas Stream ASME PTC 4.3, Air Heaters ASME PTC 11, Fans

Los instrumentos poseen un conjunto de características que permiten especificar y delimitar su aplicación y uso. Las características de los instrumentos son definidas y nombradas por la norma ANSI/ ISA 51.1-1979:R1995, [13]. Los términos y las definiciones básicas dadas por este estándar son:          

Campo o rango de aplicación Alcance Error Exactitud Resolución Repetibilidad Sensibilidad Linealidad Histéresis Zona muerta

Existen otros términos aplicados en la especificación de los instrumentos, pero los anteriores contemplan los más relevantes para los fines perseguidos Como ya lo mencionáramos, una de las grandes diferencias entre el antiguo estándar PTC4.1 y el vigente PTC 4-2013 es la introducción del cálculo de la incertidumbre. Los fundamentos del análisis de incertidumbre están en el estándar ASME PTC 19.1-2005 y se analizan en la Sección 7 del PTC 4-2013. El estándar PTC 19.1 es coherente y compatible con el estándar ISO: Guía para expresar la incertidumbre de las mediciones (GUM) [14],[15], ],[16]. 

El análisis de incertidumbre (AI) es el mejor procedimiento para estimar el error límite de un set de mediciones o resultados de un ensayo

564   

La incertidumbre de los resultados de un ensayo es una medida de la calidad del test El (AI) permite en la etapa de planeación (pre-test) identificar potenciales problemas de medición y diseñar efectivos costos de ensayos El (AI) permite después de un ensayo conocer los parámetros y mediciones que más contribuyeron a los errores del mismo (post-test)

Qué es la incertidumbre y como se expresa? La incertidumbre es un parámetro asociado al resultado de una medición que:  expresa el nivel de dispersión de los valores que pueden ser atribuibles al mesurando  expresa un intervalo dentro del cual cae el valor del mesurando, obtenido con un alto nivel de confiabilidad o de confianza, generalmente del 95%  Se define a veces como el error límite estimado de una medición o resultado El resultado de una medición se expresa generalmente como: X = Xm  Ux X = valor real de las mediciones Xm = promedio aritmético de las (N) mediciones realizadas Ux = incertidumbre absoluta de las mediciones. Se expresa en las mismas unidades del mensurando Al cociente entre la incertidumbre absoluta (Ux) y el valor medido (Xm) y se lo designa como incertidumbre relativa Ur = Ux / Xm

Ejemplo Nº3: de mediciones de presión se obtiene Xm = 40.1 bar y Ux = 0.2 bar (obtenida con 95% de confianza) nos queda entonces que el mensurando será: X = Xm  Ux = 40.1  0.2 bar Esto significa que el valor real de (X) estará dentro del intervalo [39.9 y 40.3 bar] y la incertidumbre relativa de la medición será: Ur = Ux / Xm = 0.2 / 40.1 = 0.005 = 0.5% Existen dos formas o métodos de cuantificar las incertidumbres estándar de las mediciones  Evaluación Tipo A que se aplica usando análisis estadísticos sobre las mediciones repetitivas y constituyen las más frecuentes en el caso de calderas

565  Evaluación Tipo B, que se aplica a mediciones no repetitivas usando otro tipo de información (datos de experiencias pasadas, certificados de calibración, datos de fabricantes, etc.)  La incertidumbre total (Ux) en una medición y su impacto sobre los resultados es la combinación de incertidumbres debido a los errores aleatorios y sistemáticos del sistema de medición utilizado 1. Identificamos así la incertidumbre estándar aleatoria (Sax) debida las fuentes aleatorias 2. La incertidumbre estándar sistemática (Bx) debida a las fuentes sistemáticas Un parámetro (Xj) medido con una frecuencia (N) y con incertidumbres aleatorias Sx y Bx tendrá:  Promedio o media aritmética: Xm =

1 N

(x1 + x2 + x3 + ⋯ + xn)

 Desviación estándar: Sx = √S  Incertidumbre aleatoria Sax =

Sx √N

 Incertidumbre sistemática Bx = √∑n1 bn2  Incertidumbre combinada Ux = √𝑆𝑥 2 + 𝐵𝑥 2  Incertidumbre expandida Uex = K x Ux = 2 x Ux (K = 2 factor cobertura para un grado de confianza del 95%) La incertidumbre de las mediciones puede provenir de diferentes fuentes, entre ellas  Principio de medición  Procedimientos de medición  Correcciones por errores detectados  Correcciones por cantidades de influencias  Valores inexactos de patrones  Muestra no representativa del mesurando  Aparatos de medición

566  Métodos de medición  Variables no controlables En un generador de vapor existen lazos de control de diferentes niveles de complejidad. Cada componente tiene propiedades y características que son específicas y que en conjunto dan como resultado un cierto nivel o grado de incertidumbre en el valor registrado y controlado de un parámetro dado Todas estas fuentes de incertidumbres deben ser consideradas a la hora de evaluar la incertidumbre sistemática del sistema analizado. En la figura Nº6 siguiente vemos estos elementos

Figura Nº 8 – Lazo de control

Ejemplo Nº4: la medición de la temperatura de gases de escape de una caldera se efectuó con la siguiente instrumentación y los resultados durante el ensayo fueron los que se indican. Calcular la incertidumbre total expandida del resultado de la medición  Patrón: sensor de termoresistencia (RTD) con transmisor integrado, tipo Pt100385, de cuatro hilos, exactitud =  0.3ºC, incertidumbre sistemática absoluta =  0.33ºC

567  Termómetro de campo: termoresistencia (RTD) tipo Pt 100-385, Clase B, conexionado estándar con tres hilos. Rango: -50 a 300ºC. Exactitud: ± (0,3 + 0.005x t ºC). Resolución indicador digital: 1ºC Temp. de los gases de escape Valores medidos en ºC 0–1h

161, 162, 161, 160,162

2–3h

163, 161, 165, 164, 165

3–4h

164, 163, 161, 163,165, 164

Para estimar la incertidumbre sistemática del sistema de medición, usaremos el diagrama de Ishikawa o espina de pescado y evaluaremos las distintas variables que afectan la medición

Figura Nº9 – Contribuciones a la incertidumbre sistemática

Para el cálculo de estos parámetros recurriremos al uso de las funciones estadísticas del Excel con lo que se evita un cálculo manual laborioso. Colocando los valores en tabla y seleccionando las funciones y/o ecuaciones correspondientes obtenemos los siguientes resultados:

568 1. Cálculo del promedio aritmético Xm =

1 N

(x1 + x2 + x3 + ⋯ + xn)

Xm = 162.75ºC Cálculo de la desviación estándar Sx = √S

2.

Sx = 1.65ºC

3. Cálculo de la incertidumbre aleatoria Sax = Sax =

1.65 √16

Sx √N = 0.41ºC

4. Cálculo de la incertidumbre sistemática del sistema Bx = √∑n1 bn2 Para este cálculo debemos evaluar las contribuciones de los diferentes factores a la incertidumbre sistemática total. Encontramos así lo siguiente     

Incertidumbre de la calibración y deriva del patrón: uc =  0.33ºC Incertidumbre debido a la resolución de la Pt 100: utr = resolución Pt100 / 2x√3 Incertidumbre debido a la resolución de la Pt 100: utr = 1ºC / 2x√3 =  0.28ºC Incertidumbre debido a la instalación de la Pt 100: ui = 0.05ºC (estimada) Incertidumbre debido a la estratificación de los gases: ug = tgmáx / √12

 Incertid. debido a la estratificación de los gases: ug =1.65ºC / √12 =  0.47ºC  Incertidumbre debido a la variación del estado de carga: ucg =  0.50ºC Bx = √∑n1 bn2 ) = √uc 2 + utr 2 + ui2 + ug 2 + ucg 2 Incertidumbre sistemática Bx = 0.66ºC 5. Cálculo de la incertidumbre combinada del sistema Ux = √(𝑆𝑎𝑥)2 + 𝐵𝑥 2 Ux = √0.412 + 0.662 = 0.77ºC 6. Cálculo de la incertidumbre expandida del sistema Uex = 2 Ux Uex = 2 Ux = 2 x 0.77 = 1.54ºC 7. Cálculo de la incertidumbre relativa Ur = Uex / Xm = 1.54 / 162.75 = 0.0094 Ur = 0.94 %

569 Esto significa que la temperatura real de los gases estará comprendida en el intervalo (161.21 y 164.29 ºC), es decir tgs = 162.75  1.54 ºC En la sección 4 del código se da en la tabla 4-3-1 las incertidumbres sistemáticas típicas para diferentes tipos de instrumentación. Esto es de gran utilidad cuando no se disponen de datos del fabricante y sirven para estimar la incertidumbre sistemática total del sistema de medición analizado Cada parámetro o indicador de performance (rendimiento, output, consumo de bagazo, etc.) depende de diferentes variables que impactan sobre el mismo con distintos efectos. A su vez, cada variable es determinada con un cierto grado de incertidumbre (alto o bajo) que refuerza su impacto sobre el parámetro que se mide. Este impacto combinado (influencia + nivel de incertidumbre) sobre los parámetros se considera mediante los llamados coeficientes de sensibilidad (j) Estas contribuciones conjuntas de los coeficientes de sensibilidad y las incertidumbres combinadas sobre los resultados (R), se obtienen aplicando la llamada teoría de propagación de las incertidumbres Coeficiente de sensibilidad: cuando hay entre un parámetro R y sus variables (X1, X2,..Xn) una relación matemática conocida, los coeficientes de sensibilidad serán: R = f (X1, X2, Xn,)  Coeficiente de sensibilidad absoluto (i) =

 Coeficiente de sensibilidad relativo (r) =

R Xi

=

R xi

Xi R Xi R ( )= ( ) R Xi R xi

Los coeficientes de sensibilidad son también factores de conversión que permiten convertir las unidades de un input dado en unidades del parámetro (mensurando) calculado. Para el análisis de sensibilidad dando un mismo incremento (1% por ejemplo) a cada input (xi) del sistema, manteniendo constante las demás, podemos calcular la variación que experimenta el parámetro y comparar cuales son los que mayor variación producen sobre el mismo

Ejemplo Nº5: veamos cómo influyen sobre las pérdidas en los gases secos de escape, las distintas variables que la determinan. En esta tabla se asumió un poder calorífico superior Hs = 2300 kcal/kg

570

Análisis de sensibilidad – influencia sobre las pérdidas en gases secos Variable

X’

X

X





i

Rendimiento base

68.88

Temp. ambiente

25ºC

25.50

0.25

68.90

+0.02

0.08

Temp. gases

180ºC

181.80

1.80

68.77

- 0.11

- 0.06

6%

6.06

0.06

68.85

- 0.03

- 0.50

O2 gases secos

68.80

Como era de esperar, a medida que crece la temperatura de los gases y el exceso de aire, el rendimiento disminuye, y aumenta, cuando sube la temperatura ambiente de referencia. Aquí puede verse que si bien el rendimiento tiene una mayor caída de valor con el 1% de aumento de temperatura de los gases de escape, resulta más sensible su variación ( / X) con el exceso de aire seguida de la temperatura ambiente. Esto es obvio ya que el exceso de aire actúa sobre el flujo de gases secos que es el factor de mayor magnitud en la ecuación de la pérdida

Ejemplo Nº6: Veamos que sucede con el consumo de bagazo de la caldera y la influencia que tienen las distintas variables que lo determinan. El consumo de bagazo de una caldera que opera bajo las siguientes condiciones se calcula como: Consumo de vapor: Gv = 100 [ton/h, presión y temperatura de vapor: p = 65 bar y 450ºC, Hi = 1825 [kcal / kg] y c = 82% con agua de alimentación de tw = 110ºC Gb =

Gv (iv−iw) Hi.c

=

100.000 (786.95−110.23) 1825x0.82

Podemos expresar que el consumo Gb = f( Gv, Hi, c,

= 45.220 [kg/h] de bagazo i) =

Gv. i Hi. c

Calcularemos los coeficientes absolutos de sensibilidad de cada variable y su impacto sobre el parámetro elegido y luego ordenaremos por importancia 

1 =



2 =



3 =

∂Gb ∂Gv ∂Gb ∂i ∂Gb ∂c

= = =

∆i

=

𝐺𝑏

=

45.220

= 0.452 100.000 45.220 = = = 66.82 Hi.c i 676.72 Gb.i Gb 45.220 = = = 55.146 2 Hi.c c 0.82

Hi.c Gb

𝐺𝑣 Gb

571



4 =

∂Gb ∂Hi

=

Gb.i c.Hi2

=

Gb Hi

=

45.220 1825

= 24.78

Nos queda entonces que el impacto sobre el consumo de bagazo, jerárquicamente depende de las siguientes variables: 1. Rendimiento de la caldera 2. De la temperatura del agua de alimentación, pues para una presión y temperatura de trabajo dada, la entalpía del vapor se asume constante 3. Poder calorífico inferior, que depende de la humedad del bagazo 4. Demanda de vapor Conocida la forma de determinar los coeficientes de sensibilidad, veamos ahora como se combina con la incertidumbre de la medición. La incertidumbre aleatoria y sistemática de un resultado (R) se obtiene por la ecuación de propagación  La incertidumbre aleatoria absoluta y relativa de un resultado (R) está dada por Sar  Sar = [√∑n1(i x Si)2], SRr = 𝑅  Incertidumbre sistemática absoluta y relativa de un resultado (R) está dada por

 Bar = [√∑n1(i x Bi)2],

BRr =

Bar 𝑅

 Incertidumbre combinada del resultado (R), UR = √(𝑆𝑎𝑟)2 + (𝐵𝑎𝑟)2  Incertidumbre expandida del resultado (R), URex = K x UR = 2 x UR (K = 2 factor de cobertura para un grado de confidencialidad del 95%) En la tabla 1-3-1 del código se dan valores típicos de incertidumbre para los ensayos de performance destinados a la determinación del rendimiento por los dos métodos de ensayos conocidos en función del tipo de caldera y combustible Con esta información podemos ahora implementar la ejecución del ensayo. Se puede usar las planillas de cálculos sugeridas en el estándar o elaborar planillas electrónicas adhoc. conforme a las instalaciones existentes y a las prácticas o niveles de ensayo acordado implementar

20.9 EJECUCION DEL ENSAYO DE CALDERA En la figura próxima tenemos el esquema de una caldera de bagazo de diseño tradicional, indicando los flujos participantes y los puntos de medición. Luego en las tablas, tenemos los resultados del ensayo de performance

572 En estos equipos una proporción no despreciable de bagazo cae en la tolva o cenicero del hogar sin quemar, haciéndolo allí con lo que aumenta la temperatura de las cenizas. Todo esto da lugar a pérdidas por combustible no quemado debido a causas mecánicas y mayores pérdidas por calor sensible en las cenizas extraídas. También una cierta proporción de partículas son arrastradas por el flujo de gases que luego son separadas en la tolva del haz de convección y del calentador de aire. A partir de los valores promedios de las mediciones de los diferentes ítems que componen las pérdidas y de otros parámetros principales, pasaremos al cálculo de las pérdidas energéticas y a la determinación del rendimiento de la caldera, calculado como efficiency fuel tal como lo define el código, es decir tomando solamente como energía de ingreso al poder calorífico superior del bagazo

Figura Nº10 - esquema de mediciones para ensayo

Al tratar sobre el rendimiento, algunos fabricantes en sus propuestas y dentro de las garantías, suelen fijar un determinado valor de tolerancia para dicho parámetro, por ejemplo, c = 87  1.5%. Otros, simplemente mencionan un valor mínimo garantizado:

cmin = 86%. Igualmente se fijan tolerancias con otros parámetros como la capacidad y la temperatura de vapor: C = 150 ton/h  2%, temperatura de vapor: tv = 450  5ºC. Todas estas variables serán objeto de mediciones y validación durante el proceso de ensayo de la caldera

573 En este punto es importante recordar que los valores no implican ninguna aceptación respecto de las tolerancias en el valor del rendimiento. Con relación a este tema, las partes deben acordar al respecto (tolerancias permitidas) como así también, sobre el llamado Manufacturers’ Margin para cubrir cualquier defecto surgido en los procesos de diseño, fabricación y/o montaje. La tabla 1.5 da valores típicos aceptados en la industria según K.Rayaprolu 17]

Combustible

Forma de quemado

Pérdidas indeterminadas %

Tolerancia

Margen Fabricación %.

Gas / Fuel oil

Quemador

0.25

 0-5% de pérdidas

0.25

Carbón

Pulverizado

0.25

Carbón

Grilla

0.5

Biomasa

Grilla

1.0

0.5  6.5% de pérdidas

Tabla Nº 11 – Valores típicos para tolerancia, pérdidas indeterminadas y M.M.

