Diseño y Análisis Financiero de un Economizador para la Caldera D1 de Incauca (Design and Financial Evaluation of an Economizer for a Sugar Mill)

DISEÑO Y ANALISIS FINANCIERO DE UN ECONOMIZADOR PARA LA CALDERA DISTRAL 1 DE INCAUCA S.A.

EDWIN RAMOS FAJARDO

UNIVERSIDAD DEL VALLE ESCUELA DE INGENIERA MECANICA SANTIAGO DE CALI 2009

DISEÑO Y ANALISIS FINANCIERO DE UN ECONOMIZADOR PARA LA CALDERA DISTRAL 1 DE INCAUCA S.A.

EDWIN RAMOS FAJARDO

TRABAJO DE GRADO PARA OPTAR POR EL TITULO DE INGENIERO MECANICO

DIRECTOR INGENIERO GERARDO CABRERA

UNIVERSIDAD DEL VALLE ESCUELA DE INGENIERA MECANICA SANTIAGO DE CALI 2009

ii

Nota de Aceptación:

Aprobado por el comité de grado en cumplimiento de los requisitos exigidos por la Universidad del Valle para optar al titulo de Ingeniero Mecánico.

Ing. Presidente del Jurado

Ing. Miguel Rosillo Jurado

Ing. Albio Gutierrez Jurado

Santiago de Cali, 15 de Diciembre de 2009

iii

A Boris, amigo y hermano (Q.E.P.D.)

iv

AGRADECIMIENTOS

Especiales agradecimientos a todo el grupo de ingeniería de Incauca y al Ingeniero Gerardo Cabrera.

v

TABLA DE CONTENIDO

1.

INTRODUCCION

1

2.

JUSTIFICACION

2

3.

PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA

5

4.

ESTADO DEL ARTE

6

4.1. 4.2. 4.3.

Economizador Caldera Ingenio Providencia Economizador Caldera Incauca D4 Economizador Caldera Ingenio Pichichí

6 7 8

5.

OBJETIVOS

9

5.1. 5.2.

General Específicos

9 9

6.

MARCO TEORICO

10

6.1. 6.2. 6.3.

Diseño Térmico, Hidráulico y Mecánico de Economizadores Análisis Técnico-Ambiental Evaluación Financiera

10 13 14

7.

CARACTERISTICAS DE DISEÑO Y OPERACIÓN ACTUAL DE LA CALDERA D1

16

7.1. 7.2. 7.3. 7.4. 7.5.

La Caldera D1 en el Sistema de Cogeneración de Incauca Combustible Parámetros de Diseño Sistema de Aires Indices de Desempeño actual

16 17 19 21 22

vi

8.

METODOLOGIA

26

8.1.

Restricciones y Recomendaciones para el Diseño del Economizador de la Caldera D1 Mediciones en la Caldera D1 Resultados de las Pruebas, Propiedades de los Humos y Cálculos Preliminares Diseño Térmico, Hidráulico y Mecánico de Economizador Evaluación Técnico-Ambiental Evaluación Financiera

26 26 26 27 28 29

8.2. 8.3. 8.4. 8.5. 8.6. 9.

RESTRICCIONES Y RECOMENDACIONES PARA EL DISENO DEL ECONOMIZADOR DE LA CALDERA D1 31

10.

RESULTADOS DE LAS PRUEBAS, PROPIEDADES TERMOFISICAS DE LOS HUMOS Y CALCULOS PRELIMINARES 32

10.1. 10.2. 10.3. 10.4.

Resultados de la Prueba “In Situ” Propiedades Termofísicas de los Gases que Componen los Humos Propiedades Agua de Alimentación Calculo de los Parámetros de Interés para el Diseño del Economizador

32 33 33 34

11.

DISEÑO TERMICO, HIDRAULICO Y MECANICO DEL ECONOMIZADOR

37

11.1. Diseño Térmico 11.1.1. Tasa de Transferencia de Calor en el Economizador 11.1.2. Temperatura de los Humos a la Salida del Economizador 11.1.3. Calculo de la LMTD 11.1.4. Calculo del Coeficiente Global de Transferencia de Calor 11.1.5. Verificación del Método de la LMTD 11.2. Diseño Hidráulico 11.2.1. Perdida de Tiro 11.2.2. Caída de Presión Lado del Agua 11.3. Diseño Mecánico 11.3.1. Diseño de los Cabezales de Entrada y Salida del Agua de Alimentación 11.3.2. Tubos del Economizador 11.3.3. Peso del Economizador

37 37 38 39 41 54 55 55 57 60 61 61 62

vii

11.3.4. Estructura de Soporte 11.3.5. Planos del Economizador 11.4. Resumen de los parámetros de diseño

63 64 64

12.

65

ANALISIS TECNICO-AMBIENTAL

12.1. Tasas de emisiones actuales 12.2. Estimación de las relaciones de emisión después de implementar el Economizador 12.3. Ventaja técnico-ambiental del Economizador para la Caldera D1

65

13.

ANALISIS FINANCIERO

72

13.1. 13.2. 13.3. 13.4. 13.5. 13.6. 13.7. 13.8.

Costos directos Costos indirectos Inversión fija de capital Otros costos Inversión total de capital Costos de O&M anualizados y actualizados Ingresos o ahorro de combustible anualizado y actualizado Valor Presente Neto del Proyecto

72 73 73 73 74 74 75 76

14.

CONCLUSIONES

77

15.

BILIOGRAFIA

79

ANEXOS

68 69

81

viii

LISTA DE TABLAS

Tabla 2-1 Datos para el cálculo de la eficiencia de la caldera D1

3

Tabla 2-2 Parámetros cálculo ahorro de dinero por implementación de economizador

4

Tabla 3-1 Valores nominales De INCAUCA S.A.

5

Tabla 4-1 Principales Características Economizador Caldera Providencia 400000lb/h

7

Tabla 6-1 Ecuaciones Características método de la LTMD para diseño de intercambiadores de calor

11

Tabla 6-2 Costos componentes y estimación de la inversión total de capital (ITC)

15

Tabla 7-1 Análisis Último del Bagazo

19

Tabla 7-2A Parámetros generales de diseño

19

Tabla 7-2B Temperatura de diseño para fluidos

20

Tabla 7-2C Pérdidas y eficiencia de diseño

20

Tabla 7-3 Caracterización Termo-Geométrica Caldera D1

20

Tabla 7-4 Parámetros de diseño sistema de aires caldera D1

21

Tabla 7-5 Caídas de presión caldera D1

21

Tabla 7-6 Cálculos de Eficiencia Caldera D1

23

Tabla 7-7 Registro Histórico de los Estudios de Emisiones Atmosféricas de la Caldera D1 25 Tabla 10-1 Condiciones por test o especificación caldera D1

32

Tabla 10-2 Análisis de humos, caldera D1

32

Tabla 10-3 Principales Propiedades Termofísicas de los Compuestos en Gases de Combustión a 1 atm (101.3 kPa) y 445˚F (229.4˚C)

33

Tabla 10-4 Principales Propiedades Físicas del Agua de Alimentación a 282.5˚F (139.2˚C) 33 Tabla 11-1 Resistencias según TEMA por Deposición de Ceniza

52

ix

Tabla 11-2 Resistencias Térmicas por Distintos Tipos de Agua

53

Tabla 11-3 Parámetros Geométricos como Resultado del Diseño Termo-Hidráulico

64

Tabla 11-4 Parámetros Termo-hidráulicos

64

Tabla 12-1 Relaciones kgSO2/Tonvapor y gSO2/Tonvapor

66

Tabla 12-2 Relaciones kgSO2/Tonbagazo y gSO2/Tonbagazo

67

Tabla 12-3 Relaciones kgNOx/Tonvapor y gNOx/Tonvapor

67

Tabla 12-4 Relaciones kgNOx/Tonbagazo y gNOx/Tonbagazo

68

Tabla 12-5 Cuadro Técnico Ambiental Después de la Implementación del Economizador 69 Tabla 13-1 Costo de Equipo Adquirido

72

Tabla 13-2 Costos futuros y actualizados de O&M (millones de pesos)

74

Tabla 13-3 Retornos por ahorro de combustible (AC) futuros y actualizados (millones de pesos)

75

x

LISTA DE FIGURAS

Figura 2-1 Sistema Termodinámico seleccionado

4

Figura 4-1 Economizador Caldera Providencia 400000 lb/h (181.8 TPH)

7

Figura 4-2 Cargas del Economizador Caldera Incauca D4 Sobre Columnas de Apoyo (Valores en kips)

8

Figura 7-1 Esquema de Circulación Natural en D1

17

Figura 7-2 Configuración y Distribución Conductores de Bagazo

17

Figura 7-3 Sistema Generación y Trayecto del Vapor en el Ingenio del Cauca

18

Figura 7-4 Secuencia de Trabajo para Evaluación de Calderas (ASME)