Tabla Nº12 – datos principales del ensayo

1.0 1.0

574

Tabla Nº13 – resultados del test de performance

Como ya lo expresáramos, una de las ventajas del método indirecto es la posibilidad de identificar y cuantificar las pérdidas energéticas, como así también hacer correcciones cuando las condiciones especificadas no coinciden con las del ensayo real. En base a esta información se podrá evaluar técnica y financieramente cuales son las mejores alternativas para reducir las pérdidas más importantes Queda claro en el ejemplo la necesidad de mejorar en primer lugar, la humedad del bagazo, luego, reducir la temperatura de salida de los gases y mejorar el exceso de aire, para lo cual puede haber varias alternativas, entre ellas:  Instalación de un molino acondicionador de humedad  Secador de bagazo  Ampliación del calentador de aire  Instalación de un economizador  Combinación de equipos anteriores

575 Cada alternativa debe ser evaluada puntualmente ya que las ventajas y costos dependerán de cada empresa y país en particular y estarán asociadas a las posibilidades de cogenerar, los precios de la energía y disponibilidad de combustible

Figura Nº14 - distribución de pérdidas de energía – Balance de energía

Con relación a los ensayos, Barroso et al presenta un detallado estudio obtenido sobre más de 60 test ejecutados en calderas de bagazo, tomando como referencia los estándares americanos y rusos (ASME y GOST) y del cual surge 7]: 1. Desarrollo y aplicación de un simplificado Código de Ensayo Industrial para Calderas a Bagazo mediante el cual es posible en un plazo de 10 hs de test medir y optimizar la operación ahorrando tiempo respecto de los estándares (ASMEGOST) tomados como base 2. Desarrollo de tres modelos estadísticos mediante los cuales es posible en función del ratio de aire estequiométrico en el hogar y de la demanda de vapor de la caldera, calcular: carbono fijo, carbón químico y las pérdidas en los gases de escape

576 3. Desarrollo de herramientas computacionales para optimizar la recuperación de calor de los gases de escape según distintas combinaciones 4. Para el caso de las calderas cubanas RETAL el esquema termo económico optimizado indica que la mejor configuración de recuperación está formada por un economizador seguido de un precalentador de aire dando una temperatura de salida de los gases en la chimenea de 86ºC y aire precalentado de 88ºC Un aspecto interesante de este trabajo es mostrar las variaciones de las pérdidas en función de la carga de la caldera. En las figuras siguientes vemos esta situación

Figura Nº15 – variación de las pérdidas en función de la carga

Figura Nº16 – Variación del rendimiento con el exceso de aire

577

20.10 CALCULO DE LAS PERDIDAS DE ENERGIA Aquí veremos cómo se cuantifican las pérdidas de mayor relevancia conforme a lo visto en el analizado y a las condiciones fijadas en el test. El código en su Sección Nº5 brinda todas las ecuaciones pertinentes 1. Pérdida por gases secos: Pgs =

Ggs.Jgs Hs

. 100 =

Ggs.cpgs (tg−to) Hs

. 100 [%]

Ggs = flujo gases secos kg.gases secos / kg.bagazo] Jgs = entalpía gases secos kcal/kg.gases] Hs = poder calorífico superior kcal/kg.bagazo] cpgs = calor específico gases secos kcal/kg.ºC] tg = temperatura gases escape saliendo de la caldera, ºC] to = temperatura ambiente o temperatura de referencia (25ºC en el código)

2. Pérdida debido a la humedad del bagazo: Phb =

GH20 (iv – ia) Hs

. 100

[%]

GH20 = contenido de humedad kg.H20 / kg.bagazo]

iv = entalpía vapor de agua a presión atmosférica y a la temperatura tg ia = entalpía líquido saturado a la temperatura de referencia to

3. Pérdida debido a la combustión del H2: Ph2 =

8.937 Gh2 (iv – ia) Hs

. 100

GH2 = contenido de H2 [kg/ kg.bagazo] 4. Pérdida debido a la humedad del aire Pha =

Gas.Wa (iv – iva) Hs

. 100

Gas = flujo aire seco real  kg./ kg.bagazo] Wa = humedad absoluta a la temperatura tg  kg.H2O./ kg.aire]

iva = entalpía vapor saturado a la temperatura de referencia to 5. Pérdida debido al vapor de sopladores: Ps =

Gs (iv – ia) Gb.Hs

. 100

Gs / Gb = kg. vapor soplado / kg.bagazo 6. Pérdida por convección y radiación: Pr = C1.  (hc+hr)Ap (tp – to) hc = coeficiente de convección, Btu/ ft2.h.ºF] hc = 0.2 (tp – to)0.33 o 0.35 Vaz0.8 Btu/ ft2.h.ºF], se toma el que resulte mayor

578

Vaz = velocidad del aire circundante medida a 60 cm o 1.5 m de la superficie y expresada en ft / sec] Ap = superficie plana proyectada en ft2] tp = temperatura promedio de la pared medida ºF] to = temperatura promedio ambiente ºF] medida a 60 cm o 1.5 m de la superficie hr = coeficiente de radiación, Btu/ ft2.h.ºF] hr = 0.847 + 2.367x10 -3Tdi + 2.94x10 -6 Tdi2+ 1.73x10 -9Tdi3 , Btu/ ft2.h.ºF] Tdi = diferencia de temperatura (tp – to) en ºF] Esta pérdida aún en la actualidad, se determina mediante el conocido ábaco de la ABMA (American Boiler Manufacturers Association) que fue adoptado por ASME en su estándar PTC4.1-1964. En el 2008 ABMA publicó una nota titulada Radiation Loss Chart, en la que aclara que este ábaco no forma parte de sus documentos técnicos actuales y recomienda usar las ecuaciones recomendadas por ASME 18] Esta herramienta gráfica no forma parte del actual código de performance PTC 4-2013 y las pérdidas por convección y radiación se realiza mediante la medición de temperaturas superficiales y se calculan con las ecuaciones anteriores. El gráfico citado tiene varias limitaciones, entre ellas:  No distingue el tipo ni tamaño de caldera y combustible usado  No considera el estado actual de las aislaciones La termografía infrarroja aparece como una herramienta de gran ayuda y precisión para el escaneo de las temperaturas superficiales, con la cual se puede simplificar estos cálculos.

579

Figura Nº17 – termografía de paredes laterales

Una herramienta gráfica mejorada pero con similares limitaciones al gráfico de la ABMA, es el existente en el estándar europeo EN 12952-15:2003 que ya mencionáramos. Aquí se tiene en cuenta el tipo de caldera y combustible usado y viene en función de la carga de la caldera (output). Otra ventaja de esta herramienta es que brinda también la ecuación que da origen al gráfico lo que nos permite incorporarla a una planilla electrónica y calcular este valor de manera muy sencilla. La ecuación que da la pérdida por convección-radiación es: Qrc = C. QN 0.7 Mw] QN = producción máxima de calor de la caldera (output), Mw] C = 0,0113 para calderas de fuel oil y gas natural C = 0,0220 para calderas de hulla C = 0,0315 para calderas de lignito y de lecho fluidizado (más similar al bagazo)

Ejemplo Nº7: para una caldera tipo queremos verificar las pérdidas por convección y radiación. Supongamos que: Energía ingresada Qe = Gb.Hs = 63.400 x 2200 = 139.480.000 kcal/h Energía recuperada (output): QN = 97.500.000 kcal/h] = 113.4 Mw (ingreso al gráfico) De la curva Nº1 se tiene que la pérdida de calor es de Qrc = 0.83 Mw = 713.800 kcal/h Pérdida por convección-radiación: Pcr (%) = (Qrc / Qe)100 = (713.800 / 139.480.000) Pérdida por convección-radiación: Pcr = 0.51 %] Verificación analítica: Pcr = 0.0315x 113,4 0.7 = 0.86 Mw > valor apreciado en el gráfico

580 Dada la simpleza de la ecuación que origina el gráfico, es clara la conveniencia de usarla en vez de la herramienta gráfica

Figura Nº18 - Pérdida por convección y radiación

20.11 MEDICIONES E INSTRUMENTOS Una recomendación muy importante del código es la relativa a la forma que se medirán las temperaturas de aire y gases, especialmente en ductos de gran sección en donde podemos tener problemas de distribución de flujos y por ende obtener lecturas de temperaturas no representativas, con lo que la incertidumbre de estas mediciones puede ser alta y afectar la confiabilidad de las mismas Las temperaturas de los fluidos y sólidos se medirán según las indicaciones del código PTC 19.3-1974/2010. Estas mediciones en el circuito de aire y gases deben considerar la estratificación del flujo. Los ductos de aire y gases deben trazarse como grillas de igual área y medir las temperaturas en su centroide. Los puntos de medición no deben > 36 Para el caso de ductos de sección circular estos deben grillarse en áreas  9 ft2. Debe haber entre 4 y 36 puntos de medida. La estratificación del flujo de gases puede dar lugar a grandes errores a la hora de medir su temperatura o la composición de los gases y es por ello que deben adoptarse de ser posibles dispositivos especiales de medición 27],28]. Igual precaución con relación a las infiltraciones de aire en el precalentador tal como se analiza en el capítulo sobre este equipo

581

Figura Nº19 - Grillado de ducto para medición temperatura

El código es flexible con relación al tipo de instrumentos atendiendo la gran evolución en este campo. Los instrumentos podrán ser digitales o analógicos. El registro de datos podrá ser manual o automático, siendo preferible este último método 1. Para las presiones se podrán usar manómetros mecánicos, transmisores neumáticos, electrónicos, etc. 2. Para

las

temperaturas:

termómetros

a

tensión

de

Hg,

termocupla,

termoresistencias, pirómetros, etc. 3. Para flujos: pesada directa o calibración volumétrica. Dispositivos del tipo Pitot, Venturi, placa orificio, Coriolis, Annubar, etc. 4. Velocidades con anemómetro o tubo Pitot 5. Composición de gases de combustión. En este punto el código permite usar analizadores de distintos tipos  con absorbedores químicos tipo Orsat  con absorbedores químicos tipo Fyrite  electrónicos  Con preferencia se determinará O2 en los gases de escape en vez de CO2 y la medición se podrá hacer manualmente o mediante monitoreo continuo preferentemente

20.12 ANALISIS EXERGETICO Y TEST DE PERFORMANCE Los test de performance como vimos, nos permiten conocer el rendimiento del generador de vapor y la composición de las pérdidas térmicas tomando como base solamente al Primer Principio de la Termodinámica. Para tener en cuenta la calidad de las

582 diferentes formas de energía y las transformaciones que ocurren en el proceso de combustión y generación de vapor, será preciso recurrir al Segundo Principio de la Termodinámica El primer trabajo sobre la relación de los códigos de performance de ASME con el Segundo Principio de la Termodinámica a través del Análisis Exergético fue realizado por Valero 19], 20] quien propuso a dicha organización la necesidad de incorporar esta metodología a los efectos de valorar de manera más precisa las ineficiencias y los costos que tienen lugar en el proceso de generación de vapor y energía El análisis exergético aplicado a calderas de bagazo fue presentado por diversos autores, quienes mostraron la conveniencia de su uso para identificar las fuentes de destrucción de exergía y los medios para reducirlas 21],4], 22],23],26] El rendimiento exergético de una caldera bagacera puede determinarse como sigue. A través del método del balance de energía determinamos: n

 Rendimiento energético de la caldera (c) = 100 – ∑j=1 Qj,

%]

 Energía aprovechada. Qout = Gv ( iv – iw)  Bagazo consumido (Gb) = Gv (iv – iw) / c. Hs Si la caldera opera con un rendimiento exergético (e) y con bagazo de exergía específica igual al poder calorífico superior (Eb  Hs) como ya vimos, tendremos que:  Exergía entregada a la caldera: Ee = Gb.Eb = Gb.Hs  Exergía recuperada en la caldera: Ero = Gv (ev – ew)  Rendimiento exergético de la caldera será: e =

 Bagazo consumido: Gb =

Ero Gv (ev−ew) Ee

=

Gb.Hs

Gv (ev−ew) e.Hs

Igualando el consumo de bagazo del balance energético y exergético, tenemos entonces que la relación entre ambos rendimientos estará dado por: ev−ew

e = c. ( ) iv−iw Vemos que el rendimiento exergético no depende solamente del rendimiento energético de la caldera sino también de las condiciones de presión y temperatura a la

583 que opera la misma. Así, dos calderas de igual rendimiento pero, operando con distintas condiciones de presión y temperatura, tendrán rendimientos exergéticos distintos Un aspecto muy importante al calcular el rendimiento exergético, es aclarar, a qué rendimiento de caldera se refiere, es decir si, está referido al poder calorífico inferior o superior. Si el rendimiento se obtiene por el método del balance de energía según el código PTC4-2013, debe referirse al poder calorífico superior. Las ecuaciones anteriores están basadas en el poder calorífico superior y son coherentes con este punto Si el rendimiento energético se calculó sobre la base del poder calorífico inferior, su valor será ahora (ci), y la relación entre ambos rendimientos estará dada por 24],25] Hi

ev−ew

e = ( ) ci. ( ) Eb iv−iw Ejemplo Nº8: supongamos dos calderas operando con un rendimiento de c = 65%, (según ASME) a partir de agua a 90ºC. La temperatura ambiente se supone a 25ºC (298ºK). Calculando las exergías para cado caso se tendrá:

Caso1: presión vapor pv = 21 bar y tv = 330ºC. De las tablas de vapor tenemos que Entalpía y entropía del vapor: iv = 3088 kJ/kg], sv = 6.835 kJ/kg.ºK] Entalpía y entropía del agua alimentación: iw = 377,039 kJ/kg], sw = 1.192 kJ/kg.ºK] Entalpía y entropía del agua referencia: io = 104,829 kJ/kg] , so = 0,367 kJ/kg.ºK] Exergia del vapor: ev = iv - io – To (sv – so) ev = 3088 – 104,829 – 298(6.835 - 0,367) = 1055,77 kJ/kg] Exergia del agua alimentación: ew = iw - io – To (sw – so) ew = 377,039 - 104,829 – 298 (1.192 - 0,367) = 26,36 kJ/kg] El rendimiento exergético de la caldera vale entonces Caldera Nº1: e = c. (

ev−ew iv−iw

) =0.65

(1055.77−26.36) (3088−377.039)

= e = 24.63%

Caso 2: presión vapor pv = 65 bar y tv = 480ºC. Repitiendo el proceso anterior se obtiene: rendimiento exergético caldera Nº2:

e = 28.89%

Vemos que a igualdad de rendimiento energético, la caldera Nº2 tiene un rendimiento exergético superior en 17.3% respecto de la Nº1.

584 La pérdida de exergía en el generador de vapor se compone de las pérdidas parciales y está dada por: n

Ep = ∑k=1 Ek

= Eh + Eht + Enq + Ecr + Egh + Ecz

Eh = exergía perdida en el hogar Eht = exergía perdida por transferencia de calor en los distintos equipos de intercambio (sobrecalentador, haz convectivo, economizado y calentador de aire) Enq = exergía perdida por combustible no quemado Ecr = exergía debido a las pérdidas por convección y radiación Egh = exergía perdida en los gases húmedos de escape Ecz = exergía perdida debido a las cenizas recogidas y volantes

Como se analizara en el capítulo Nº4, las mayores pérdidas de exergía están dadas en el proceso de combustión y transferencia de calor en el hogar (> 40%). Conforme a los trabajos exergéticos antes citados y aplicados a calderas convencionales, las pérdidas principales se distribuyen aproximadamente de la siguiente forma: Exergía perdida en el hogar: 42% Exergía perdida por transferencia de calor: 18% Exergía perdida por gases de escape: 7% Exergía perdida por convección y radiación: 0.2% Exergía perdida por combustible no quemado: 0.3% Estas pérdidas representan más del 85% de la exergía perdida total y sobre las cuales se centrarán las acciones para reducirlas

20.13 REFERENCIAS 1. ASME Performance Test Code PTC 4-2008 – Fired Steam Generators. Published by the American Society of Mechanical Engineers, NY, 2009 2. BS EN 12952-15. Water tube boilers and auxiliary installations – Part 15 – Acceptance Test, 2003. Published by British Standards 3. ASME Performance Test Code PTC 4.1-1964 – Steam Generating Unit. Published by the American Society of Mechanical Engineers, NY, 1965

585 4. Arnao Sosa JH, Nebra Silvia. Two proposals to determine the efficiency of bagasse boiler. Agreneb 2006 – Campinas, Brasil 5. Golato M, Colombres FJ. Metodología de cálculo de la eficiencia térmica de generadores de vapor. Revista Industrial y Agrícola de Tucumán, Volumen 85, Nº2 (2009). Argentina 6. Aguirre AC, Montoya DF. Determinación de la eficiencia térmica de calderas en diferentes ingenios de Colombia. VIII Congreso de la Asociación Colombiana de Técnicos de la caña de azúcar- Colombia (2009) 7. Barroso et.al. On the optimization of boiler efficiency using bagasse as fuel. Fuel 82 (2003), pp.1451-1463. Edit.Elsevier Science Ltd 8. DIN 1942- Acceptance testing of steam generators-1994 (VDI Code of Practice). Editado por VDI, Germany- Beuth Verlag GmbH 9. ASME Performance Test Code PTC 1 – General Instructions, 2011. Published by the American Society of Mechanical Engineers, NY 10. Vocabulario Internacional de Metrología (VIM), 3º edición 2012. Centro Español de Metrología. Disponible en Website: www.cem.es 11. Instrumentación Industrial, 8º edición. Antonio Creus. Edit. Alfaomega Grupo Editor, México 2011 12. ASME Performance Test Code PTC 19.3 – Temperature Measurement Instruments and Apparatus, 1974. Published by the American Society of Mechanical Engineers, 13. Process

Instrumentation

Terminology,

ISA-

51.1-1979

(R1993).Editorial,

International Society of Automation 14. ASME Performance Test Code PTC 19.1 – Test Uncertainty,2005. Published by the American Society of Mechanical Engineers, NY 15. Guide to the Expression of Uncertainty in Measurement (GUM), JCGM 100:2008, publicado por BIPM. Disponible en Website: www.bipm.org 16. Expresión de la incertidumbre de medida en calibraciones, EA- 4/02, 1999. Publicado por Centro Español de Metrología. Disponible en Website: www.cem.es 17. Rayaprolu K. Boilers for power and process. Edit.CRC, 2009 18. The ABMA loss radiation curve, 2008. American Boiler Manufacturers Association. Website: www.abma.com

586 19. Valero A.& Lozano M. Evaluación de los rendimientos energéticos y exergéticos de calderas de vapor por pérdidas separadas. Revista Energía (enero/febrero), 1986. España 20. Valero A. Consideration on the implementation of Second Law analyses in ASME performance test code. 1988 21. Marín Hernandez, et.al. Aplicación del método exergético para determinar pérdidas separadas e irreversibilidades en calderas bagaceras. 8º Congreso de Ingeniería Mecánica, Cuzco, 23-25 Octubre, 2007. Perú 22. Arnao Sosa JH, Nebra Silvia. First and Second Law to analize the performance of bagasse boilers. International Journal of Thermodynamics. Vol XX (Nº X) / 1, April 4, 2011 23. Cortez L & Gomez E. A method for exergy analysis of sugar cane bagasse boilers. Brazilian Journal of Chemical Engineering, 15 (1), 1-8. Brasil (1998) 24. Baehr H.& Kabelac S. Thermodynamik. Edit. Springer Verlag, 2006.Germany 25. Spliethoff H. Power Generation from solid fuels. Edit. Springer Verlag,2010 26. Alderetes Carlos – Análisis energético y exergético de calderas industriales. 3º Congreso de ASME, Sección Bolivia. Santa Cruz de la Sierra, Bolivia. 2011 27. Storm R. – Measurement of combustion air flow. Newsletter October 2012, Storm Technologies, Inc 28. Storm D. - A practical approach to biomass firing. Vol. Nº6, July 2009. Storm Technologies, Inc 29. Alderetes Carlos: Ensayos de performance de calderas industriales según ASME PTC4-2008. Curso de capacitación de ASME Virtual, 2014. Disponible en: www.asme.org/products/courses/ensayo-performance-calderas-industriales-segun

587

21. MANTENIMIENTO Las calderas son equipos proyectados para una vida útil de 25-30 años. Lograr ese objetivo requiere en primer término, de una operación adecuada y luego, de la implementación de un programa de mantenimiento coherente que contemple actividades tanto preventivas como de monitoreo de condiciones Las distintas partes de la caldera y particularmente las que están bajo presión, están sometidas a procesos de desgaste y tensiones, muchas veces combinadas entre sí, que dan lugar a un cuadro complejo de solicitaciones mecánicas y térmicas, originando fallas. Estas fallas se resumen en la tabla Nº1 y pueden ser:  Corrosión (interna y/o externa, ataque ácido o cáustico)  Erosión (interna y/o externa)  Abrasión  Fatiga

en tubos, domos, colectores

 Creep

en tubos y colectores

 Vibraciones provenientes del lado del agua o gases  Tensiones provenientes de dilataciones térmicas, variaciones de presión o temperaturas, paradas o arranques bruscos, etc. Estas causas tiene gran impacto ya que pueden generar situaciones tales como: 1. Pérdida de eficiencia 2. Reducción de capacidad 3. Rotura, deformaciones, fisuras y grietas en los componentes 4. Reducción de vida útil 5. Incremento de tiempos de parada 6. Riesgos para las personas 7. Aumento de costos de mantenimiento 8. Aumento del consumo de combustible (bagazo o gas) 9. Reducción de capacidad de producción de azúcar 10. Riesgos para las turbinas y la generación de energía

588 Los procesos de desgaste en las calderas fueron creciendo a medida que se incrementaba la cosecha mecánica. Este proceso de recolección y la incorporación de RAC en forma creciente, aparejan un aumento del material inorgánico que formará las partículas erosivas que acompañan al bagazo. Esta tendencia agravará los problemas de desgaste si no se toman medidas al respecto

Figura Nº1 – Mecanismos de fallas en componentes de calderas según EPRI [4]

21.1 MECANISMOS DE DESGASTE Y TIPOS DE FALLAS Los tipos de fallas más comunes en las calderas han sido estudiadas y documentadas por diversos autores, con el propósito de conocer las causas que las provocan y básicamente, para estudiar la forma de prevenirlas dada su significativo impacto económico 1],2],3],4],5] Además de tipificarlas, las fallas han sido estudiadas también identificando el lugar entre las partes a presión en donde se producen y cuáles son los materiales constructivos involucrados. En las tablas siguientes tenemos estas clasificaciones

589

Figura Nº2 – tipos de fallas más comunes según D.French

Figura Nº3 – Lugar de las fallas según Riley Stoker

Figura Nº4 – Fallas por material según Riley Stoker

590 En el caso de las calderas a bagazo, las fallas se encuentran reportadas en trabajos puntuales y aplicables a casos específicos, excepto las investigaciones realizadas en ingenios de la región central y sur de África que muestran los siguientes resultados 6],7],8] 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7.