22

Figura 7-5 Balance térmico Caldera D1

24

Figura 8-2 Diagrama de Flujo para el diseño del Economizador de la caldera D1

30

Figura 11-1 Esquema Balance Energético Economizador

37

Figura 11-2A LMTD para diferentes configuraciones de intercambiadores de calor

40

Figura 11-2B LMTD para diferentes configuraciones de intercambiadores de calor

41

Figura 11-3 Circuito Térmico para Transferencia de Calor en el Economizador

42

Figura 11-4 Economizador ilustrativo

44

Figura 11-4A Configuración de los tubos del Economizador

44

Figura 11-5 Factor de Arreglo de tubos en línea, afectado por el número de Reynolds Tubos limpios para flujo cruzado en productos de combustión

47

Figura 11-6A Emisividad del CO2

49

Figura 11-6B Emisividad del vapor de agua

49

Figura 11-6C Termino de Corrección ∆ε Debido a la presencia de H 2O y CO2

50

Figura 11-6D Factor de Corrección por Emisividad de H2O

50

Figura 11-7A Rugosidad Relativa de Varias Superficies Conductoras

58

xi

Figura 11-7B Relación Factor de Fricción/Numero de Reynolds para Fluidos en Circuitos Cerrados

59

Figura 11-8 Perdidas por Codos en Términos de Cabezas de Velocidad (Tubería Redonda) 59 Figura 11-9 Configuración Codos del Economizador

54

Figura 11-10 Cargas del Economizador en la Estructura de Soporte

63

Figura 12-1 Generación de vapor, SO2 y NOX por consumo de bagazo actual

66

Figura 12-2 Generación de vapor, SO2 y NOX por consumo de bagazo después de la Implementación del Economizador

69

Figura 12-3 Consumo de Bagazo actual y futuro vs. Generación de vapor

70

Figura 12-4 Generación de SO2 actual y futuro vs. Generación de vapor

70

Figura 12-5 Generación de NOx actual y futuro vs. Generación de vapor

71

Figura 13-1 Costos futuros de O&M (millones de pesos)

75

Figura 13-2 Ahorro Futuro (millones de pesos)

76

xii

LISTA DE ANEXOS

ANEXO A. Curva Presión Estática vs. Flujo de Humos del Ventilador de Tiro Inducido VTI de la Caldera Distral 1 y 2 de Incauca

81

ANEXO B. Configuración General de las Calderas Distral 1 y 2 de Incauca

82

ANEXO C. Vista Lateral Derecha de la Caldera Distral 1 tal como fue Construida e Instalada en 1979

83

ANEXO D. Programa de Excel para Diseño Termo-hidráulico del Economizador de la Caldera Distral 1 de Incauca

84

ANEXO E. Primeras líneas de la Macro utilizada para el programa de Excel

85

ANEXO F. Evaluación In Situ de la Caldera Distral 1 según normas ASME

86

ANEXO G. Configuración de la Caldera Distral 1 después de implementar el Economizador 90 ANEXO H. Planos

91

xiii

RESUMEN

El diseño y la evaluación financiera de un Economizador para la Cadera Distral 1 del Ingenio del Cauca S.A. contempla como objetivo fundamental proveerle al grupo de ingeniería de planta y a los estudiosos del tema una idea cuantitativa y cualitativa de las ventajas técnicas, ambientales y financieras del aprovechamiento energético de los gases de desecho para incrementar la energía térmica del agua de alimentación. El trabajo se lleva a cabo de acuerdo a un plan que se fundamenta en i) rescatar y documentar información sobre los parámetros de diseño de la caldera, ii) en la inspección y análisis del funcionamiento actual de la caldera, iii) en la formulación de las restricciones de sitio y operativas para la ejecución del proyecto, iv) en la cuantificación de la energía térmica rescatable de los humos y v) en un balance financiero positivo que le da luz verde al proyecto, lo anterior con el fin de adquirir información valiosa para desarrollar y evaluar convenientemente el diseño del Economizador y su análisis técnico-ambiental. Para el diseño termo-hidráulico se considera el método de la temperatura logarítmica media y los métodos conocidos de fluidos, tomando como punto de partida la energía térmica máxima que pueden entregar los humos sin alcanzar su punto de roció en la chimenea y sin afectar considerablemente el sistema de extracción de gases. Para el análisis mecánico se contempla la formulación de la ASME sección VIII y finalmente se expiden planos que muestran los resultados termo-geométricos. El análisis técnico-ambiental considera los estudios de emisiones realizados en la caldera al igual que el combustible ahorrado como consecuencia de la implementación del Economizador, de acuerdo a esto se compara el nivel actual de emisiones de gases nocivos y representativos con el nivel de emisiones estimado si se incorpora el Economizador. Finalmente se documentan las conclusiones que destacan la importancia de la implementación del Economizador basándose en las ventajas técnicas, financieras y ambientales obtenidas.

xiv

1.

INTRODUCCION

E

l aumento en la población mundial y la necesidad de mejorar la calidad de vida se refleja en la creciente generación de energía térmica y eléctrica mediante combustibles fósiles, los cuales han sido y seguirán siendo la fuente mas importante para este fin, por lo tanto mejorar los procesos de producción y consumo con procedimientos y tecnologías mas eficientes se vuelve una necesidad. Recuperar el calor desechado es una forma fundamental de mejorar la eficiencia en generación térmica. Este proceso se lleva a cabo mediante recuperadores de calor1, para el caso de calderas, estas maquinas térmicas juegan un papel importante en cuanto a recuperación de energía se refiere, puesto que además de precalentar el aire que servirá de comburente (calentador de aire) para incrementar la eficiencia en la combustión, también se utilizan para incrementar la energía térmica del agua de alimentación, en este caso este tipo de recuperadores son llamados Economizadores. En este proyecto se diseña un economizador que permitirá un mejor uso de la energía en forma de calor de la caldera D1 del Ingenio del Cauca teniendo en cuenta las normas y estándares aplicables al caso. Paralelo a lo anterior se desarrollan los análisis técnicoambiental y financiero que permiten adquirir criterios de decisión adicionales para evaluar el proyecto.

1

Llamadas también Waste Heat Recovery Machines (WHRM)

1

2.

JUSTIFICACION

El solo ahorro de energía que se obtiene mediante la implementación del Economizador para la caldera D1 justifica plenamente este proyecto puesto que se incrementa la eficiencia del sistema generador de vapor lo que se traduce en una disminución considerable de combustible. Adicional a lo anterior, se evitan choques térmicos por altos gradientes de temperatura en el domo evaporador. Específicamente, con la implementación del economizador se logra: 2.1. Disminución de los costos de manejo como consecuencia del mejor aprovechamiento del calor transportado en los humos producto de la combustión. Teniendo en cuenta el modelo teórico aplicado2 en Incauca (ver 7.5.1.) para evaluar el desempeño de la caldera D1 y calcular su eficiencia3 (49.6 %), se hace un estimativo4 del ahorro de combustible reemplazando la temperatura con la cual el agua de alimentación entra actualmente al domo (Tabla 2-1) por la temperatura a la cual ingresaría el agua de alimentación (325˚F, h=295.6 Btu/lb) mediante la utilización de un economizador: 



Q util 

(2.1)

* 100

Q disponible

m vvivo hvvivo  hag .a lim   m purga haguadomo  hag .a lim  







*100

(2.2)

mbagazo * PCS

Implementando un economizador… La relación energía deseada (vapor vivo) / energía necesaria (combustible) será más alta debido a que se necesitara menos combustible para generar la misma cantidad de vapor o por otro lado, se generará mas vapor suministrando la misma cantidad de combustible

2

Borroto A. Ahorro de Energía en Sistemas de Vapor: Eficiencia Térmica de los Generadores de Vapor. Cienfuegos (Cuba), Editorial Universidad de Cien Fuegos, 2002. 3-34 p. 3 Galviz C. Optimización del Sistema de Generación de Vapor de Incauca S.A. [Trabajo de Grado]. Cali: Universidad Autónoma de Occidente. Facultad de Ingeniería; 2008. 4 Estimativo concorde al resultado mediante el análisis propuesto (numeral 11 “Análisis Termohidráulico”).

2

Parámetro

Símbolo

Flujo másico vapor Flujo másico purga continua Flujo másico bagazo



m vvivo 

m purga 

m bagazo

Magnitud

Unidad

101299 (46.04)

lb/h (TPH)

5060 (2.30)

lb/h (TPH)

34988 (15.90)

lb/h (TPH)

Entalpia agua domo

haguadomo

400.51 (929.58)

Btu/lb (kJ/kg)

Entalpia vapor de domo

hvdomo

1203.85 (2800.15)

Btu/lb (kJ/kg)

Entalpia agua de alimentación sin Economizador Entalpia vapor vivo

hag .a lim

167.65 (389.95)

Btu/lb (kJ/kg)

hvvivo

1307.90 (3042.20)

Btu/lb (kJ/kg)