Sobrecalentamientos (corto y largo plazo): 53% Erosión y corrosión: 22% Fatiga mecánica: 9% Fatiga térmica: 4% Corrosión por fatiga: 4% Stress corrosión cracking: 4% Varios: 4%

Respecto a las causas que producen estas fallas, la tabla siguiente indica los orígenes de las mismas

Causa de falla Operación incorrecta Mantenimiento inadecuado Tratamiento de agua Otros

% 57 17 13 13

Figura Nº5 – Causas de las fallas en partes a presión

Respecto de la influencia que sobre los distintos tipos de fallas tienen las diferentes etapas que intervienen en la vida del equipo, se tiene según EPRI lo siguiente 3]:

Tipo de falla Diseño Operación creep x xxx fatiga xxx xx erosión x xxx corrosión xx xxx x = débil influencia, xx= media y xxx= fuerte

Mantenimiento x xx

Figura Nº6 – influencia sobre las fallas según EPRI

Vemos de las tablas anteriores que es la operación del equipo, la etapa que mayor peso tiene sobre las distintas tasas de fallas y que en realidad, el mantenimiento es poco lo que puede remediar si la conducción del equipo fue errónea Cada falla ocurre bajo situaciones de carga o combinaciones de cargas determinadas y tienen características bien definidas que permiten su identificación. En este campo, los

591 trabajos de French, Nalco y EPRI han sido pioneros contribuyendo al análisis de causa raíz de los roturas y/o fallas en componentes de calderas1],2],3]. Las figuras siguientes muestran algunas de ellas

Figura Nº7 – tipos de fallas en tubos

592

21.2 OBJETIVOS DEL MANTENIMIENTO E INDICADORES Una característica especial de las calderas bagazo es que su operación debe ser garantizada 100% en el período de la zafra cuya duración es corta y limitada a 6 u 8 meses según la región, es decir no hay mucho tiempo disponible para la salida de servicio por trabajos de mantenimiento, pues esto puede afectar la continuidad operativa de la molienda. De aquí que el mantenimiento interzafra deba ser efectuado de manera integral y satisfactoria. Por otro lado, los ingenios que operan cogenerando deben mantener su funcionamiento independiente de la duración de la zafra y la organización de su mantenimiento será ahora similar o idéntica al que se aplica en las centrales termoeléctricas dado los parámetros operativos actuales En la tabla Nº8 se muestra la duración de cada trabajo de mantenimiento necesario realizar en función del tipo de falla ocurrida. Esto es de gran importancia ya que los plazos de ejecución de una reparación pueden llevar un tiempo considerable sumándole los tiempos de enfriamiento y puesta en marcha

Figura Nº8 – tiempos medios de reparación de fallas

Los modernos enfoques del mantenimiento industrial exigen cumplir con ciertas condiciones. Estos conceptos bajo las siglas RAM implican:

593  Reliability (Uptime) R = relaciona los tiempos de marcha segura y confiable del equipo  Availability A = relaciona el tiempo disponible del equipo en operación en relación al tiempo total A = Uptime / Tiempo total = R / T  Maintainability (Downtime) M = relaciona los tiempos de parada o improductivos del equipo Un elevado RAM debe hacerse sobre la base de cumplir con las siguientes condiciones:  Seguridad  Eficiencia  Disponibilidad De esta forma es posible extender el Ciclo de Vida de los equipos (Life Cicle) y reducir el impacto de los costos operativos. Los conceptos de RAM y su aplicación en forma estandarizada están regidos por la norma [9]:  ASME RAM-1-2013: Reliability, Availability and Maintainability of Equipment and Systems in Power Plant En la industria azucarera en general, el mantenimiento de calderas está a cargo del propio sector operativo, con algún soporte de otras áreas. Este sector tiene definido sus funciones, obligaciones y parámetros de performance que podrán variar de ingenio a ingenio. Entre los indicadores claves de desempeño (KPI) podemos citar: 1. Vapor generado total vs capacidad disponible nominal 2. Vapor generado vs caña molida 3. Vapor generado vs azúcar y/o alcohol producido 4. Vapor generado vs bagazo consumido 6. Horas marcha vs horas disponible 7. Horas de parada vs horas disponible 8. Vapor producido vs Kwh generado 9. Bagazo consumido sobre bagazo producido 10. Bagazo consumido vs Kwh vendido

594 Entre los indicadores de mantenimiento relacionados con la confiabilidad disponibilidad del sector para prestar el servicio de vapor, podemos citar

y

 Tiempo medio entre fallas (MTBF) / equipo y de la sala en conjunto  Tiempo medio entre reparaciones (MTTR) / ídem  Índice de disponibilidad ID = MTBF / (MTBF + MTTR) por caldera y de la sala en conjunto Entre los indicadores que impactan sobre el OPEX (Operational Expenditure) por equipo o el de la sala en forma conjunta, tenemos  Presupuesto ejecutado vs caña molida  Presupuesto ejecutado vs azúcar producido  Presupuesto ejecutado / caldera  Presupuesto por caldera vs vapor producido en la misma Cada ingenio definirá en función de sus herramientas de management cuáles son los parámetros que más se adecuan a la planta y al control de los objetivos estratégicos definidos por su dirección empresarial. Estos indicadores serán particularmente seguidos en aquellas plantas que cogeneran ya que la venta de energía a la red debe hacerse sobre una base rentable sostenible técnica y económicamente

21.3 ORGANIZACIÓN DEL MANTENIMIENTO Existen distintos criterios para organizar el mantenimiento del equipo, por ejemplo: agrupar los componentes que operan a presión y aquellos que no, otro criterio puede ser por sector (hogar, haz convectivo, etc.) y completado esto definir las actividades Si bien los técnicos de cada planta pueden organizarlo según sus propios criterios, es recomendable seguir aquellas prácticas recomendadas por los estándares internacionales y las fijadas por el propio fabricante. Aquí podemos citar algunos [10 a 21]  ASME PTB 2-2009: Guide to Life Cycle Management of Pressure Equipment Integrity  ASME Sección VII: Guías recomendadas para el cuidado de calderas de potencia. Este es el documento base  National Board Inspection Code (NBIC), Part:3: Reparaciones y alteraciones  ASME Sección IX - Calificaciones de soldadura y soldadura brazing  ASME Sección V: Exanimación No Destructiva

595  ASME B31.1: Cañerías de potencia  EPRI 1012194: Guideline for the Nondestructive Examination of Boilers  EPRI 1017471: Field Guide for Boiler Tube Failures  American Society for Nondestructive Testing (ASNT): Práctica Recomendada SNTTC-1A  ASME PCC2: Reparación de equipos a presión y cañerías  API 579-1 / ASME FFS-1: Fitness for Service  API 580-RP: Inspección basada en riesgo De estos estándares, el ASME PTB2-2009 constituye una excelente síntesis de las normas aplicables a calderas y recipientes a presión. Todo programa de mantenimiento debe ser integral (mecánico, eléctrico, y de instrumentos) y debe definir en forma primaria los siguientes aspectos, a saber:  Dónde inspeccionar (equipo, componentes, partes y zonas)  Qué

inspeccionar:

fisuras,

grietas,

corrosión,

incrustaciones,

lodos,

deformaciones, etc. o cualquier detalle que indique alguna anormalidad respecto de las condiciones iniciales o normales  Cómo inspeccionar (manual, visual, con instrumentos)  Frecuencia de inspección (diaria, mensual, anual, etc.)  Momento de la inspección (marcha, parada)  Trabajos correctivos y preventivos  Registros de las inspecciones Estos mismos conceptos aplicables a los componentes estáticos de la caldera, deben extenderse a sus equipos auxiliares dinámicos (bombas de agua de alimentación, ventiladores, bombas dosificadoras, equipos de alimentación de bagazo) tanto desde el punto de vista mecánico como eléctrico (tableros, líneas de transmisión de energía, etc.) Un capítulo especial dentro del mantenimiento es el relacionado con la instrumentación y los dispositivos de control automático, ya que son elementos vitales para la seguridad y la correcta operación. Sin instrumentación adecuada no es posible conocer la marcha y mucho menos diagnosticar si existe algún problema Para la formulación del programa de mantención, la caldera es normalmente segmentada en sus diversas partes desde el punto de vista operativo, funcional y de la seguridad y en base a eso se definen las acciones. Una muestra de esto lo son los checklist del Apéndice B y C de la sección ASME VII 11] El registro de las operaciones más todas las otras relacionadas con el mantenimiento son esenciales para una buena gestión del mismo. Sin historial es muy difícil lograr un

596 adecuado diagnóstico de un problema. En este sentido cobra gran importancia la ejecución de ensayos periódicos de performance para observar si el equipo se encuentra en condiciones aceptables de marcha o presenta desviaciones y saber las causas que las producen

21.4 TECNICAS DE MANTENIMIENTO Por la naturaleza de los procesos de desgaste y tensiones existentes en sus componentes, el mantenimiento tendrá la aplicación de herramientas de carácter: Correctivo: incluye todos los trabajos sobre partes falladas o componentes que requieran una acción de corrección. Son las reparaciones no posibles de postergar porque pueden afectar la operación o la seguridad Preventivo: abarca el reemplazo de piezas, repuestos, etc. con desgaste tal que no puedan seguir en operación confiablemente. Se incluyen aquí desde tubos, refractarios, bafles, ventiladores, partes de la grilla, juntas, cañerías espárragos, etc. Se incluyen aquí también los trabajos de calibración o re calibración de instrumentos, válvulas de seguridad, etc.[23] Predictivo: están incluidas aquí todas las técnicas de monitoreo pertenecientes a los llamados ensayos no destructivos (NDT) contemplados o no en la sección V de ASME y en los estándares de ASNT y también las normas relacionadas con el monitoreo de condiciones de los equipos rotantes tales como bombas y ventiladores. Se trata pues de las técnicas más avanzadas para determinar el estado de ciertos componentes y poder predecir sobre sus datos y otros, las acciones a seguir Dentro de las técnicas de ensayos no destructivos más usuales y recomendadas encontramos las siguientes, aunque hay que decir que la evolución de las tecnologías existentes es tal que hay muchos nuevos métodos que si bien pueden no estar todavía homologados en la sección V de ASME, están en uso y plena aceptación en la industria. Entre los NDT (Nondestructive Testing) más difundidos tenemos a. Ultrasonido (UT): B-Scan, Phased Array b. Termografía infrarroja (IT) c. Inspección Visual (VT): boroscopía, video endoscopía d. Gammagrafía con radiografiado digital (RT y DR) e. Réplicas metalográficas (RM) f.

Partículas magnéticas (MT)

g. Tintas penetrantes (PT) h. Ensayo de fugas (LT) i.

Emisión acústica (AE)

597 j.

Ensayos de dureza (HT)

k. Técnica electromagnética de campo remoto (RFET) l.

Técnica electromagnética de baja frecuencia (LFET)

Los más extensos trabajos sobre los criterios y guías para implementar los ensayos NDT en calderas específicamente, son los debido a EPRI 16],24],25]. En la tabla siguiente se resumen las ventajas y limitaciones entre los distintos métodos de ensayos En las calderas a bagazo los mecanismos predominantes de desgaste y fallas son: 1. sobrecalentamientos (long-term, short-term overheating en tubos de las paredes de agua del hogar y sobrecalentador) 2. erosión (banco de convección, sobrecalentador, calentador de aire) 3. fatiga termo mecánica (uniones soldadas) 4. fatiga por creep 5. corrosión

Figura Nº9 – comparación entre NDT según ASM [61]

Para estas condiciones y conforme a las recomendaciones de EPRI, las técnicas sugeridas son:

598  sobrecalentamientos: inspección visual mediante video o boroscopía (VT), medición de espesor de óxidos y de pared mediante ultrasonido (UT-thickness y UT-oxido)  erosión: inspección visual y espesor por ultrasonido para cuantificar  fatiga termo mecánica: inspección visual, examinación radiográfica, corriente pulsada y cuantificación con UT  fatiga por creep: inspección visual, examinación con partículas magnéticas húmedas fluorescentes y réplicas metalográficas  corrosión: inspección visual, espesor por UT y corriente pulsada Más allá de esta guía, la evaluación debe hacerse por un especialista en NDT para combinar las técnicas más adecuadas a cada caso, atento a que nunca un mecanismo se presenta por sí solo y siempre está acompañado de otros factores de desgaste o de tensiones que contribuyen al desarrollo de las fallas. La tabla siguiente muestra algunas de las opciones de NDT aplicables a las distintas partes de la caldera

Figura Nº10 - Técnica de NDT aplicables según EPRI

599 Visto los mecanismos generales de fallas pasaremos a analizar cada uno de ellos y las formas de prevención. Conocer e identificar las fallas es una herramienta que todo técnico sea en operación o mantenimiento debe poder evaluarlas. Si bien el análisis de fallas de materiales es toda una especialidad en el campo de la metalurgia, saber los lineamientos básicos será esencial. El análisis de fallas y su correcta caracterización contribuirán al conocimiento de la causa raíz y de las estrategias para prevenirlas

21.5 EROSION DE LAS CENIZAS Uno de los efectos que las cenizas ocasionan es la erosión que produce el desgaste de las partes en contacto con los gases. De la misma forma que se definieron índices o indicadores para predecir la tendencia a la escorificación y ensuciamiento, existen también indicadores del proceso de desgaste Para el caso de las partículas de carbón se ha definido que el índice de abrasión de las mismas está dada por: AI = qc + 0.5pc + 0.2Ac [mg/ kg] donde qc, pc y Ac representan las fracciones en peso de cuarzo, pirita y cenizas y se calculan como: qc = 0.01Ac(SiO2 – 1.5Al2O3) pc = 1.3 (S – 0.3) Por analogía con las cenizas volantes, se determinó que las partículas responsables de la erosión en las calderas son aquellas cuyo tamaño son mayores a los 45 µm y se estableció que el índice que expresa este degaste ocasionado por ellas vale: EIfa = 0.44ϕ (SiO2 - 1.5Al2O3) + 0.18(SiO2 - 1.5Al2O3) – 0.35ϕ + 0.14 Índice de erosión cenizas volantes (Fly ash erosion index) donde ϕ representa la fracción de cenizas con partículas de tamaño > 45 µm. Como se observa el índice erosivo está fuertemente influenciado por el valor de ϕ. Según los valores tomados por este índice, el nivel de erosión es: < 0.24 baja erosión; 0.25 – 0.29 erosión media; > 0.3 erosión alta Las investigaciones sobre los mecanismos de erosión ocasionada por las cenizas volantes han mostrado que este complejo proceso depende de: 

Velocidad del flujo de gases. Crece con el cubo de la velocidad (V3)

600     

Ángulo de incidencia sobre la superficie. Normal y paralelo ofrecen un mínimo de desgaste y crece con ángulos entre 20 y 30º con la horizontal Contenido de sílice Disposición de los tubos (cuadro-tresbolillo) Temperatura del metal Propiedades físicas del metal erosionado

La tasa de erosión del metal está dado por la ecuación siguiente: Ɛ = K ρp1/2 ρm V3 sen3α / σf

[mg/ kg]

donde, K es una constante que depende del índice de erosión, ρp, ρm son las densidades de la partícula abrasiva y del metal atacado, V es la velocidad de la partícula, α y σf representan el ángulo de ataque y la tensión de fluencia del material [26],[27],[28] En los gráficos siguientes se muestran las variaciones de la tasa de erosión debida a la velocidad, ángulo de ataque y temperatura respectivamente para aceros al carbono. Al tratar los fenómenos de desgaste resulta esencial conocer la granulometría y morfología de las cenizas. Al respecto, las investigaciones muestran con relación a la distribución de tamaños que, las cenizas están compuesta por partículas que cumplen las especificaciones AFS y que según las cuales se pueden denominar como finas, cuyos tamaños están comprendidas entre los 90 y 250 µm.