Poder calorífico superior del bagazo

PCS

7319.00 (17023.99)

Btu/lb (kJ/kg)

Tabla 2-1 Datos para el cálculo de la eficiencia de la caldera D1

Asumiendo que la tarea del economizador será ahorrar combustible, se toma en consideración el sistema de la Figura 2-1 (el mismo sistema seleccionado para calcular la eficiencia actual) y teniendo en cuenta el nuevo contenido energético del agua de 

alimentación (h = 295.6 Btu/lb) se despeja el flujo de combustible (m bagazo ) de la ecuación 

2.2, dando un resultado de m bagazo =31246 lb/h (14.2 TPH) y una diferencia de combustible con respecto a la cantidad utilizada actualmente (Tabla 2-1) de 3742 lb/h (1.70 TPH), lo cual es el ahorro en bagazo y que significa un 11.9 % menos en consumo de combustible en el caso que se implemente el economizador. Considerando el tiempo de caldera en servicio, el costo de oportunidad e incremental del bagazo5 y el combustible ahorrado como consecuencia de la puesta en marcha del economizador (Tabla 2-2) se calcula el ahorro marginal6 haciendo una proyección a un año: AMD = = AMD =

BA x TCS (COB - CIB) 1.70 TPH x 8500 h/año (COP $20000/Ton – COP $0/Ton) COP $289´000,000.00/año

(2.3)

5

La tonelada de bagazo es comprada por Propal S.A. a $20000 (oportunidad) y le cuesta $0 (incremental) procesarlo, adquirirlo y/o administrarlo a Incauca. 6 Se le llama marginal porque no se tienen en cuenta los costos por seguros, operación y mantenimiento.

3

Vapor Sobrecalentado m=101299 lb/h (46.04 TPH) h=1307.9 Btu/lb (3042.2 kJ/kg)

Agua de alimentación proveniente de desaireador T=203F (95C) h=167.65 Btu/lb (687.6 kJ/kg)

DS

Humos

Bagazo m=34988 lb/h PC=7319 Btu/lb

DI

Purga Calentador m=5060 lb/h h=400.51 Btu de Aire lb

Agua de alimentación proveniente del Economizador m=106359 lb/h (48.34 TPH) T=325F (163C) h=295.6 Btu/lb (687.6 kJ/kg)

Separador Multiciclon

Econom.

Ducto CP

Col. Polvo

Cenicero

VTI

Figura 2-1 Volumen de Control Seleccionado

Donde, AMD = BA = TCS = COB = CIB =

Ahorro marginal de dinero bagazo ahorrado con el economizador total tiempo caldera en servicio costo de oportunidad del bagazo costo incremental del bagazo

(COP$/año) (TPH) (h/año) (COP$/Ton) (COP$/Ton)

1 Días del año 365 2 Días de paro al año de caldera para mantenimiento 10 3 Total días/horas en servicio al año de caldera 355 / 8500 4 Bagazo ahorrado 1.70 TPH 5 Costo de oportunidad del bagazo por tonelada $20000 6 Costo incremental del bagazo por tonelada $0 Tabla 2-2 Parámetros cálculo ahorro de dinero por implementación de economizador

2.2. Evasión de tensiones térmicas adicionales y de extremas oscilaciones en el nivel de agua gracias a la alimentación con agua caliente. 2.3. Disminución de emisiones producto de la combustión como óxidos de azufre y óxidos de nitrógeno debido al mejor uso del combustible.

4

3. PLANTEAMIENTO DEL PROBLEMA El proceso de generación de vapor en el Ingenio del Cauca se efectúa mediante cuatro (4) calderas acuotubulares tipo D marca Distral según se muestra en la Tabla 3-1: CARACTERISTICAS VAPOR GENERADO Caldera/Parámetro

Presión psig (kPa)

Temperatura °F (°C)

Flujo lb/h (TPH)

Distral 1 y 2 (D1 y D2)

275 (1896.06)

550 (288)

150000 (68.18)

Distral 3 (D3)

650 (4481.59)

750 (399)

200000 (90.91)

Distral 4 (D4)

650 750 300000 (136.36) Tabla 3-1 Valores Nominales Calderas INCAUCA S.A.

El bagazo entero es el único combustible utilizado en las calderas Distral 1 y 2 (D1 y D2), mientras que en las calderas Distral 3 y 4 (D3 y D4) además de bagazo entero se utiliza como combustible bagacillo y carbón mineral. Debido a las bajas eficiencias de las calderas mencionadas, nació la necesidad de generar estudios para evaluar las ventajas de implementar economizadores para cada una, ya que gran parte de la energía disponible en los humos no se aprovecha apropiadamente. Como consecuencia de lo anterior, una firma constructora de calderas e intercambiadores de calor fue seleccionada para el diseño y construcción de los economizadores de las calderas D3 y D4 y en Marzo de este año (2009) el economizador para la caldera D3 fue montado y puesto en marcha exitosamente. Para la evaluación técnica y financiera preliminar de los economizadores para las calderas D1 y D2 se desarrolla este trabajo en donde se hace referencia solamente a la caldera D1 por tratarse de dos calderas que fueron construidas bajo los mismos parámetros y que actualmente trabajan bajo el mismo régimen.

5

4. ESTADO DEL ARTE La caldera D1 de Incauca fue adquirida a Distral de Colombia a finales de la década de los años 70 por el grupo empresarial Ardila Lulle. Inicialmente se adquiere la caldera para reemplazar las cinco calderas Babcock & Wilcox, de las cuales tres generaban vapor saturado, posteriormente en el primer cuarto de la década de los años 80 se adquiere la caldera D2, la cual tiene las mismas características de operación que la caldera D1. El primer economizador fue patentado por Edward Green en 1845. “El Economizador de Green” como fue llamado, se utilizo exitosamente para incrementar la eficiencia de calderas de vapor que alimentaban motores en régimen estacionario. Consistió en un arreglo vertical de tubos hechos de hierro fundido (cast iron) conectados a un tanque de agua por encima y por debajo, dentro de los cuales pasaban los gases de combustión.

La mayoría de los ingenios en el Valle del Cauca y norte del departamento del Cauca, cuentan con intercambiadores de calor instalados como economizadores en todas sus calderas, por otro lado, empresas del sector alimenticio como Colombina planta Zarzal (caldera JCT 20 TPH) han optado por esta valiosa técnica al igual que empresas del sector químico, procesadoras de papel y cartón como Empaques Industriales Colombianos S.A. y Propal S.A. (planta 1 – Yumbo) la cual termino recientemente la construcción de un economizador para una de sus calderas cuyo peso estructural total fue de 226 Toneladas. Actualmente se ejecuto exitosamente una caldera provista de economizador en el Ingenio Providencia, esta caldera ha sido diseñada para generar vapor vivo a una tasa de 400000 libras/hora (181.8 TPH). Incauca ha optado por construir un economizador para su caldera D4 cuya generación nominal del vapor es de 350000 lb/h (159 TPH).

4.1.

Economizador Caldera Ingenio Providencia – Caldera Nueva (400000 lb/h)

Este economizador fue diseñado y construido (2007-2008) conjuntamente con todo el sistema de generación de vapor, por lo tanto los parámetros de operación, ubicación y forma difieren en gran medida a los economizadores diseñados posteriormente a la instalación y puesta en marcha de calderas como en el caso de Incauca.

6

La caída de presión lado de gases es de 2.30 inH2O y de 1.55 psi lado de agua. Gases °F (°C)

Agua °F (°C)

Área de Calentamiento ft2 (m2)

Ten

Tsal

Ten

Tsal

12000 (1114.8)

605 (318.3)

420 (215.5)

180 (82.2)

290 (143.3)

Tabla 4-1 Principales Características Economizador Caldera Providencia 400000 lb/h.

Figura 4-1 Economizador Caldera Providencia 400000 lb/h (181.8 TPH).

4.2.

Economizador Caldera Incauca D4

Para este proyecto la compañía encargada del diseño del economizador y montaje sugirió una re-potenciación de la caldera debido a que no se cumplía con los mínimos requerimientos de funcionamiento para implementar el Economizador. En este caso, el agua de alimentación incrementara su temperatura al paso por el economizador en 260°F y la temperatura a la entrada del domo evaporador será de aproximadamente 480°F. Para el diseño de este economizador se le pidió al constructor que diseñara teniendo en cuenta tubos lisos (al igual que para la D1), lo que incremento en gran medida el volumen.

7

Figura 4-2 Cargas del Economizador Caldera Incauca D4 Sobre Columnas de Apoyo (valores en kips). Colmáquinas, Noviembre de 2009.

Como se puede observar en la figura anterior, el economizador aportara una carga total de 242 kips distribuida en cinco columnas.

4.3.