Gráfico Nº11 - tasa de erosión f (temperatura y velocidad de los gases)

601

Gráfico Nº12 - tasa de erosión f (ángulo de ataque)

El problema de la erosión en las calderas de bagazo ha sido extensamente estudiado por técnicos australianos, principalmente por Dixon, Plaza y Mann quienes entre otras cosas determinaron lo siguiente 29],30]31,32] 1. se presenta en las calderas mutlipasos afectando el haz convectivo básicamente (figura Nº14) 2. la velocidad de los gases a MCR oscila entre 20-27 m/sec en la zona central del banco convectivo 3. la máxima tasa de erosión se presenta en los alrededores de los bafles 4. la tasa de erosión varía entre 1 a 0.1 mm / año según distintos ingenios, tal como se observa en las tablas siguientes 5. se hizo necesario el rediseño de los bafles y sus ángulos de ataques utilizando herramientas de mecánica de fluido computacional (CFD) 6. el rediseño de los bafles permitió reducir las tasa de erosión tal como se muestra en las tablas siguientes 7. La tasa de erosión aproximada para las calderas australianas está dada por la ecuación: Ter = K.C.U 3.5 donde Ter = la tasa de erosión en μm / sec], K = constante de proporcionalidad, C = concentración de partículas g/m3] y U = velocidad de los gases m/sec] En una de las experiencias australianas se evaluó también el costo de diferentes recubrimientos y el uso de tubos bimetálicos, concluyendo que sobre la base de la tasa de erosión medida, resultaba más económico colocar tubos de mayor espesor (en el orden de los 6 mm) en vez de usar tubos bimetálicos

602 El desgaste erosivo tiene su origen en el aumento de la velocidad de los gases y en la mayor proporción de partículas arrastradas en ellos (flyash). El aumento de velocidad en los gases por arriba de los indicados en el diseño (≥ 15 m/sec), surge como consecuencia de la mayor humedad del bagazo quemado (53-55%) contra los 50% especificados originalmente

Figura Nº13 – tasas de erosión antes y después del rediseño de bafles

La mayor humedad en el bagazo buscando mejorar la extracción en el trapiche o difusor, ha tenido graves consecuencias en la vida útil de las calderas y en sus costos de mantenimiento. Este problema es frecuente en las calderas de diseño tradicional con bafles, de pasos mútliples en los gases, en donde en las zonas de sección reducida se desarrollan altas velocidades de escurrimiento (20-25 m/sec) El desgaste erosivo es muy marcado en las calderas multipasos con bafles, especialmente en las áreas de cambio de dirección y de velocidad, tal como muestra la figura siguiente. El rediseño de bafles para evitar este problema ha sido optimizado usando herramientas de CFD 29],30]31,32] Además de las fallas citadas, existen otros procesos de desgaste muy severos debido a la erosión en las partes no presurizadas, tales como los que suceden en tubos del calentador de aire, ventilador de tiro inducido, scrubbers y chimenea, es decir todos los elementos que se hallan en el circuito de los gases Un último efecto de las cenizas es el relativo a la corrosión, que consiste en la pérdida de metal por acción química o electroquímica de las cenizas fundidas. Este fenómeno se produce en dos rangos diferentes de temperaturas: altas en la zona del sobrecalentador y bajas en las zonas del economizador y calentador de aire

603

Figura Nº14 – zonas de desgaste erosivo y rediseño de bafles según Dixon et al

El mecanismo de corrosión a altas temperaturas no es del todo comprendido pero acontece en los tubos del sobrecalentador y sopladores de hollín produciendo pérdidas de espesor (µm / año) o picado de las superficies La corrosión a bajas temperaturas está motivada por la presencia de S02 y S03 los que en contacto con el vapor de agua a bajas temperaturas < 200ºC producen SO 4H2 que ataca las superficies metálicas. Otro aspecto de gran interés relacionado con las cenizas es el vinculado a las cuestiones ambientales, pues este residuo es considerado como un efluente que puede ser evacuado de la planta ya sea en fase sólida o bien como

604 suspensión en agua. Parte de estos efluentes sólidos serán volcados como partículas a la atmósfera junto a los gases de combustión. Como sabemos la emisión de partículas sólidas están normadas en cada país que fijan los valores máximos permitidos a liberarse al aire libre. De aquí que es fundamental conocer la proporción de cenizas volantes (fly-ash) que salen del hogar hacia el resto del generador de vapor, como así también saber su granulometría y morfología. Con estos datos se podrá definir cuáles son los equipos y la tecnología más apropiada para su manejo y que aseguren cumplir con las leyes ambientales. Las cenizas volantes que son arrastradas por el flujo de gases a través del generador de vapor están formadas por partículas de forma esférica y con un rango de tamaños entre los 0.5 y 100 µm. Ellas consisten de SiO2, Al2O3 y Fe2O3 en forma de partículas de estructuras cristalinas tales como cuarzo, cristobalita, pirita, etc.

21.6 CONTROL DE ESPESOR La pérdida de espesor por corrosión y/o erosión en tubos, colectores, domos y otros componentes de la caldera, puede ser determinada según el caso, mediante diversas técnicas. Entre ellas [14],[62],[63],[64]:  ultrasonido convencional (técnica impulso-eco) en forma directa o en forma remota con robots magnéticos según el área a cubrir  por medición ultrasónica de la capa interna de óxidos en tubos del sobrecalentador,  mediante radiografiado digital a través de un sistema de tomografía computarizada  técnicas electromagnéticas de baja frecuencia (LFET) o de frecuencia remota (RFET) El objetivo es determinar si el espesor resultante es suficiente para soportar las tensiones ocasionadas por la presión y temperatura de trabajo. Se trata de determinar concretamente su vida remanente No hay en el código ASME VII recomendación alguna respecto de cuál es el espesor mínimo que debe mantenerse en un tubo para asegurar una operación segura y es por esto que hay diversos criterios a seguir. Veamos tres de ellos: 1. Babcok Wilcox: para tubos del economizador y de las paredes de agua del hogar o del haz convectivo con espesores  70% del original deberán ser restablecidos o reemplazados. Para tubos del sobrecalentador con espesores  85% del original deberán ser restablecidos o reemplazados. Restablecer espesores de la pared  2.3 mm es muy difícil por la posibilidad de quemar la pared y por la distorsión que puede producir, aseguran 34]. Los tubos cuyos espesores sean ≥ 85% pueden seguir en uso siendo monitoreados

605 2. API 510: Pressure Vessel Inspection Code: In-Service Inspection, Rating, Repair and Alteration. Según este estándar la vida remanente se podrá calcular en base a la pérdida de espesor y a la velocidad de corrosión y erosión 35]. Definiremos entonces las tasas de corrosión, de la siguiente forma: Tasa corrosión de largo plazo - CLP = ti – ta / (Ti – Ta) Tasa de corrosión corto plazo: CCP = tp – ta / (Tp – Ta)

ti = espesor inicial en mm ta = espesor actual medido en mm Ti - Ta = intervalo de tiempo transcurrido (años) entre el momento inicial y el de la medición actual tp = espesor previo a la medición en mm Todas esta mediciones se suponen son efectuadas en el mismo lugar de monitoreo (CML – condition monitoring locations) Definido estos conceptos, la vida residual del tubo se calculará como Vida Remanente VR = ta – tr / CLP o CCP tr = espesor requerido para soportar la presión y sin considerar la corrosión 3. Método de D. French: según este criterio, mientras la rotura del tubo no acontezca, el diámetro exterior y el espesor se reducirán por erosión / corrosión mientras el radio interno Ri se mantiene aproximadamente constante. El espesor mínimo a reemplazar se calculará como:

tmín = p. Ri / σadm – (P/2)] Ejemplo Nº1: supongamos que las mediciones de espesores en los tubos del haz convectivo de una caldera de algunos años en operación, son los siguientes: Presión de trabajo de la caldera: 60 bar Diámetro nominal tubo: 63.5 mm Espesor inicial: 4.20 mm Diámetro interior: 55.10 mm Espesor final zafra anterior: tp = 4.18 mm Espesor final zafra actual: ta = 4.12 mm Duración de la zafra: Tp – Ta = 6 meses = 0.5 año Tasa de corrosión corto plazo: CCP = (4.18 – 4.12 ) / 0.5 = 0.12 mm / año Calculo del espesor mínimo requerido t = p.di / 2 σadm

606 t = 60x5.51 / 2x900 = 0.18 cm = 1.8 mm esto es sin considerar corrosión, de modo que tomando este concepto podemos dejar que el espesor mínimo requerido será: trmín = 1.8 + 1 = 2.8 mm vida remanente VR = (4.12 – 2.8) / 0.12 = 11 años Si tomáramos el criterio de Babock Wilcox la situación sería la siguiente: Espesor mínimo requerido: tr ≥ 70%tn = 4.20 x 0.70 = 2.94 mm valor equivalente al estimado anteriormente aunque más conservativo

Ejemplo Nº2: calculando con los datos del problema anterior, veamos que espesor mínimo resulta. Los datos del tubo del haz convectivo son: Presión de trabajo de la caldera: 60 bar = 61.18 kg/cm2 Diámetro nominal tubo: 63.5 mm Espesor inicial: 4.20 mm Diámetro interior: 55.10 mm  Radio interno: Ri = Di / 2 = 55.10 / 2x10 = 2.755 cm   

σadm = 900 kg / cm2 tmín = p. Ri / (σadm – P/2) = 61.18x2.755 /  900 – (61.18 /2)] tmín = 0.193 cm = 1.93 mm

 t = tmín + 1 mm = 1.93 + 1 = 2.93 mm Mediante este criterio y el de Babcok se obtiene un espesor mínimo mayor que el obtenido según API 510 (2.94, 2.93  2.8 mm). Debe quedar claro que ambos métodos no tienen en cuenta la velocidad de desgaste que sí considera la norma API 510

21.7 PROTECCION CONTRA EL DESGASTE La erosión ocasionada por las cenizas volantes es uno de las causas de mayor grado de desgaste en estos equipos, a la que debe sumársele la producida por el choque del vapor de sopladores contra los tubos; aunque este último desgaste sea producido cuando los tubos están desalineados o deformados. Desde tubos hasta los ventiladores deben ser reemplazados en cada zafra ocasionando grandes costos. Una de las técnicas de protección para estos equipos es el metalizado con materiales duros a base de cromo, cromo-níckel o carburos de tungsteno que aportan una cubierta protectora sobre la superficie externa de los tubos Este recubrimiento en polvo (coating) que se puede aplicar a tubos o álabes del ventilador, en espesores entre 150-300 m, emplea distintos tipos de técnicas: proyección por arco spray, proyección en frío, proyección en frío con soplete, etc. Mediante estas técnicas de puede aplicar productos que no solo protegen contra la erosión sino también

607 contra la corrosión. Se trata de una tecnología extensamente probada incluso en centrales térmicas con excelentes resultados 36],37] Otra tecnología usada con el mismo fin y de gran éxito es el cladding que aporta materiales duros y anticorrosivos mediante láser. En este proceso se puede agregar desde componentes cerámicos de gran dureza a aleaciones anticorrosivas. Las grandes ventajas que presenta el proceso de láser “cladding” son: 1. Es un tratamiento localizado, es decir, se produce un bajo aporte de calor, con lo que el área afectada térmicamente es mínima. 2. Se obtienen solidificaciones rápidas, es decir, se dan calentamientos y enfriamientos rápidos, formándose microestructuras finas y o fases meta estables. 3. La energía total que da el láser no es muy grande reproduciendo una distorsión térmica mínima del substrato y mejorando con ello su calidad. Los tubos así recubiertos son llamados bimetálicos y el sobre espesor que suman, pasa a incorporarse como parte resistente del material, por ello en la sección I del código ASME partes PG-27.2.2 a PG-27.4.3 están mencionados

Figura Nº15 – Aplicación de recubrimiento duro por arco spray

21.8 FALLAS POR SOBRECALENTAMIENTO Estas fallas se clasifican de dos formas según como haya transcurrido el sobrecalentamiento del metal, a saber: 1. Sobrecalentamiento de corto plazo (Short-term Overheating): se caracteriza por la rotura del tubo en forma de boca de pescado, con adelgazamiento de las paredes en el perímetro de la rotura. Se produce en tiempos relativamente cortos, generalmente durante

608 el arranque y obedece a la alta temperatura de la pared metálica (≥ 800ºc), originada por causas diversas; entre estas:  Reducción del flujo de enfriamiento del agua debido a taponamientos parcial o total de los tubos o por una circulación natural deficiente (tubos de paredes de agua)  Obstrucción al flujo del vapor en el sobrecalentador por parte del condensado formado durante el arranque  Problemas de bajo nivel de agua  Carga térmica elevada especialmente en los tubos próximos a la zona de quemadores 2. Sobrecalentamiento de largo plazo (Long-term Overheating): la superficie de fractura se caracteriza por la presencia de una hinchazón en la superficie del tubo acompañado de una grieta longitudinal de pequeñas dimensiones sin mayor adelgazamiento de las paredes. Esta falla puede acontecer en meses o años y se presenta tanto en tubos del sobrecalentador como de las paredes de agua. En el caso de los tubos del sobrecalentador, la falla puede estar intensificada por la presencia de cenizas que retardan el flujo del calor elevando la temperatura de la pared y aceleran el proceso de oxidación. Esta falla viene como consecuencia del proceso de creep del material. En los tubos de agua puede estar inducida por la presencia de depósitos, incrustaciones o fallas en el flujo interno En el campo de las altas temperaturas hay otras fallas tales como la grafitización que provoca una falla frágil de borde grueso y que tiene lugar debido a la disolución del carburo de hierro en el acero formando nódulos de grafito que traen como consecuencia una pérdida de resistencia mecánica Otra falla es la fatiga de origen térmico ocasionada por: 

Ciclos de arranque-parada en frío-caliente



Excesivos gradientes térmicos y restricciones mecánicas al desplazamiento de las

partes 

Cambios en el mecanismo de evaporación (DNB) o fluctuaciones en el flujo a

través de las paredes de agua 

Vibraciones de baja amplitud

609

Figura Nº16 – fallas por sobrecalentamiento

21.9 REPLICAS METALOGRAFICAS Los aceros constructivos de las partes a presión pueden ser aceros al carbono para toda la superficie de calefacción de la caldera, o aleados para el sobrecalentador. Estos materiales en condiciones normales de operación tienen una microestructura metalúrgica característica que, cuando se alteran las temperaturas de la superficie metálica, sufren transformaciones metalográficas [38],[39],[40],[41] El análisis de réplicas metalográficas es una técnica de ensayo no destructivo que se lleva a cabo conforme a un conjunto de estándares. Entre ellos tenemos a los siguientes: 1. ASMT 1351-01 (2006) Standard Practice for Production and Evaluation of Filed Metallographic Replicas 2. ASTM E3 - 11 Standard Guide for Preparation of Metallographic Specimens 3. ISO 3057 – ISO 3057: Non-destructive testing - Metallographic replica techniques of surface, 1998 4. ASTM E112-96: Standard Test Method for Determining Average Grain Size La técnica consiste primero en definir las zonas a evaluar y los puntos de muestreo necesarios para que la muestra tomada sea representativa del material a ser analizado. Esta técnica se aplica a aquellos componentes que puedan estar sujetos al fenómeno de creep como es el caso del sobrecalentador, colectores, cañerías de vapor, etc. o bien aquellas partes que pueden haber estado sometida a altas temperaturas debido a procesos de ensuciamiento por cenizas o a corrosión, etc. Cumplido esto se pasará a limpiar la zona de muestreo para eliminar cualquier producto contaminante (óxidos, etc.) mediante amolado en un proceso de desbaste grueso y fino hasta lograr una superficie plana libre de deformaciones. Luego de esta etapa se hace un pulido mecánico o electrolítico preferentemente, el que una vez finalizado se pasa a la etapa de revelado de la microestructura mediante el agregado de un reactivo metalográfico

610 El proceso de extraer la réplica metalográfica consiste en humedecer con solvente una lámina de acetato de celulosa y aplicarla sobre la superficie previamente preparada para, obtener una fiel reproducción de la microestructura. Esta lámina es retirada y colocada entre dos vidrios porta objeto para luego ser observada en microscopio óptico y registrada mediante microfotografías El análisis no destructivo mediante réplicas permite evaluar el grado de transformación que tiene lugar en las colonias de perlita y la esferoidización de los carburos. En los aceros sometidos a condiciones de creep es de suma importancia conocer la secuencia con que ocurren estas transformaciones para tratar de establecer una relación entre éstas y la magnitud del daño en un componente (ver figura Nº. Este análisis se complementa con determinaciones de dureza in situ que ponen en evidencia el cambio de la resistencia mecánica Esta técnica que relaciona el grado de degradación microestructural con los cambios en la resistencia mecánica, es una herramienta esencial en el cálculo de la vida remanente de un componente y en la extensión de vida útil del mismo. A medida que la temperatura aumenta o el tiempo de operación progresa, en el acero van apareciendo microcavidades o huecos en las distintas etapas o fases del creep y que se son visualizadas mediante esta técnica

Figura Nº17 - Clasificación del daño por creep mediante la degradación micro estructural

21.10 EXTENSION DE VIDA UTIL SEGUN EPRI Como ya expresáramos, las calderas se proyectan para una vida útil de 25-30 años siempre y cuando su operación y mantenimiento hayan sido los correctos. El problema siguiente trata sobre qué hacer con aquellos equipos que están en operación próximos a su vida útil y si deben ser reemplazado por otro nuevo o bien continuar en operación por varios años más o someterlo a un proceso de retrofit.

611 Queda claro que el reemplazo por una nueva unidad demanda una importante inversión que no siempre es posible y está presente también el interrogante de porqué dejar fuera de actividad un equipo cuyo historial de servicio ha sido impecable. El problema consiste en definir qué ensayos y estudios deben efectuarse para poder asegurar que el equipo está en condiciones de poder extenderse su vida útil. Por otro lado, deberá cumplir con las reglamentaciones vigentes de cada país relativas a cómo proceder con equipos a presión en su fase de cumplimiento de vida útil. Dependiendo de cada país, la extensión de vida útil puede tener carácter obligatorio para las empresas y sujetas a inspecciones estatales La extensión de vida útil y la vida remanente de calderas de potencia ha sido estudiada por EPRI, que sistematizó los estudios y experiencias a nivel mundial relacionadas con este tema. Según EPRI la extensión de vida puede definirse como un programa de servicios que integra funciones de planeamiento de largo plazo con un riguroso programa de validación del estado de condiciones, restauraciones si fuesen necesarias, monitoreo y mejoramiento de los procedimientos operativos y de mantenimiento [42],[43],[44],[45]. La figura siguiente grafica esta situación del equipo

Figura Nº18 - Extensión de vida y vida residual

Este programa reconoce tres niveles de análisis pasando del nivel I básico a un nivel III que se compone de conjunto de estudios y mediciones complejas con costos y tiempos de ejecución también crecientes. En las tablas siguientes se resumen los ítems comprendidos en cada nivel y las técnicas posibles de usar en los mismos aplicados al sobrecalentador como ejemplo.

612

Figura Nº19- Niveles del programa de extensión de vida, según EPRI

La validación del estado de condiciones requiere primero definir los componentes que son críticos y sobre los cuales se implementarán los estudios. Los componentes críticos son aquellos que tienen un gran impacto sobre la confiabilidad, la seguridad y la eficiencia y entre estos encontramos a: 1. 2. 3. 4. 5. 6.

Domos: superior e inferior Colectores Tubos: paredes de agua, sobrecalentador, economizador, etc. Piping: de agua de alimentación y vapor Desaireador Atemperador

Un vez que se han definido los objetos de análisis, el proceso básicamente se compone de los siguientes pasos que permiten:  desarrollar información de antecedentes sobre el diseño de componentes y la historia operativa  Las estimaciones de riesgo de daños en los componentes basados en el conocimiento disponible

613  Proporcionar puntos de decisión con acciones de seguimiento basado en la evaluación del riesgo  Sugerir técnicas de evaluación cada vez más rigurosos para confirmar o reducir el nivel conocido de riesgo

Figura Nº20- NDT posibles en cada nivel, según EPRI

Dentro de la información requerida de cada equipo que será sometido al estudio de extensión de vida tenemos  Diseño y fabricación de registros para el componente  Funcionamiento y el historial de mantenimiento de la planta y el componente  Funcionamiento y el historial de mantenimiento para componentes similares en las plantas de diseño similar  El plan de operación (incluyendo la vida de servicio deseado) para el componente y la planta El proceso de evaluación de condición se desarrolla a partir de información adicional a través de:  Herramientas de evaluación no destructivos  Remoción del material y pruebas

614  Análisis de tensión  El análisis de mecánica de fractura  Otras herramientas de software para predecir la progresión del daño y riesgo En general, el enfoque de gestión de la vida más rentable implica abordar la causa raíz (s) de daños a los componentes y la eliminación de la vulnerabilidad a los daños futuros.