Economizador Caldera Ingenio Pichichí

Otro dato importante hace referencia al sistema de economizadores existentes en las calderas de 1500000 lb/h (68.04 TPH) del Ingenio Pichichi, debido a que además de generar vapor a una tasa similar a las calderas D1 y D2, utilizan el mismo combustible y su diseñador y fabricante fue el mismo (Distral de Colombia). El anterior contribuyente de información no será documentado en este texto a petición de las compañías propietarias de los intercambiadores de calor, pero sus parámetros de funcionamiento serán objeto de guía.

8

5. OBJETIVOS

5.1.

OBJETIVO GENERAL.

Diseñar y Evaluar la Viabilidad Financiera de un Economizador para la Caldera D1 del Ingenio del Cauca.

5.2.

OBJETIVOS ESPECIFICOS.

5.2.1. Analizar e implementar el mejor arreglo térmico- hidráulico para el diseño del Economizador.  Seleccionar el arreglo de flujo que mejor se adapte a los requerimientos.  Determinar el tipo de construcción (intercambiador de calor) mas conveniente para el caso de economizadores.  Caracterizar las propiedades termo-físicas de los fluidos envueltos en el análisis.  Encontrar la magnitud apropiada y configuración de la superficie de calentamiento.  Encontrar la caída de presión para el lado de gases y para el lado de agua de alimentación.

5.2.2. Diseñar la Estructura de Soporte del Economizador (Diseño Mecánico).

5.2.3. Analizar el Impacto Ambiental por la Puesta en Marcha del Economizador.

5.2.4. Analizar la Viabilidad Financiera Proyecto.

9

6. MARCO TEORICO Para el diseño de este economizador se tienen en cuenta normas y estándares pertinentes a la termodinámica, transferencia de calor y mecánica de fluidos. La labor de diseñar un Economizador empieza con la consideración de las temperaturas finales a las que se quiere llevar los fluidos de trabajo y finaliza con el dimensionamiento del equipo para alcanzar dichas temperaturas. Para alcanzar las mayores eficiencias del economizador se requiere hacer un gran número de posibilidades de diseño, sin embargo dado el gran numero de combinaciones posibles de las variables de diseño, se diseña un programa especialmente para esta aplicación, construido como asistente de diseño, el cual explora en segundos multitud de posibles configuraciones. 6.1.

Diseño de térmico, hidráulico y mecánico de economizadores

Un economizador para Caldera es un dispositivo que transfiere Calor de los Humos generados en el proceso de combustión, lo que se traduce en ahorro de dinero, menor porcentaje de material particulado, menor porcentaje en emisiones de NO x, CO y CO2 y en una eficiencia de operación más alta debido al precalentamiento del agua de alimentación. 6.1.1. Diseño térmico: Método de la Diferencia de Temperatura Media Logarítmica Este método llamado usualmente LMTD por su nombre en ingles (Log Mean Temperature Difference) es utilizado para encontrar el área de transferencia de calor, teniendo en cuenta las propiedades físicas, la configuración geométrica de elementos, los flujos, las temperaturas y presiones de operación. Para lograr resultados acertados con este método, es necesario hacer suposiciones que deben ser verificadas después de varias iteraciones. Los parámetros no fijos generalmente son el número, la longitud y el espaciamiento entre tubos.

10

No

Ecuación



1

Q EC

2

Q EC

3

Q EC





Nombre

Descripción

Ecuación característica del método de la LMTD.

Relaciona el coeficiente global de TC (U) con el área de  U  A  (LMTD) calentamiento y con la LMTD para encontrar la tasa de TC en el economizador. Tasa de TC del agua en Relaciona el flujo másico del agua  el intercambiador de con la diferencia de su entalpia a  m a  (ha  sal  ha en ) calor. la entrada y salida del economizador para encontrar la tasa de TC. Tasa de TC de los humos Relaciona el flujo másico de los  en el intercambiador de humos con su Cp y con la  m g  c pg (Tg sal  Tg en ) calor. diferencia de su temperatura a la entrada y salida del economizador para encontrar la tasa de TC.

Tabla 6-1 Ecuaciones Características método de la LTMD para diseño de intercambiadores de calor.

La temperatura de los humos al paso por el economizador y hasta la chimenea debe ser bastante alejada del punto de roció debido a que debe evitarse la corrosión en todos los elementos en contacto con estos, para esto se debe verificar teniendo en cuenta las presiones parciales de los gases que componen los humos y las pérdidas de temperatura en los ciclones, ductos y chimenea. Los resultados esperados del método son:  Selección del tipo de intercambiador de calor según los requerimientos y caracterización de los fluidos.  Cálculo de las temperaturas no dadas de entrada o salida y la tasa de transferencia de calor mediante balance de energía.  LMTD.  Coeficiente global (U) de Transferencia de Calor (TC).  Área de calentamiento.