Ejemplo Nº3: en una caldera de bagazo tradicional, el sobrecalentador fue definido como un componente crítico ya que sus mecanismos de falla se componen de creep de largo plazo y de fatiga por la operación cíclica. Para determinar qué tipo de nivel de análisis se requiere con el propósito de implementar un programa de extensión de vida, se deberá responder a las cuatro preguntas siguientes 1. Ha excedido el componente significativamente la temperatura y presión de trabajo? 2. En la vida extendida futura estará sometido a presiones, temperaturas y ciclos fuera de las condiciones de diseño? 3. Ha sido la historia de falla excesiva? 4. Los registros de temperatura son inadecuados o no existen? Si todas las preguntas fueron respondidas de manera afirmativa, esto significa que el nivel I de validación es inadecuado, pero si todas fueron respondidas negativamente, se podrá usar el nivel I. Asumamos que el equipo presenta los siguientes datos y que se respondió negativamente el cuestionario anterior Material constructivo: SA 192,

Diámetro del tubo: 2”,

Espesor: t = 3 mm

Horas de operación acumuladas: 50.400 hs (diez años de zafra) Temperatura de trabajo del material: Tmáx = 430ºC (medido) Tensión máxima admisible de trabajo: 8651psi Ingresando con este valor a la curva de creep del acero al carbono, obtenemos el mínimo parámetro de Miller, P = 32.4. Despejando de la ecuación de Miller el valor del tiempo necesario para alcanzar el tiempo de rotura por creep, tenemos Parámetro de Miller vale: P = T (log tr + 20)x10-3 , de donde obtenemos que tr = log-1 [(Px103/ T) – 20]; siendo la temperatura T = 430ºC = 1265ºR , dando valores nos queda: tr = log-1[(32.4x1000/1265) - 20] = 409.872 horas  50.400 La vida remanente será: Vr = 409.872 – 50.400 = 359.472 horas

615 La fracción de vida consumida será: tc / tr = 50.400 / 409.872 = 0.123, es decir el 12.3%, con lo que el sobrecalentador no tendría problemas en continuar operando si las condiciones se mantuvieran correctamente. Bajo un historial en ausencia de problemas y con estos datos, el nivel I cumple con su verificación de una operación sin problemas Si el sobrecalentador por problemas de ensuciamiento con cenizas hubiese estado operando por encima de los 430ºC máximos, por ejemplo a 450ºC = 1302ºR, el tiempo de rotura deberá ser recalculado. Como la tensión se mantiene constante, el parámetro de Miller también: P = 32.4 y el tiempo de rotura por creep valdrá: tr = log-1[(32.4x1000/1302) - 20] = 76.700 horas, es decir el sobrecalentador habría fallado en la fracción: (76.700 / 409.872)100 = 18.7% de la vida esperada

Figura Nº21 - Parámetro de Larson Miller para caños y tubos de aceros al carbono

616

Ejemplo Nº4: si para un sobrecalentador de material ASTM A192 se le fijara una tensión máxima de trabajo de 8600 psi y una vida útil de 130.000 horas, cuál sería la temperatura que debería alcanzarse en la pared para producir su rotura en ese tiempo? Ingresando al diagrama obtenemos que P = 32.4 y despejando de la ecuación la temperatura de trabajo, tendremos que vale: T = P / (20 + log tr) = 32.4x103 / (20 + log130.000) = 1290°R = 443°C El ejemplo N°3 sirve para demostrar cómo la vida útil se redujo drásticamente como consecuencia del aumento de temperatura de la pared metálica, fallando al 18.7% del total de horas de marcha esperadas Si fuera este el caso en donde existen reportes que el equipo puede haber estado sometido a temperaturas muy por arriba de las permitidas, el cambio de análisis del nivel I a II incluirá otras determinaciones tales como mediciones de espesores y fallas por ultrasonido, réplicas metalográficas, dureza y análisis químicos como mínimo con el objeto de verificar la ausencia de cualquier falla o cambios en la microestructura que modifiquen la resistencia mecánica del acero. Es aquí, en donde se puede aplicar como herramientas complementarias las del estándar API 579- Fitness for Service 20]

21.11 MEDICIONES DE TEMPERATURA DEL METAL Vimos el impacto que tiene la temperatura sobre la vida de los tubos, por ello uno de los controles más importante y necesario realizar es la medición de las temperaturas en la superficie de los tubos (tube skin temperature). Estas mediciones se llevan a cabo en las zonas más críticas tales como en las paredes de agua, tubos del haz convectivo y en el sobrecalentador También se pueden efectuar mediciones de temperatura en los colectores de vapor sobrecalentado y en el domo. En estos puntos tienen por finalidad verificar que las diferencia de temperatura entre la pared interna y externa no sobrepase los valores permitidos a los fines de evitar tensiones térmicas peligrosas durante los procesos de start-up de la caldera Las mediciones se pueden hacer mediante termocuplas (Tipo K, N con vaina de Hastelloy X, Inconel 600) de diseño especial que van soldadas a la superficie del tubo. Estas tienen diferentes formas según la temperatura de trabajo, las facilidades de acceso, etc. Es claro que en estas mediciones se desea una rápida velocidad de respuesta y exactitud. En la figura siguiente se muestran algunos tipos

617

Figura Nº22 - Medición de temperatura superficial

Si se miden varios tubos, estas señales pueden ser recolectadas en un transmisor multipuntos y se puede colocar valores de alarmas para temperaturas máximas

21.12 PRUEBA HIDROSTATICA Las calderas a bagazo nuevas se ensamblan y montan en el terreno de operación y una vez completado este proceso, debe ser sometida a una prueba hidrostática con el propósito de verificar su resistencia mecánica y la ausencia de grietas o fisuras que pueden dar lugar a fugas de agua y/o vapor según el caso Antes de este proceso el equipo debe ser preparado cuidando no dejar ningún elemento extraño dentro de la caldera. Esta prueba hidrostática se lleva a cabo siguiendo los lineamientos de las secciones I (partes PG-99 y PW-55) y VII (parte C2.270) de ASME. Según estos estándares la prueba debe efectuarse bajo el siguiente procedimiento:  La caldera debe ser llenada con agua a temperatura no inferior a la ambiente y bajo ningún caso por debajo de los 20ºC  El ensayo se practicará en dos etapas consistentes en: 

La presión de prueba hidráulica debe ser aplicada gradualmente hasta no menos de 1,5 veces la máxima presión de trabajo admisible (MAWP) que figura en el Informe de Datos del Fabricante (Manufacturer Data Report) y que será estampada en la caldera.

618 Ninguna parte de la caldera podrá estar sometida a una tensión general primaria de membrana mayor que el 90% de su tensión de fluencia (tolerancia 0.2%) a la temperatura de ensayo. La tensión primaria de membrana a la que los componentes de la caldera estarán sujetos durante la prueba hidráulica deberá ser tenida en cuenta en el diseño de los componentes. No se requiere realizar durante esta etapa una inspección visual minuciosa para detectar pérdidas. En estas condiciones la caldera se puede mantener ente 10 a 15 minutos 

La presión de prueba hidráulica puede entonces ser reducida hasta la máxima presión de trabajo admisible (MAWP) mostrada en el Informe de Datos y a ser estampada en la caldera y mantenida a esta presión mientras la caldera es cuidadosamente examinada. La temperatura del metal no debe exceder los 50 ºC durante este minucioso examen. En este estado se puede mantener la presión durante una hora o más dependiendo de la inspección

Para la ejecución de la prueba la instrumentación debe ser adecuada. Los manómetros pueden ser digitales o industriales tipo Bourdon y deben tener una escala igual al doble de la presión de prueba, con una apreciación tal que permita claramente la lectura del valor establecido. Los manómetros antes de la prueba deben ser calibrados. La constancia del valor de la presión fijada debe quedar asentada en un registrador gráfico o digital. Completado el proceso deberá confeccionarse el registro del ensayo proporcionado por el fabricante y que deberá ser conformada por el cliente La prueba hidráulica se practica también cuando el equipo estuvo mucho tiempo fuera de operación o cuando se realizaron trabajos de reparación o alteración en cualquier parte del circuito bajo presión. Si durante la fase de presurización se detectasen fugas en uniones soldadas, zona de madriladura de tubos o por juntas, el ensayo debe detenerse, vaciar la caldera y efectuar los trabajos de reparación necesarios y volver a ensayar hasta alcanzar los criterios de aceptación del ensayo Los criterios de aceptación del ensayo hidrostático de una caldera nueva deben cumplir con lo siguiente:  Fisuras en uniones soldadas: ninguna  Fugas en zonas de mandrilado: ninguna  Fugas por juntas de uniones bridadas: ninguna

21.13 TRATAMIENTO PRE-OPERACIONAL Es siempre conveniente cuando se trata de unidades nuevas, someterlas a distintos procesos con el propósito de eliminar todas las impurezas tales como óxidos, grasas,

619 aceites, cáscaras de pinturas, etc., que pueden haberse incorporado durante el proceso de fabricación, montaje y pruebas hidrostáticas de los distintos componentes 46],47],48]. Algunos de estos procedimientos se listan en la figura Nº4 Básicamente, el hervido alcalino (boiling out) tiene por finalidad primaria:  eliminar cualquier capa de producto adherida a la superficie metálica que pudiera reducir la transferencia de calor y/o formar espumas  depositar sobre las superficies metálicas limpias una capa protectora de magnetita (Fe3O4) para prevenir la corrosión

Tratamiento Hervido alcalino (boil out) Purgas de líneas de vapor Limpieza ácida caldera Lavado con tensioactivos Neutralización y pasivado del metal

Presión  42 bar

 

Presión  42 bar

    

Figura Nº22 – Tratamiento pre operacional de la caldera

Estos procedimientos forman parte del pre-commissioning del equipo y pueden ser recomendados por el proveedor de la caldera, por una firma especializada o bien siguiendo los lineamientos de algún estándar tal como el europeo:  VGB–R–513e, 2º edition 2006 – Guideline to: Internal Cleaning of Water-Tube Steam Generating Plants and Associated Pipe Works 49]. Según el estándar citado, este procedimiento debe cumplir con algunos requisitos y principios tales como:  La presión y temperatura son producidas por calentamiento a través del sistema de combustión de la caldera  No debe haber ataque químico al metal base durante el proceso  Tiempo mínimo de uso de cañerías provisorias durante la limpieza  Debe impedirse el arrastre de agua de lavado al sobrecalentador  Únicamente las partes en contacto con el agua de la caldera deben estar sometidas al proceso de boiling out (evaporador, econo, domos, colectores)  Los internos del domo tales como separadores ciclónicos de vapor, demister, etc. deberán ser fijados o bien desarmados si fuera necesario  Las instalaciones para la preparación de la solución de limpieza como para recibir las purgas alcalinas producidas en el proceso, deberán ser evaluadas a

620

 

 

los efectos de cumplir con los requisitos de seguridad y disposiciones legales respecto del vuelco de estos efluentes líquidos Igualmente con relación al sistema de bombeo, cañerías y dispositivos de bloqueo de flujo necesarios para la alimentación de la solución Si las partes refractarias de la caldera no hubieran sido sometidas al proceso de secado pre-operacional, la rampa de calentamiento y aumento de presión en la caldera para el hervido alcalino, se hará siguiendo las recomendaciones del fabricante respecto del secado de refractarios El agua usada para el boiling out deberá ser al menos ablandada y desaireada Si se contara con agua desmineralizada para el boiling out, no deberá usarse solamente soda cáustica (NaOH), debido a que su acumulación en las grietas, hendiduras o zonas inmóviles del equipo pueden producir fragilidad cáustica por excesiva concentración

Soluciones de limpieza: Para el lavado existen varios productos y combinaciones de ellos con los que se preparará la disolución en las proporciones indicadas en la figura Nº5 según el caso. Las soluciones más usuales en el tratamiento básico están compuestas por los productos: Nº1-2, Nº1-4, o Nº1-2-4. Cuando se desea asegurar el pasivado se le agregará el producto Nº5 Alimentación a la caldera: una vez que la solución ha sido preparada, se podrá alimentar en forma paralela con el agua de alimentación, dosificando su flujo a medida que aumenta el nivel de agua en el domo. Cuando el agua haya alcanzado el menor nivel aceptable en la caldera verificado en el elemento de control visual, se dará por concluida la etapa de carga y se procederá a cerrar las tapas del domo y comenzar con la fase de calentamiento y presurización. El venteo del domo, del colector del sobrecalentador y la válvula de seguridad quedarán abiertos hasta que comience a salir vapor, luego de lo cual se cerrarán (excepto la del sobrecalentador) para comenzar a levantar presión lentamente Calentamiento y presurización: Completado el paso anterior, se procederá al proceso de calentamiento quemando bagazo o leña en el hogar, de forma tal de asegurar que al cabo de unas 8 horas se alcance el 15% de la presión de trabajo. Si la caldera opera a 65 bar, en esta primera etapa deberá lograrse unos 10 bar, lo cual implica que la tasa de calentamiento no debe exceder los 22ºC/hora. La temperatura de los gases a la entrada del sobrecalentador no deberá exceder los 400-450ºC. Alcanzada esta presión, el fuego se regulará para mantener la misma durante 24 horas y cada tres, se irán efectuando purgas de fondo rápidas (3–7seg). Cumplido el período mínimo de hervor, se apagará el fuego para permitir el enfriamiento y la precipitación de los lodos. En estas condiciones se hará una última descarga y se tomará una muestra sobre la que se determinará alcalinidad, pH, grasas y aceites

621 kg / m3 de H20

Productos

1. Hidróxido de sodio (NaOH)

1 kg (100%) o 2 kg (50%)

2. Fosfato trisódico (Na3PO4 – 12H2O)

0.5 - 4 kg

3. Nitrato de sodio (NaNO3)

0.15 kg

4. Carbonato de sodio (CO3Na2)

1 kg

5. Solución amoniacal (≈25% NH4OH)

0.5 lt

6. Solución de hidracina (15%)

0.1 lt

7. detergente tensoactivo no iónico

0.1 kg

Figura Nº23 – soluciones para hervido alcalino

Si el análisis de la muestra indica la presencia de estos elementos, se repondrá el nivel de solución a su valor normal e iniciará el proceso de combustión nuevamente hasta alcanzar en esta segunda etapa el 25% de la presión de trabajo según la tabla Nº6. Hecho esto, se repetirán los procesos antes citados como el primer día Presión trabajo bar]

 20 20 – 40 40 – 60 60 - 80

Presión del boiling out bar]

4–5 5 - 10 10 - 15 15 - 20

Figura Nº 24 – presión de trabajo y hervido alcalino

La duración total puede estar entre 72 - 96 horas. El proceso se puede dar por concluido cuando la proporción de grasas-aceites en la descarga sea inferior a 5 ppm y la alcalinidad se encuentre estable dentro del rango establecido por la norma ASTM D 1067 (variación menor del 10% entre tres análisis consecutivos) Vaciado y enjuague de la caldera: verificado el análisis de la descarga se dejará enfriar naturalmente la caldera, y cuando la presión haya descendido hasta unos 0.5 bar, se abrirán los venteos del domo para permitir la descarga del agua. Cuando el agua tenga unos 70ºC se drenará la solución alcalina y se procederá al lavado con agua de una temperatura similar. Si no se contase con agua caliente de 70ºC, se dejará enfriar la caldera hasta unos 50-45ºC. Cuando se haya alcanzado estos valores se vaciará la caldera y se procederá al enjuague con agua fresca una o dos veces. Luego, se medirá el pH de la descarga y si

622 este fuera todavía mayor al del agua fresca, se harán los enjuagues necesarios hasta que su valor sea coincidente Una vez alcanzada esta condición, se abrirán los domos para su ventilación y se inspeccionarán internamente. Desde ese punto se hará el lavado con agua a presión de todos los tubos tanto de los riser como downcomers como así también de la superficie del domo y sus internos, asegurando eliminar cualquier residuo sobre las paredes metálicas. Puede utilizarse aire comprimido para la limpieza de los separadores de gotas y para una mayor seguridad en la inspección de las partes, se podrá usar video endoscopía también. Completada la limpieza el equipo deberá ser llenado con agua fresca para una última etapa de enjuague y luego de esto quedará la caldera en condiciones de poder operar. Se eliminarán todos los bloqueos de válvulas para la prueba y se revisarán los indicadores visuales de nivel, que no estén manchados o dañados por la solución alcalina. De ser necesario se reemplazarán por unos nuevos

21.14 REPARACIONES Y ALTERACIONES En el transcurso de la vida operativa de la caldera existirán necesidades de reparación o alteración de algún componente o condición operativa. A los fines de entender la diferencia e incumbencia de ambos conceptos vamos a definirlos siguiendo a la Parte 3 del National Board Inspection Code (NBIC), [75] Reparación: es definida como cualquier trabajo necesario para restaurar en un equipo a presión una condición adecuada para un funcionamiento seguro en las condiciones de diseño existentes Alteración: significa cualquier cambio en un parámetro de un equipo a presión como los descritos en el Manufacturer´s Data Report que requiera un cambio de los cálculos de diseño o de lo contrario, pueda afectar la capacidad para contener la presión del equipo. Cambios no físicos tales como la máxima presión de trabajo permisible o de la temperatura (interna o externa) es una alteración. Una reducción de la temperatura mínima de diseño de metal es también una alteración. Los trabajos que impliquen una alteración deben ser autorizados y supervisados por un Inspector Autorizado o por el fabricante del equipo. Alterar un equipo sin la formación y experiencia adecuada puede constituirse en una situación de mucho riesgo tanto para el propio equipo como para las personas

21.15 REEMPLAZO Y REPARACION DE TUBOS Cuando se producen fugas en los tubos de las paredes de agua, del haz convectivo o de otro equipo de recuperación de calor (sobrecalentador, economizador, etc.) y estos

623 han quedado debidamente identificados, el paso siguiente será definir si serán reemplazados o anulados mediante un tapón (plugged). La decisión dependerá del tiempo disponible para el trabajo, de la ubicación del o los tubos dañados y de la facilidad de acceso para trabajar El plugging no es recomendable pero es aceptado por el National Board como reparación temporaria y debe hacerse sólo en casos de extrema necesidad. Es recomendable instalar un tapón que sea del mismo material o de material compatible con el tubo que será taponado, para evitar una reacción química que afecte los tubos y la placa [75] El taponado debe hacerse en ambos extremos y el tubo debe ser cortado con la herramienta indicada y retirado de su ubicación. Los tubos taponados en el hogar deben ser retirados para evitar el quemado del material no refrigerado y evitar sobrecalentamientos a los tubos vecinos. El tubo taponado puede o no ser retirado, dependiendo de su ubicación. Si no se puede retirar debe practicársele un agujero para su ventilación. Es importante en la anulación de tubos del lado del fuego en el horno, tener en cuenta los siguientes factores: 1. tubos pantallas: la remoción o taponamiento de tubos tenderá a incrementar la temperatura del vapor sobrecalentado 2. paredes de agua (con tubos espaciados): la remoción o taponamiento de tubos de las paredes laterales, techo o pared trasera, afectarán a los refractarios y a los tubos adyacentes incrementando la temperatura en la zona debido a la menor refrigeración. Para mitigar estos efectos se recomienda cubrir con refractario la zona del tubo removido y taponado, incluso parte de los tubos adyacentes tal como se muestra en la figura siguiente. Las paredes de agua con tubos tangentes (membranados) no deben ser taponados, deben ser reparados 3. tubos del piso: la remoción o taponamiento de estos tubos afectará la circulación de las paredes de agua Si el o los tubos fallados son del banco convectivo, sus efectos no serán tan impactantes como los anteriores

624

Figura Nº25 - Taponamiento (plugging) de tubos

Figura Nº26 - Plugging de un tubo del hogar

En la fallas de tubos es muy frecuente encontrar que la fisura queda localizada en una pequeña área y que a poca distancia de ella, el tubo está en perfectas condiciones. Para evitar un recambio innecesario de tubo se reemplaza sólo un tramo con una longitud no menor a 150 mm de la falla, es decir el tubo será cortado a 75 mm de la falla a cada lado Para poder soldar el tramo de tubo y debido a la dificultad para acceder en todo su perímetro se recurre a un procedimiento conocido como parche con ventana de soldadura (window patch welding). Este procedimiento se muestra en la figura siguiente y consiste en colocar un parche del mismo material y espesor del tubo

625 El área tanto interna como externa debe ser limpiada perfectamente hasta metal blanco, eliminando cualquier vestigio de óxidos, humedad, etc. Hecho esto se dibuja el parche en su posición final. El corte del parche se puede hacer con soplete oxiacetileno, con plasma o por amolado. La soldadura de raíz se hace con TIG y el relleno final con electrodos. Terminado el trabajo, el parche debe inspeccionarse y radiografiarse el 100% del cordón de soldadura Los tubos, como colectores y el domo están sujetos a diversos mecanismos de desgaste y para evitar su falla prematura o reducir sus impactos es que deben ser sometidos a técnicas diversas de reparación y protección. Algunas de estas técnicas o métodos de reparación están analizadas en los siguientes trabajos de EPRI que merecen consultarse [50],[51],[52]  Guideline on Fossil Boiler Field Welding  Proceedings: Welding and Repair Technology for Power Plants  Guide for Repair of Thinned Piping

Figura Nº27 - parche de soldadura con ventana según EPRI

626 Todas las reparaciones descritas tienen carácter provisorio, es decir deben ser reemplazadas por trabajos integrales. Los tapones y tramos con ventanas deben eliminados siendo reemplazados por tubos nuevos, que pueden ser soldados a la placa, mandrilados o una combinación de ambos métodos según la presión de trabajo de la caldera, siguiendo los lineamientos dados por la sección I de ASME, Parte PWT-11. En la figura siguiente se muestran las formas aceptables de conexión [53]

Figura Nº28 - formas aceptables de unión tubo-placa según ASME I

Los tubos mandrilados se fijan mediante expandidores de tubos (mandriles) a rodillo generalmente. El expandidor de tubo a rodillo consta de tres o más rodillos alojados en un cuerpo o jaula en sus respectivos casilleros y una espiga cónica central, sobre la cual se apoyan los mismos.

Figura Nº29 - expandidor de tubos

627 La finalidad de estas herramientas es deformar el extremo del tubo aumentando su diámetro y provocando deformaciones elásticas en la placa, obteniéndose así una junta estanca entre ambos elementos, libre de fugas, filtraciones, goteos, etc., tal como se muestra en la figura siguiente El proceso de recambio de tubos exige un conjunto de herramientas especiales que sirven para las siguientes actividades: 1. Desmontaje de tubos: sirven para cortar tubos desde su interior en forma manual, seccionando el mismo totalmente en una sola vuelta y cortan a la salida de la placa tubular. Otras herramientas esenciales son el reductor de pared y la uña colapsadora. El primero reduce el espesor del tubo mandrilado dejando solo una delgada pared del mismo y facilitando de esta manera la extracción del mismo de la placa, con la ayuda de una uña colapsadora. Este último efectúa el colapsado de los tubos una vez reducido el espesor de la pared de los mismos, y por su forma especial evita dañar el asiento del tubo en la placa. De esta forma facilita el desprendimiento del tubo en la zona mandrilada mediante golpes con un punzón extractor 2. Montaje de tubos: comprende tres grupos: el primero formado por los diferentes tipos de expandidores acampanadores de tubos, el segundo integrado por dispositivos de ranurado de placas y para el mecanizado de los extremos de los tubos y el tercero formado por herramientas y dispositivos para accionamiento manual o mecánico de los mandriles en zonas de difícil acceso como los colectores. Dentro de este último grupo se encuentran los mandriladores automáticos con control de torque, de accionamiento hidráulico o eléctrico

Para la selección del mandril adecuado deben especificarse varias dimensiones que deben ser tomadas con la mayor precisión posible. La selección definitiva debe ser hecha con el asesoramiento del proveedor del expandidor. Las medidas a considerar son:    

Tubos: Diámetros interior / exterior y espesor Placa: Espesor y diámetro del agujero Proyección del acampanado fuera de la placa Sobre expandido

El mandrilado de los tubos es una actividad crítica ya que defectos en su ejecución sea por sobremandrilado o submandrilado darán lugar a roturas prematuras o fugas en la operación; por ello es esencial seguir las recomendaciones de los proveedores de equipos y de aquellas buenas prácticas surgidas de la experiencia

628

Figura Nº30 - selección del expandidor de tubos

En general se usa expandidores acampanadores que pueden ser o no del tipo retráctil, que en una sola pasada producen la expansión del tubo y el acampanado. En los retráctiles el mandril se dispone en la parte final del tubo y avanza de atrás hacia adelante produciendo la expansión. En la figura siguiente se muestran algunos de los accesorios para el mandrilado en colectores

Figura Nº31 - mandrilado de tubos en colectores

Otras herramientas muy importantes en el mantenimiento de los haces tubulares son los de limpieza de sarros e incrustaciones. Como sabemos no hay una operación eficiente con tubos sucios, además de generar altas temperaturas en la pared metálica al verse reducido el grado de enfriamiento de la misma

629 Los dispositivos de limpieza de tubos constan de elementos flexibles que llevan diferentes tipos de accesorios de limpieza (cepillos, escariadores, etc.) que se introducen en los tubos y pueden ser accionados tanto hidráulica como neumáticamente. Para especificarlos es preciso conocer: 1. 2. 3. 4. 5.

Diámetro interior de los tubos a limpiar. De qué tipo de servo fluido disponemos para el accionamiento de la turbina? Los tubos son rectos o curvos? En este último caso hay que conocer el radio de curvatura de los mismos. Qué tipo de incrustación tenemos que eliminar y qué espesor tiene?

Estas herramientas llevan trépanos de diferentes materiales y acoples cardánicos que permiten lograr la flexibilidad necesaria que se precisa en los tubos curvos que son la gran mayoría. Los trépanos pueden ser de acero o fundición con insertos de carburos para manejar incrustaciones duras Estos limpiadores tienen la posibilidad de hacer la limpieza en húmedo inyectando agua que arrastra los depósitos formados hacia el lugar de recolección con lo que favorece la extracción de los mismos. Los elementos de limpieza se presentan en diámetros hasta 5”, de modo que se pueden usar sin problemas en los tubos habitualmente empleados En las figuras siguientes vemos los distintos tipos de elementos limpiatubos

Figura Nº32 - herramientas y accesorios limpiatubos

630

21.16 DISPOSITIVOS DE ALIVIO DE PRESION Una de las actividades esenciales del mantenimiento relacionada con la seguridad operativa, es la atención de las válvulas de seguridad de la caldera para protección contra sobrepresiones. Estas válvulas se dimensionan, instalan y ensayan conforme a la sección I del código ASME (Partes PG-67 a PG-73) y al código de ensayo de performance ASME PTC 25 [54]. Según el código las válvulas permitidas deben cumplir con lo siguiente 

Las válvulas de alivio de presión permitidas por la Sección I, partes (PG-73.1) pueden ser: válvula de seguridad de resorte cargado directo, válvula de seguridad y alivio de resorte cargado directo y válvulas de alivio de presión operada por piloto



Las válvulas de alivio accionada por potencia (actuadores) sólo deben usarse para las aplicaciones especificadas en PG-67.4.1



No deben usarse válvulas de seguridad o alivio de contrapeso o de palanca y contrapeso



Todas las válvulas deben construirse de manera tal que la falla de cualquier parte no pueda obstruir la descarga total y libre del vapor y agua desde la válvula

Figura Nº33 - válvulas de seguridad



Las válvulas de alivio de presión deben tener un asiento inclinado en cualquier ángulo, entre 45 y 90º inclusive, con respecto a la línea de centro

631 

Cada válvula debe tener un dispositivo de apertura sustancial para verificar que el disco se encuentra libre, lo cual puede verificarse cuando la presión sea de al menos el 75% de la presión de ajuste (accionamiento a palanca)

Con relación a la capacidad de alivio de las válvulas tenemos: 

La capacidad de alivio de presión de las válvulas del domo de la caldera no podrán ser menores al 75% de la capacidad máxima de generación de vapor de la caldera, esto es: 



Cd =  Cj > 75% Cmáx (kg/h)

Para el caso de un domo con dos válvulas de seguridad, la capacidad de la válvula más pequeña debe ser igual o mayor al 50% de la capacidad de la válvula más grande 



Cd = C1 + C2 > 75% Cmáx; C1  50% C2

El economizador debe tener una o más válvula de alivio de presión con una capacidad total (kgmáx/h), calculada a partir de la máxima absorción de calor esperada, determinada por el fabricante (Btu/h/1000) o (Watt / 646)



Los dispositivos de alivio del economizador deben regularse a la MWAP del economizador



El sobrecalentador (PG-68) debe tener una o más válvula de alivio de presión entre la salida del mismo y la primera válvula de corte



Todas las calderas cuyas superficies de calefacción Sb ≤ 46 m2 llevarán una sola válvula de seguridad



Si Sb > 46 m2 y el flujo de vapor superior a los 1800 kg/h serán necesarias dos o más válvulas de seguridad



La capacidad de la o las válvulas serán como mínimo igual a la máxima capacidad de generación de vapor del equipo y bajo ningún caso deben permitir que la presión sea > 6% de la máxima presión de trabajo del equipo (MAWP)



La máxima presión de seteo de las válvulas no podrá exceder el 3% de la MAWP



Una o más válvulas de alivio deben regularse a la MAWP o por debajo de esta



La capacidad mínima de alivio de las válvulas (Cmín) debe ser > Cmáx de evaporación a la MAWP de la caldera, para lo cual el fabricante debe garantizar:

 Sistema de control que regule cualquier alimentación auxiliar de combustible a la fuente principal de calor

632  Sistema de control que disminuya la entrada total de calor a la caldera (combustible)  Sistema de control que dispare la entrada de calor si la presión alcanza el 106% de la MAWP de la caldera El dimensionado de una válvula de seguridad consiste de un cálculo termodinámico que pasa por determinar la sección crítica (mínima) de la tobera de expansión. Con este valor, podremos encontrar en función de las condiciones operativas, el tamaño de tobera normalizada por ASME y su capacidad de alivio establecida según ensayos de performance bajo ASME PTC 25-2008. En la tabla siguiente encontramos las designaciones de las toberas normalizada por ASME y la sección crítica de las mismas

Figura Nº34 - secciones normalizadas de toberas ASME

Para flujo de vapor con 3% de sobrepresión, la sección mínima requerida en la tobera de la válvula de seguridad se calcula con la ecuación empírica de Napier

Amín =

𝑊 5.25.𝑃1𝐾.𝐾𝑠ℎ.𝐾𝑛

 Amín: área mínima de descarga en [mm2]  W: capacidad de alivio [kg/h]  K: coeficiente efectivo de descarga [0.8 - 0.90]

633  P1: presión absoluta de alivio MPA = presión trabajo + sobrepresión (3%) + presión atmosférica  Ksh: factor de corrección por sobrecalentamiento del vapor (Ksh =1.0 para vapor saturado)  Kn: coeficiente de corrección para vapor saturado seco a presiones entre 10.34 MPa y 22.06 Mpa

Ejemplo N°5: supongamos tener una caldera que opera bajo las siguientes condiciones:  Carga máxima continua (MCR): 70 ton/h  Carga pico: 10% MCR: 77 ton/h  Presión de diseño (pd): 52 bar  Presión de trabajo: 45 bar (domo)  Temperatura de trabajo: 450ºC  Presión salida sobrecalentador: 43 bar  Superficie de calefacción caldera (Sb): 710 m2  Pérdida de carga en el sobrecalentador: 2 bar Para el cálculo debemos usar el catálogo de cualquier fabricante autorizado con el código V para sus válvulas. Como Sb > 47 m2 y MCR > 1800 kg/h, adoptaremos dos válvulas de igual tamaño para el domo y una válvula para el sobrecalentador, conforme a ASME I 1. Predimensionado de las válvulas de seguridad del domo y el sobrecalentador  capacidad válvulas domo > 75% capacidad máxima  C > 77.000 x 0.75 = 57.750 kg/h  Domo: dos válvulas de Cd = 28.875 kg/h cada una  Sobrecalentador: Csob = 77.000 – 57.750 = 19.259 kg/h

2. Cálculo de la presión de seteo de las válvulas  Presión de seteo 1º válvula domo (low set): Pls = pd = 52 bar  Presión de seteo 2º válvula domo (high set – 3%):  Phs = 1,03x52 = 53,6 bar  Presión de seteo válvula del sobrecalentador:  Psob = pd - p = 52 – 2 = 50 bar

634 3. Sección mínima requerida en la tobera  P1 = 45 +1 + 45x.0.03 = 47.35 bar = 4.735 Mpa  K = 0.90 vapor  Ksh =1.0 para vapor saturado y Ksh = 0.95 sobrecalentado  Kn = 1  W = Cd = 28.875 kg / h  Sección necesaria en el domo: Amín = 28.875 / 5.25 x 4.735x0.90 = 1291 mm2  Sección adoptada según tabla de toberas ASME: K = 13.79 cm2 (domo)  Sección necesaria en el sobrecalentador: Amín = 19.259 / 5.25 x 4.4x0.90x0.95  Amín = 975 mm2 = 9.75 cm2  Sección adoptada según tabla ASME: J = 9.65. cm2 (sobrecalentador)

4. Capacidad de alivio de las válvulas del domo (según catálogo)  Capacidad alivio 1º válvula domo con tobera K = 29.902 kg/h a (low set)  Capacidad alivio 2º válvula domo con K = 30.679 kg/h a (high set)  Capacidad conjunta de alivio en el domo: 29.902 + 30.679 = 60.581 kg/h  (60.581/ 77.000)100 = 78.67% - ok > 75% requerido 5. Capacidad de alivio de la válvula del sobrecalentador  Csob = 77.000 - 60.581 = 16.419 kg/h  Capacidad con orificio de tobera J = 17.044 kg/h (del catálogo)  Csob (J) = 17.044 kg/h > 16.419 ok

6. Capacidad total de alivio: 29.902 + 30.679 + 17.044 = 77.625 kg/h > Cmáx 7. Resumen de los cálculos y selección  Domo: se montarán 2 válvulas 3”x K x 4”  Sobrecalentador: se montará 1 válvula de 21/2”x J x 4”

Un aspecto que es esencial en la calibración y control de funcionamiento de las válvulas son los valores de seteo de las presiones de alivio, blowdown y acumulación. El diagrama de operaciones de seteo de las válvulas indicado en la figura siguiente muestra los siguientes valores  Seteo de alta  Seteo de baja

635  Sobrepresión máxima permitida para válvulas múltiples

Figura Nº35 - diagrama de presiones de seteo según ASME I

Estos dispositivos se dispararán mensualmente en forma manual y al menos una vez por año deben ser mantenidas preventivamente. Luego de su mantención deberá probarse y certificarse las presiones de seteo

21.17 SOPLADORES DE HOLLIN Los sopladores de hollín son elementos esenciales en las calderas de bagazo dada la formación y transporte de cenizas volantes a través del equipo. Las cenizas y sus efectos sobre la transferencia de calor, el creep, corrosión y erosión de los tubos y demás partes de la caldera, muestran la clara necesidad de eliminarlas a medida que se van acumulando. Las cenizas además de los efectos citados, tienen una gran influencia sobre la emisividad del hogar, que como ya vimos está dada por la emisividad de la pared metálica de los tubos y la emisividad de las cenizas, es decir que ellas tienen un efecto muy

636 importante sobre la absorción de calor radiante, por ello la eliminación del hogar es esencial. A pesar de esto la mayoría de los equipos no está provisto de sopladores en el hogar Para lograr la eliminación de las cenizas se usan los sopladores. Hay básicamente dos tipos: 1) rotativos fijos que están presentes en la mayoría de las calderas tradicionales, con accionamiento manual a cadena o eléctrico. En estos equipos la lanza que dispone las toberas de soplado está localizada dentro del área de limpieza en forma permanente y dotada de movimiento de rotación y 2) retráctiles rotativos, presentes en las modernas calderas, que consta de una lanza retráctil y con movimiento rotativo también. La lanza se ubica fuera de la caldera en el período no operativo

Figura Nº36 - tipos de sopladores

Como fluido limpiador puede utilizarse agua a presión, aire comprimido, vapor saturado o sobrecalentado. En los sopladores con vapor se genera la expansión supersónica del mismo dando lugar a una corriente de elevada energía cinética que se transforma en presión al impactar sobre las capas de cenizas produciendo su desplazamiento y pulverización. La figura siguiente muestra el consumo de vapor de sopladores fijos La eficiencia de un soplador, esto es, su aptitud para eliminar las cenizas sobre los tubos depende de tres parámetros: de la resistencia mecánica de las cenizas a su desintegración (Sc), de la resistencia de adhesión a la pared (Sa) y de la tensión de impacto creada por el jet de vapor (Sj) que sale de la tobera del soplador [55],[56]. Las siguientes figuras muestran los dos mecanismos de remoción de las cenizas

637

Figura Nº37 – consumo vapor sopladores fijos según API RP 538

La resistencia mecánica de las cenizas (Sc) a su vez dependerá de su composición, morfología y de la temperatura de los gases. Esto ha permitido identificar dos mecanismos de remoción de cenizas: por desunión y por fractura frágil. Para que la limpieza tenga lugar la presión dinámica o pico de presión de impacto (PIP) debe ser mayor a la resistencia mecánica de rotura de las cenizas (Sc), esto es: PIP ≥ 2 Sc Un interesante estudio sobre la formación de cenizas en calderas de carbón ha sido realizado por Kalisz y Pronobis [57], quienes determinaron en sus experiencias que la formación de cenizas depende de los siguientes parámetros: 1. 2. 3. 4.

Paso lateral y longitudinal de los tubos: P1 = S1 / D y P2 = D2 / D Diámetro relativo del tubo: D / Dc Velocidad relativa del flujo de gases en el haz (w / wc) Distribución relativa de tamaño de partículas: R0.03 / R0.03c (siendo R0.03 el % de partículas mayores a 30 m) 5. Temperatura relativa del flujo de gases en el haz. (T / Tc) 6. Composición química de las cenizas volantes dadas por la relación ácido / base, cm = A / B A partir de estos parámetros define la altura máxima de cenizas sobre el tubo y dada por la ecuación siguiente:

 = 9.01x P1-1.723 x (w / wc)0.744 x (R0.03 / R0.03c)0.319 x (T / Tc) 0.249

638

Figura Nº38 - mecanismos de limpieza según TAPPI

Estas relaciones permiten determinar el número efectivo de transferencia de calor (), a partir del coeficiente total de transmisión de calor (K) y del coeficiente de convección (K1) con el grado de ensuciamiento y dado por las ecuaciones siguientes: K = . K1

 = 0.46x P2 -0.111 x (w / wc)0.056 x (R0.03 / R0.03c)0.09 x (T / Tc) -0.138 x cm-0.394 Entonces calculando los números efectivos de transferencia de calor para dos instantes diferentes, se puede determinar el tiempo necesario entre soplados sucesivos. Según este trabajo el ensuciamiento de los tubos puede ser caracterizado por los modelos mostrados en la siguiente figura

Figura Nº39 - modelos de ensuciamiento por cenizas según Kalisz

639 Desde el punto de vista constructivo y del mantenimiento de los sopladores, el elemento más importante es la lanza donde van alojadas las toberas de vapor. Estas lanzas se construyen en caños de 2” hasta 4”en Schedule 40 o 80 para operar entre 300 y 600 psi, con recorridos hasta 10 m y los materiales dependerán de las temperaturas de trabajo: Los materiales usuales son: Rango de temperaturas 20 – 482ºC 482 – 871ºC 871-1037ºC

Materiales según ASTM A213- T11 o A335-P5 A269- TP 304, A312 TP-304 A269- TP 309 / 310 / 317

Figura Nº40 - aceros para lanza de sopladores

Para las toberas de la lanza el material deberá ser como mínimo del tipo ASTM A240TP 310 o equivalente. Uno de los aspectos más importantes en el caso de los sopladores fijos, es el tema de los soportes, que si no son adecuadamente mantenidos estos sufren deformaciones que alteran su alineación respecto del banco de tubos y al soplar pueden ocasionar la erosión de los mismos Con relación a la ubicación de los sopladores, estos deben ser ubicados en todas las superficies de calefacción afectadas por las cenizas, es decir deben ir colocados en el hogar, banco de convección y equipos de recuperación de calor. Las calderas antiguas están provistas generalmente de sopladores fijos rotativos en el sobrecalentador y el haz convectivo y mientras que en las modernas se colocan sopladores retráctiles en la zona del sobrecalentador y sopladores fijos en el haz convectivo, economizador y calentador de aire según el diseño de cada fabricante. La cantidad de sopladores depende del diseño de la caldera del fabricante, pero en la calderas antiguas se puede encontrar dos (2) en el sobrecalentador y cuatro (4) en el haz convectivo, todos fijos. En la calderas modernas se puede encontrar dos (2) sopladores retráctiles en el sobrecalentador, cuatro (4) fijos en el haz convectivo y un número similar en el economizador y calentador de aire En el soplado puede usarse vapor saturado o sobrecalentado, aunque con el primero existe la posibilidad concreta de erosionar los tubos debido a la humedad que acompaña al vapor. Con vapor sobrecalentado se puede tener vapor seco en la expansión de la tobera y se evita así este proceso de desgaste El ciclo de soplado, con su consumo de vapor, duración y modalidad de ejecución, es una operación que debe ser cuidadosamente evaluada ya que si bien tiene un propósito operativo muy claro, energéticamente puede ser muy ineficiente, atento a que estamos expandiendo a la presión en el circuito de gases, vapor de alto contenido exergético. Habrá que evaluar la pérdida de exergía de cada proceso de soplado y contrastarla con los beneficios obtenidos

640

Figura Nº41 - Ubicación de sopladores fijos en haz convectivo

Respecto a la operación y regulación, las calderas modernas vienen equipadas con sistemas de control que mediante PLC comanda el funcionamiento, tiempo de soplado, velocidad de avance, entrada en operación y parada sobre la base de distintos parámetros medidos, tales como temperaturas de ingreso y egreso del área, producción de vapor, etc. Existen también cámaras de video e inspección que se pueden colocar en el hogar y otros sectores para monitoreo del ensuciamiento

21.18 REPARACION DE DOMOS Las puestas en marcha y paradas de la caldera, originan ciclos de calentamiento y enfriamiento del metal que producen fatiga en el largo plazo. El domo, además de ser el componente más costoso de la caldera, es el más rígido y por ende el más estresado mecánica y térmicamente A veces en las puestas en marcha o paradas rápidas los procesos de calentamiento y enfriamiento generan tensiones en las paredes del domo ocasionando fisuras. Las figuras ilustran esta situación [66], [67], [68]

641

Figura N°42 - fisuras en domos inferiores

La rotura de domos es una situación extrema que además de requerir una parada larga, exige un análisis de situación correcta para poder evaluar el tipo de reparación a efectuar. Estas reparaciones queda claro que se tratan de soluciones provisorias y que de ninguna manera pueden ser interpretadas como definitivas Spinelli cita un caso de reparación de fisuras pasantes en el domo inferior de una caldera de una central térmica, en la que mediante procesos de soldadura asistida por ensayos no destructivos y tratamiento térmico post-soldadura, consigue una reparación adecuada que permite poner en operación el equipo nuevamente [69] En esta reparación mediante el uso de partículas magnéticas fluorescentes se pone en evidencia la existencia de 36 fisuras pasantes ubicadas en la zona central del domo, las que deberán ser reparadas. En la reparación se tomaron muestras de metal para replicas metalográficas y se complementó con un análisis de fisuras (profundidad) mediante técnicas de ultrasonido Phased Array y Scan A Conociendo entonces la ubicación de las fisuras y la profundidad de ellas se podrá diseñar el procedimiento de soldadura para su reparación. Para la prueba hidráulica se colocaron sensores a lo largo del domo para monitoreo de la soldadura mediante emisión acústica

642

Figura N°43 – Partículas magnéticas fluorescente y Phased Array

21.19 MANTENIMIENTO PREDICTIVO EQUIPOS ROTANTES Las bombas de agua de alimentación y los ventiladores de aire forzado (VTF) y tiro inducido (VTI) son los equipos rotantes más importantes vinculados a la operación de la caldera, son pues equipos críticos. De estos equipos el ventilador de tiro inducido es el más propenso a desarrollar vibraciones en virtud de la pérdida de masa que ocasiona la erosión y que provoca el desbalanceo del rotor. Según EPRI el 2% de las paradas de centrales térmicas en USA están provocadas por fallas en el VTI Un buen programa de mantenimiento de estos equipos y de sus motores de accionamiento debe contemplar la medición y el seguimiento de los parámetros siguientes    

Nivel de vibraciones (velocidad, desplazamiento y aceleración) Control de balanceo dinámico Control de alineación Control de temperaturas de rodamientos mediante termografía infrarroja o termómetros de contacto  Control de contaminantes en lubricantes  Inspección mediante lámparas estroboscópicas  Consumo de energía Las mediciones de vibraciones y temperatura se pueden hacer en forma continua mediante sensores de monitoreo continuo o en forma manual bajo cierta frecuencia. A su vez los ventiladores y bombas podrán ser accionados mediante acople directo por turbina, motor eléctrico o mediante mando por correas.

643

El eje podrá estar apoyado sobre rodamientos o cojinetes de fricción y tendrá un numero de palas o alabes determinado. Todos estos elementos influirán en el análisis de vibraciones dando oscilaciones de diferentes frecuencias. Se tendrá así problemas de baja y alta frecuencia que deberán ser correctamente analizados e interpretados El nivel de vibraciones aceptables en las bombas está fijado por varias normas y entre las más difundidas tenemos a [70],[71]:  Hydraulic Institute (HI): 9.6.4: Centrifugal and Vertical Pumps - Vibration Measurements and Allowable Values  ISO 10816-3-2009: Mechanical vibration — Evaluation of machine vibration by measurements on non-rotating parts Part 1/2/3  Europumps Nº1-July 2013: Pump Vibration Standard Guideline

Figura N°44– niveles de vibraciones aceptables en bombas según STD ISO

Para el caso de los ventiladores el nivel de vibraciones aceptables está dado por los estándares siguientes [72],[73],[74]:  ISO 14694-2003: Industrials Fans – Specifications for Balance Quality and Vibrations Levels  ANSI / AMCA: Standard 204-05 - for Balance Quality and Vibrations Levels for Fan Los estándares de AMCA (Air Movement and Control Association) son los más usados para las especificaciones y ensayos de ventiladores para calderas, de modo que tomaremos sus recomendaciones en todo lo relacionado con estos equipos. Los

644 ventiladores para uso en instalaciones térmicas y de generación de energía se agrupan bajo las designaciones  BV-3 para potencia de mando  298 kW  BV-4 para potencia de mando  298 kW

Figura N°45 – niveles de vibraciones aceptables en ventiladores según AMCA

21.20 CONSERVACION EN LA INTERZAFRA (LAY UP) Dependiendo de la región los ingenios operan entre 5-8 meses de zafra, es decir las calderas estarán fuera de servicio un largo tiempo, excepto aquellas que quedan en operación para la destilería o cogenerando. No obstante esto, habrá unidades que quedarán sin operar hasta la zafra siguiente Dependiendo del tiempo de inactividad de las calderas este se puede clasificar de dos formas, como:  Corta duración (short- term): comprende a períodos  30 días  Larga duración (long- term): abarca a períodos  30 días

645 Estando las calderas fuera de operación y por varios meses, la acción del oxígeno y de la humedad, pueden generar procesos corrosivos de las diferentes partes y es por ello la necesidad de proteger los mismos. Los procedimientos para conservación de las calderas (Lay-Up) están descritos en el estándar de ASME [58]:  CRTD-Vol.66: Consensus fo the Lay-UP of Boilers, Turbine, Turbine Condensers and Auxiliary Equipment Aquí se describen dos métodos de conservación conocidos como procedimiento seco y húmedo respectivamente. La elección de uno u otro método dependerá de los tiempos disponibles y necesidad de uso de los equipos. Por ejemplo, la posibilidad de congelamiento del agua hace que el método seco sea excluyente. En las calderas modernas de gran capacidad se usan métodos combinados con el auxilio de un gas inerte (nitrógeno) que desplace el oxígeno Método de protección húmedo: consiste en llenar la caldera con agua tratada caliente, pudiendo ser agua desaireada y desmineralizada o condensado pulido de alta calidad, más el agregado de inhibidores de corrosión. Para calderas de baja presión que no tienen sobrecalentador o tienen sobrecalentadores drenables se puede usar compuestos inorgánicos no volátiles como el sulfito de sodio como secuestrante de oxígeno En calderas de mediana y alta presión se usan compuestos orgánicos volátiles. En las calderas de media presión (hasta ~ 60 kg/cm²) normalmente se utiliza hidracina (N H ) y 2

4

amoníaco (NH ) manteniendo en la caldera la siguiente condición, mínimo 200 ppm de 3

hidracina y 10 ppm de amonio, para permanecer un pH entre 9,5 y 10,5. Deberá implementarse un sistema de control para asegurar la mantención de estos parámetros y reponer producto cuando sea necesario. Para llenar con agua, debemos mantener todas las válvulas de descarga o purga de la caldera cerrada, excepto las válvulas de ventilación que serán cerradas a medida que el agua rebalse por las mismas, debiendo mantenerse cerradas todo el tiempo de conservación (preservación) de la caldera. Para homogeneizar la solución y permitir su distribución a través de todas las partes, un pequeño fuego puede ayudar a mejorar la convección o bien presurizar con ayuda de nitrógeno a través de alguna conexión. Esto último ayudará a expulsar durante en venteo el aire acumulado. Método de protección en seco: una vez que la caldera ha sido drenada completamente, se procederá a su inspección y limpieza de todas las partes a presión,: domos, colectores, tubos, etc., para luego ser secadas mediante un pequeño fuego en el hogar que proporcione gases calientes

646 Completado esto y enfriada se procederá a colocar los materiales absorbentes de humedad y cerrarla herméticamente. Como materiales absorbentes se puede usar sílica gel, cal viva (Oca) o alúmina activada. Las cantidades aproximadas necesarias son: 

Sílica gel: 8 kg / 3000 litros de agua en la caldera



Cal viva: 3.2 kg / 3000 litros de agua en la caldera

Figura Nº46 - Productos químicos para Lay-Up según ASME

La sílica-gel normalmente es suministrada con un indicador de color (CoCl2), que se altera de rosa pálido para azul cobalto, de acuerdo al aumento de saturación. Estos disecantes deberán ser reemplazados periódicamente a medida que se vayan saturando de humedad Otro procedimiento de protección en seco, consiste en repetir las operaciones de drenaje, limpieza y secado completamente como sea posible con aire. Hecho esto, se procede a cerrar la caldera (entradas de hombre, conexiones, etc.) y a llenar y purgar el equipo con nitrógeno, hasta dejarlo ligeramente presurizado (5 psi). De esta forma se impide el ingreso de aire y el nitrógeno crea la atmósfera inerte. Este procedimiento se usa cuando los tiempos de parada son largos

647 Cada ingenio y en función de sus tiempos de parada y necesidades de inspección y mantenimiento de las calderas elegirá uno u otro procedimiento. Así, el método húmedo se usa cuando los tiempos de parada son cortos y se desea la disponibilidad de la caldera en breve plazo, mientras que cuando los tiempos son largos se usa el procedimiento seco Todas las partes del lado de los gases necesitan también ser protegidas del aire, oxígeno y humedad que, en contacto con el metal y los residuos de cenizas, pueden generar corrosión. Con el equipo frío y con agua por debajo de los 60ºC deberá lavarse y drenarse todos los residuos de cenizas y partículas acumuladas sobre las superficies metálicas de tubos, economizador, calentador, de aire y ventiladores de tiro inducido. Luego se secará mediante lámparas eléctricas o resistencia, aire caliente o bien algún material disecante tal como cal viva a razón de 14 kg / 50 m2 de superficie a proteger. Se colocarán bandejas con cal adecuadamente distribuidas y se monitorearán semanalmente. Hecho esto se cerrará todos los accesos

21.21 LIMPIEZA QUIMICA Independientemente del tipo de tratamiento de agua usado, los tubos de la caldera sufren un proceso de ensuciamiento proveniente principalmente de la formación de magnetita (Fe3O4) que, se produce por reacción del hierro con el vapor a alta temperatura. Esta capa en pequeños espesores es útil ya que previene de los procesos corrosivos Cuando la capa de magnetita crece y se incorporan además otros componentes químicos como incrustaciones, este material se comporta como una capa aislante de baja conductividad térmica que dificulta la transferencia de calor aumentando la temperatura de la pared metálica y favoreciendo el proceso de sobrecalentamiento y rotura por creep Para evitar este problema que reduce la eficiencia de la caldera y la vida útil de los tubos, se hace necesario una limpieza química interna. Los criterios para definir cuándo una limpieza es necesaria se basan en el espesor de la capa incrustante y la composición química de las mismas, para lo cual debe efectuarse un muestreo Babcok Wilcox presenta una tabla de guía acerca de cuándo se hace preciso efectuar la limpieza química, pero aclara que estos valores pueden cambiar de un diseño de equipo a otro [59]. El estándar alemán VGB-R-513e fija como valor máximo permitido una densidad de depósitos de 100 g/m2, valor a partir del cual se hace necesario una limpieza química ácida

648

Presión de trabajo - PSI

 1000 1000-2000, incluyendo calderas de recuperación y de desechos  2000 Depósitos removidos según ASTM D3483

Peso de depósitos gramos / pie cuadrado

20 – 40 g / ft2 12 – 20 g/ ft2 10 – 12 g / ft2

Figura Nº 46 - Guía para limpieza química según Babcok Wilcox

La limpieza química consiste de la combinación entre las siguientes etapas  Limpieza mecánica  Flushing con agua  Tratamiento alcalino  Limpieza con solvente  Neutralización y pasivado Este proceso de limpieza debe ser conducido por un especialista y realizado en forma cuidadosa ya que una mala distribución del producto puede generar zonas de ataque químico y dar lugar a la aparición de fugas en los tubos por corrosión después del lavado químico Durante la limpieza química se pueden usar equipos especiales de bombeo para la circulación o bien efectuarla mediante la inyección de nitrógeno a presión que ayuda a la circulación del producto. Como productos para el lavado se puede usar ácidos inorgánicos (clorhídrico, nítrico, etc.), ácidos orgánicos (cítrico, fórmico), como agente quelante (EDTA), como agentes alcalinos (hidracina, amoníaco) y un conjunto de inhibidores de corrosión, etc. [60]

21.22 REFERENCIAS 1. French David - Metallurgical Failures in Fossil Fired Boilers. Edit. John Wiley & Sons, 1993 2. Port Robert – The Nalco guide to boiler failure analysis. Edit.McGraw Hill, 1991 3. EPRI – Inherently Reliable Boiler Component Design. Report 1004324, March 2003. USA 4. EPRI-Field Guide for Boiler Tube Failures. Report Nº1017471, December 2009

649 5. EPRI – Failure and Inspections of Fossil Fired Boiler Tube. Report Cd 3272, December 1983 6. K.B.Mcintyre – A review of the common causes of boiler failure in the sugar industry. Proceedings of South African Sug. Technol. Ass (2002) 76 7. Silva Lora et.al – Failures in steam bagasse boilers. ISJ, 1994. Vol.96, Nº1146 8.

Ney Prieto Peres – Implicações na caldeira com a utilização de pahla. Seminario STAB, 2013. Brasil

9. ASME RAM-1-2013: Reliability, Availability and Maintainability of Equipment and Systems in Power Plant, 2013 – Published by ASME, NY 10. ASME PTB 2-2009: Guide to Life Cycle Management of Pressure Equipment Integrity - Published by ASME, NY 11. ASME Sección VII: Guías recomendadas para el cuidado de calderas de potencia. Published by ASME, NY, 2010 12. National Board Inspection Code (NBIC), Part:3: Reparaciones y alteraciones, 2007, USA 13. ASME Sección IX - Calificaciones de soldadura y soldadura brazing 14. ASME Sección V: Exanimación No Destructiva. Published by ASME, NY, 2010 15. ASME B31.1: Cañerías de potencia. Published by ASME, NY, 2010 16. EPRI 1012194: Guideline for the Nondestructive Examination of Boilers, 2007 17. EPRI 1017471: Field Guide for Boiler Tube Failures, 2009 18. American Society for Nondestructive Testing (ASNT): Práctica Recomendada SNTTC-1A 19. ASME PCC2: Reparación de equipos a presión y cañerías. Edit. ASME, 2011 20. API 579-1 / ASME FFS-1: Fitness for Service, 2th. Edit. API,2007 21. API 580-RP: Inspección basada en riesgo. Edit.API, 2002 22. Acuña Cristian – Procedimientos de inspecciones y ensayos no destructivos. disponible en ww.akurends.com.ar 23. Castro Mora Javier – Operación y mantenimiento de calderas. Edit. Universidad Nacional de Colombia, Bogotá 2002 24. EPRI-NDT Guidelines for Fossil Power Plants. Report Nº TR-108450, 1997 25. EPRI – Fossil-Fired Boiler Tube Inspection. Vol.1: NDT Guideline. Report Nº4633, 1986 26. Singer Joseph - Combustion fossil power. Edit. Combustion Engineering,1991 27. Rayaprolu Kumar - Boilers for power and process. Edit. CRC, 2009

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652 66. EPRI - Investigation of Cracking in Fossil Boiler Drums-Finite-Element and Fracture Mechanics Analyses. Report Nº 1011916, 2005 67. EPRI - Investigation of Cracking in a Fossil Natural Circulation Boiler Drum. Report Nº 1013268, 2006 – USA 68. Tielsch Helmut - Failures and Repairs of Headers and Drums in Fossil Fired BoilerASME Conference on PVP, Honolulu – Hawai, 1995 69. Spinelli Norberto: reparaciones de rotura de domos en calderas. Disponible en www.calderasyrecipientes.com 70. HI: 9.6.4 - Centrifugal and Vertical Pumps - Vibration Measurements and Allowable Values 71. ISO 10816-3-2009: Mechanical vibration — Evaluation of machine vibration by measurements on non rotating parts Part 1/2/3 72. ISO 14694-2003: Industrials Fans – Specifications for Balance Quality and Vibrations Levels 73. ANSI / AMCA: Standard 204-05 - for Balance Quality and Vibrations Levels for Fan. Edit by AMCA, 2005, USA 74. AMCA: Standard 201-2 – Fans and Systems. Edit by AMCA, 2007, USA 75. National Board Inspection Code (NBIC), NB23- Parte 3-2011, Repairs and Alterations. Edit.NBI, USA 2011

21.23 WEBSITE  www.caldema.com.br  www.codistil.com.br  www.engevap.com.br  www.thermaxindia.com  www.simisa.com.br

 www.sermatec.com.br  www.babcok.com  www.babcokpower.com  www.nationalboard.org  www.epri.com  www.asme.org

653  www.abma.com  www.flyash.info  www.assct.com.au  www.intecndt.com.ar  www.asnt.org  www.bindt.org

 www.gemeasurement.com  www.nalco.com

654

22. MONTAJE DE CALDERAS El desarrollo creciente de la cogeneración impulsó la adquisición de nuevas calderas o a repotenciar las existentes a través de procesos de retrofit. Esto trajo aparejado la necesidad de desmontar equipos existentes o partes de ellos y montar equipos nuevos El montaje de una caldera es una parte importante de la inversión cuando se adquiere un equipo nuevo e igualmente, un gasto no despreciable, cuando debe desmontarse un equipo obsoleto. Para el caso de un equipo nuevo, el montaje es una fase crítica del ensamblaje y entrega final del equipo listo para operar 1] El montaje, dependiendo de la distancia del ingenio al proveedor y de lo que el cliente desee y contrate, puede admitir varias opciones, entre ellas: a) Montaje con mano de obra propia b) Montaje con mano propia y de terceros c) Montaje a través de terceros contratados por el cliente d) Montaje a cargo del fabricante del equipo e) Montaje a través de terceros contratados por el proveedor de equipo Generalmente las opciones (c y e) suelen ser las más empleadas. Por la importancia del asunto, es esencial que quienes participen tengan una vasta experiencia, además de contar con un sistema de aseguramiento de la calidad para sus procesos, pues en esta etapa pueden introducirse errores que pueden originar fallas en cualquiera de los componentes conectados, sean estructurales o especialmente en las partes a presión Fallas en las soldaduras, desalineado, tensiones residuales, inadecuado tratamiento térmico, golpes, montajes forzados, etc. son algunos de los múltiples problemas que se pueden generar en el montaje y que pueden dar origen a fallas prematuras. De aquí que los procedimientos a usarse en cada fase deben ser muy claros y con parámetros de control precisos de modo que la fase de comisionado del equipo se vea facilitada

22.1 ORGANIZACIÓN DEL MONTAJE La erección del equipo requiere de una planificación cuidadosa no sólo por los costos que su demora implica, sino también para evitar improvisaciones que pueden dar lugar a problemas futuros y mayores costos. La planificación exige el uso de herramientas de programación tales como el Diagrama de Gantt, Camino Crítico de Pert o el Método de Roy. Exige también de una gestión de la obra que puede incluir herramientas de gerenciamiento de proyectos tales como las del

655 PMI (Project Management Institute) y su conocida Guía PMBOK 2],3],4],5]. Estas herramientas a su vez pueden ser auxiliadas con herramientas computacionales tales como el Project de Microsoft u otros similares 6] La planificación define las operaciones, los recursos (económicos, materiales y humanos) y el tiempo empleado en cada una de ellas, es decir, tiene un comienzo y fin de actividades. Cada una de estas fases se conoce como Ciclo de Vida, según la terminología del PMBOK. Con una herramienta computacional puede evaluarse el impacto o sensibilidad de cada fase respecto de las otras, sea el tiempo o los costos o bien al introducir recursos (herramientas, máquinas o dispositivos) que mejoren la productividad. Un proyecto en general involucra decisiones estratégicas que se caracterizan por su grado de irreversibilidad 7]. Las decisiones estratégicas son las de mayor compromiso porque involucran inversiones o desinversiones que comprometen los recursos de la compañía a largo plazo y que no pueden ser revertidas fácilmente. En todo proyecto, los ciclos de vida presentan características que son comunes, entre ellas:  Las fases son secuenciales y normalmente, están definidas por alguna forma de transferencia de información técnica o transferencia de componentes técnicos  El nivel de costos y de mano de obra es en el inicio generalmente bajo, alcanza su máximo en la etapa intermedia y luego decae hacia el final cuando se acerca su conclusión. La figura Nº1 ilustra este patrón

Figura Nº1 – variación de costos a lo largo del ciclo de vida (PMBOK)

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22.2 LA CURVA S DEL PROYECTO En la práctica, a partir del cronograma y del presupuesto inicial se elabora la llamada Curva S, que en la ordenada se llevan los recursos financieros proyectados de cada etapa y en la abscisa los tiempos demandados. A medida que se va desarrollando el proyecto, se va representando la curva real y sirve para comparar el desempeño actual versus el programado y tomar las acciones correctivas necesarias La Curva S Muestra cómo se va consumiendo los recursos en el tiempo. Queda claro que el gap entre ambas curvas es deseable sea cero. Todo proyecto tiene una triple restricción: alcance, tiempo y costos. La calidad de un proyecto queda definida por el equilibrio de estos tres factores. Un proyecto es de calidad cuando se cumple con el alcance fijado, en el tiempo y costos programados. Esta triple restricción puede asemejarse a un triángulo, cuya forma final, la calidad, no puede mantenerse, si uno de los lados cambia ya que afecta al menos uno de los otros dos. La gestión del proyecto también implica la gestión de riesgos e incertidumbres. La figura Nº2 muestra una curva S típica

Figura Nº2 – Curva S del proyecto

El costo de los cambios y / o correcciones de errores en el diseño o fabricación, es bajo en el inicio del proyecto y alto, a medida que avanza la ejecución del mismo. De aquí la importancia de poner todos los esfuerzos en la etapa inicial para definir con la menor incertidumbre posible todos los aspectos críticos. En la figura Nº3 se muestra este comportamiento

657 En esta etapa las actividades del control de calidad son esenciales para garantizar que los errores y desviaciones sean mínimos y que en ningún caso ni circunstancias puedan ser origen de alguna condición que afecte la integridad de las personas, el equipo e instalaciones en general. El control de calidad debe definir qué controlar, cómo, cuándo, con qué y por quien y registrar todos los eventos y datos emergentes de manera tal de garantizar la trazabilidad de cada componente. Estas herramientas de control se extenderán a todas las actividades de ingeniería realizadas (civiles, mecánicas, eléctricas, instrumentos, seguridad, otras)

Figura Nº3 - Influencia de los cambios sobre los costos del proyecto (PMBOK)

22.3 COMPOSICION DEL PESO DE UNA CALDERA Con todos estos elementos relativos al proyecto, su ejecución y control, pasaremos a ver los aspectos operativos que demanda el montaje de una caldera convencional con el propósito de ilustrar y dimensionar este trabajo. Por ejemplo, un generador de vapor de 100 ton/h de 32 bar y 400ºC provisto de calentador de aire, economizador y desaireador, pesa aproximadamente entre 550 y 650 ton que se distribuyen entre las distintas partes componentes según las siguientes figuras

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Figura Nº4. Composición del peso de una caldera

Figura Nº5 – Distribución del peso de la caldera

659 Con relación al tiempo de duración del montaje de una caldera de las características, citadas podemos decir que, si bien puede variar dentro de ciertos márgenes dependiendo de muchas variables, se puede estimar entre unos 9 a 11 meses de duración (270 y 330 días). En la figura siguiente se muestra un cronograma correspondiente al montaje de una caldera de bagazo ejecutado con Microsoft Project

Figura Nº6 – cronograma de montaje de la caldera

La planificación del proyecto debe definir claramente cada etapa, su duración y las secuencias en las que se irán dando, integrando las distintas especialidades que participan. Deberá definirse los indicadores claves de performance (KPI) de cada especialidad con los que se hará el seguimiento y verificación del grado de avance de la obra con su correspondiente nivel de productividad del trabajo Calidad, productividad y seguridad deben mantenerse de principio al fin del trabajo. Para ello se debe garantizar que toda la documentación necesaria ha sido emitida, revisada, corregida y por sobre todas las cosas entendida por las partes involucradas. Deberá contarse con las especificaciones técnicas de ingeniería, procedimientos de fabricación, inspección y control, planos, maquetas. El proceso de montaje se inicia con los trabajos civiles de construcción de las fundaciones para el equipo, para lo cual en la etapa del proyecto se han determinado

660 todos los datos relativos al peso total de los equipos (cargas estáticas permanentes y temporarias) y los datos relativos a las cargas dinámicas que solicitarán tanto a los equipos como estructuras en el lugar de emplazamiento de la caldera Con los datos del lugar donde estará montado el equipo, habrá que evaluar las cargas dinámicas provenientes de la acción del viento, nieve y de las cargas sísmicas, como así también, aquellas generadas durante el proceso de levantamiento y posicionamiento de las cargas en su lugar de trabajo. La actividad sísmica está presente en casi toda Latinoamérica y es por ello que cada país ha desarrollado normas de diseño sismoresistente como una medida indispensable para la mitigación del riesgo sísmico. La mayoría de estas normas tienen como objetivo fundamental proporcionar los requerimientos mínimos para diseñar estructuras que: ante sismos menores no sufran daños; con sismos moderados los daños se limiten a los elementos no estructurales y ante sismos fuertes se evite el colapso Estas normas en general se aplican para edificaciones urbanas e instalaciones industriales. Ejemplo de ellas son: 1. Norma Chilena NCh 2369-2002: Diseño sísmico de estructuras e instalaciones industriales 8] 2. Reglamento INPRES-CIRCOC 103: Normas Argentinas para construcciones sismoresistentes-1991. Revisión 2008, 9] En toda esta etapa se avanzará con la prefabricación modular de las distintas partes estructurales que se ensamblarán en obra y también de los distintos módulos de las partes a presión de la caldera que se montarán como tales, caso del domo, paredes de agua, paneles del sobrecalentador, etc. Esta modularización se puede hacer en obra o en el taller dependiendo del componente que se trate 1] Una parte esencial y crítica del montaje será la programación de los procesos de levantamiento de cargas (lifting) mediante grúas, aparejos o gatos hidráulicos (jack) que comprende 10],11],12]     

Planificación previa de las operaciones de levantamiento Entrenamiento de los operadores en levantamiento de carga Frecuencia de inspecciones y control de equipos y herramientas Monitoreo de las operaciones de levantamiento Reglamentaciones de seguridad internacionales y locales aplicables

En las figuras siguientes vemos las operaciones de levantamiento de módulos estructurales y la secuencia en la que se efectúa

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Figura Nº7 – levantamiento de estructura modular

En la figura próxima tenemos un ejemplo de izamiento del domo bajo dos técnicas diferentes; una usando grúas-aparejos y otra mediante gatos hidráulicos. A medida que crece la potencia a cogenerar, las unidades de mayor capacidad contienen equipos de gran peso que debe levantarse y manipularse para ubicarlos en su posición definitiva. Así para una caldera de gran potencia, un domo puede llegar a pesar entre 70 y 80 ton, es decir 3 a 4 veces el peso del domo de una caldera convencional Cuando las partes de presión han sido posicionadas en sus respectivos lugares y comprobadas las tolerancias con respecto a las distancias y alineación con las otras partes a unir, la etapa siguiente consistirá en los procedimientos de soldadura, tratamientos térmicos pos soldadura, inspecciones visuales y ensayos no destructivos para asegurar la calidad de las uniones, conforme a las especificaciones establecidas en el código ASME II-C, ASME IX y ASME V Completado esto se darán curso a los procedimientos de prueba hidráulica de las distintas partes que operan bajo presión bajo las especificaciones del código ASME I ó de otro código alternativo que se haya usado para el diseño y construcción tal como EN 12952-3 2003, 14]

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Figura Nº8 – técnicas de levantamiento del domo con grúas y aparejos

Figura Nº9 – Descomposición de fuerzas con la inclinación del domo

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. Figura Nº10 – Levantamiento del domo con gatos hidráulicos (jack)

Finalizada esta etapa se seguirán con el resto de las partes que no operan a presión con los controles pertinentes a esta clase de equipos, tal es el caso del precalentador de aire, ductos, tolvas, etc. De esta forma y cumpliendo a cabalidad el cronograma establecido (actividades, costos y tiempos) se irá avanzando hasta alistar el equipo para una primera prueba de funcionamiento, calibración, correcciones y puestas a punto. Es importante recordar cuales son las obligaciones del cliente a partir del momento que el equipo queda listo para su startup, pues vencido cierto plazo si no lo hace, el fabricante puede dar por aceptada la obra sin ejecutar el ensayo de performance. Es muy importante que los responsables de planta tengan conocimiento de los alcances del contrato comercial

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Figura Nº11 – Levantamiento de paredes de agua y sobrecalentador

Uno de los problemas que se enfrenta en los nuevos proyectos de cogeneración, es que algunos países no cuentan con fabricantes locales certificados por ASME (autorización y estampa), capaces de garantizar la construcción de las partes a presión bajo los requerimientos del código. Esta situación obliga al fabricante a subcontratar talleres de terceros de otros países más cercanos al cliente, que sí cumplan con este requerimiento, con el propósito de reducir los costos de fletes de envíos desde el taller hasta el ingenio Sin embargo, esto no debería ser un problema. Obviamente, es deseable encontrar en cada país talleres certificados por ASME pues de esta manera el fabricante podría proveer la ingeniería y subcontratar localmente la fabricación del equipo en su totalidad o de aquellas partes que considere conveniente, pues de otra manera transportar todos los componentes demandaría elevados costos y tiempo. Deberá el proveedor contratar el servicio de inspección de un tercero autorizado por ASME para actuar como parte no interesada y garantizar que se cumplen los procedimientos de fabricación y control conforme al código Un caso interesante de las bondades de contar con empresas certificadas bajo ASME, es la que describe Masters 13], que aunque no se trate de una caldera a bagazo y sea un equipo no comparable en muchos aspectos, vale el ejemplo. El caso es el siguiente: se trata de una central de energía de 500 MW ubicada en New York, USA que requiere dos calderas de recuperación de calor de gases (HRSG). El proyecto se completó de la siguiente forma:  El diseño y la ingeniería fue provista por una empresa canadiense  Las partes a presión (domos, colectores, tubos) fueron fabricadas con estampa ASME por empresas de USA, Malasia e Indonesia

665  Los materiales fueron provistos por empresas de Vietnam, USA y otros países  El ensamblado, montaje y prueba hidráulica fue realizado en México por una empresa ecuatoriana autorizada por ASME y luego enviada por barcaza a USA para su instalación en la central Es importante destacar que la caldera no necesariamente debe ser diseñada, construida y ensayada bajo el código ASME, pues bien podría darse el caso de proveedores europeos o a solicitud del cliente, que el equipo sea proyectado bajo los estándares europeos EN 12952-2003: Water tube boilers and auxiliary installations. Partes: 1 a 16 14]

22.4 REFERENCIAS 1. Steam, its generation and use, 41 editions, Stultz. & Kitto, Chapter 39. Published by Babcok Wilcox Company, USA, 2005 2. Investigación de Operaciones, Hamdy A.Taha, 7º edición. Editorial Pearson Educación, México 2003 3. Investigación de Operaciones, Wayne L.Winston, 4º edición. Editorial Thompson Editores, México 2005 4. Introducción a la Investigación de Operaciones, 8º edición. Hiller & Lieberman. Editorial McGraw Hill, México, 2006 5. A Guide to Project Management to Body of Knowledge (PMBOK Guide), 4º edition. Edit. PMI, USA-2008 6. Microsoft Project Professional, 2010 – Microsoft, USA 7. Evaluación de decisiones estratégicas, Ghemawat Pankaj y Patricio del Sol. Edit.Mc Graw Hill, 1999 8. Norma Chilena NCh 2369-2002: Diseño sísmico de estructuras e instalaciones industriales. Editado por el Instituto Nacional de Normalización, 2002- Chile 9. Reglamento INPRES-CIRCOC 103: Normas Argentinas para construcciones sismoresistentes-1991. Revisión 2008. Editado por el Instituto Nacional de Tecnología Industrial (INTI), Bs.As. Argentina, 2008 10. Bechtel Rigging Handbook, 2º edition. Edit. Bechtel Corporation, 2002-USA 11. Cranes. Design, Practices and Maintenance - Verschoof J. 2º edition. Edit. Professional Engineering Publishing. UK, 2002 12. Cranes and Derrick, Shapiro L.& Shapiro J., 4º edit. Edit.McGraw Hill, 2011

666 13. Con estampa o sin estampa, Marks Masters. Edit.HSB Global Standards 14. BS EN 12952-3:2003: Water tube boilers and auxiliary installations. Edit. BSI UK, 2003

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Calderas a Bagazo Proyecto, operación y mantenimiento

Los generadores de vapor en la industria azucarera son equipos críticos, pues proveen tanto la energía térmica para el proceso, como la potencia necesaria para el accionamiento de los equipos y maquinarias involucrados. Sirven también, para generar y suministrar energía sobrante a la red pública a partir de la combustión del bagazo, produciendo nuevos ingresos por este servicio a través de la cogeneración Considerando que hay más de 1000 ingenios azucareros de caña alrededor del mundo y teniendo en cuenta la cantidad de generadores de vapor instalados en cada uno de ellos, puede decirse que la industria azucarera sea tal vez entre las industrias, la de mayor demanda de calderas industriales La importancia de estos equipos, sumada al hecho de que varios de los textos en español sobre calderas han sido más bien descriptivos, con escasos cálculos y estar desactualizados, han motivado el propósito de escribir un libro práctico destinado exclusivamente a las calderas que operan con bagazo y que integre los últimos desarrollos producidos en este campo Este libro que pretende ser práctico, actualizado e integral, está dirigido a los profesionales y técnicos de la industria azucarera que deben operan con dichos equipos y enfrentar en su quehacer diario situaciones de distinta naturaleza, al mismo tiempo de aportar a la difusión de las mejoras prácticas de ingeniería en el rubro. También está dirigido a los estudiantes de ingeniería que desean actuar en dicha industria El libro tiene desarrollado en diversos capitulos, ejemplos de cálculos térmicos, hidráulicos y mecánicos basados en los mejores estándares de ingeniería, para ejemplificar los conceptos y brindar las herramientas que posibiliten un mejor análisis de los problemas

Carlos Alderetes