11

6.1.2. Pérdida de Tiro La pérdida de tiro se evalúa utilizando las correlaciones apropiadas según la configuración utilizada para los tubos. Esta caída en la presión se debe ajustar matemáticamente de acuerdo al número en filas, configuración espacial de los tubos y tipo de superficie. En el caso de Incauca cuyo tipo de superficie de tubos será lisa y la configuración espacial de los mismos en línea, tenemos que la pérdida de tiro se expresa de la siguiente manera: P  9.3  10 10  f  Gh2 

RD

g

Donde, Gh

=

Flujo de humos por unidad de área, lb / h  ft 2 .

f

=

Factor por Fricción.

g

=

Densidad del Gas, lb / ft3 .

RD

=

Profundidad en Número de Filas.

El factor por fricción se puede expresar con la siguiente relación para 2000 < Re < 40000:   0.08  L / e 0.15  f  Re  0.044   0.431.13 e L   L  1     e   

      

6.1.3. Perdida de presión lado del agua La caída de presión del lado del agua se calcula utilizando mecánica de fluidos: ∆PTot = ∆PEC + ∆Pestatica + ∆Ptuberia Donde, ∆PEC

=

∆Pestatica ∆Ptuberia

= =

Caída de presión en el economizador (fricción, entrada y salida, accesorios y cambios de dirección en la tubería. cabeza estática por diferencia de altura. Perdidas por accesorios.

12

6.1.4. Diseño Mecánico de Economizadores Este diseño toma como punto de partida la hoja de resultados obtenidos durante el análisis térmico e hidráulico con lo que será posible conocer los elementos mecánicos que tendrán que diseñarse o verificarse individualmente y la ubicación espacial de los mismos. Los códigos que se emplean en este diseño son los ASME Power Boilers, sección I y ASME Boiler and Pressure Vessel Code, sección VIII, división 1, el cual es un compendio de normas de diseño para las partes constitutivas de los recipientes sometidos a presión y las cuales están basadas en la teoría de la membrana. Estos criterios pueden ser ampliamente contemplados en los análisis para este trabajo debido a que aplican para equipos cuya presión no exceda los 3000 psi (20.68 MPa). Las normativas de la sección I han sido establecidas para asegurar que el esfuerzo secundario y máximo sean minimizados y el análisis detallado de estos esfuerzos normalmente no es requerido, por otro lado, el criterio de diseño sugerido por en el código ASME en su sección VIII, división 1 y sección III división 1 hace énfasis en el mínimo espesor de acuerdo a los esfuerzos en la dirección circunferencial y transversal

Como objetivo principal del diseño mecánico, se realizan los planos que detallan los estudios realizados en este trabajo. Los dibujos y bosquejos se realizan de acuerdo a la Colección de Planos y Términos de la ASME (Y14), los cuales abordan dimensionamiento y tolerancias, prácticas de planos de ingeniería, convencionalismo de líneas y rotulación, planos múltiples y de vista en secciones, plano de imágenes, plano de mecanismos, fundición y forjaduras, revisión de planos de ingeniería, símbolos de textura de superficie, etc.

6.2.

Análisis Técnico-Ambiental (Impacto Ambiental)

En este punto se busca indagar sobre la ventaja ambiental que representara la instalación de un economizador teniendo en cuenta graficas de generación de vapor y emisiones actuales y futuras con el economizador vs. consumo de bagazo.

13

Este análisis tiene en cuenta los estudios de emisiones realizados por ingenieros de planta y empresas de consultoría externas, también se considera el incremento en la eficiencia de la caldera y el porcentaje en ahorro de combustible calculado en la Justificación de este documento. 6.3.

Evaluación Financiera

Esta evaluación se desarrolla en tres pasos:  Estimación de los costos involucrados (inversión total de capital, O&M 7 y seguros).  Estimación de los ingresos por ahorro de combustible y  Cálculo del valor presente neto (VPN). Lo anterior teniendo en cuenta consideraciones y predicciones de los aspectos económicos, tecnológicos-legales y técnicas de ingeniería económica. 6.3.1. Estimación de los Costos Involucrados Estos costos se relacionan principalmente con la inversión de capital, donde a diferencia de los costos por O&M es un punto en el tiempo, sucede una vez y es principalmente la inversión fija de capital y otros gastos. Se calcula según cotizaciones o índices basados en la experiencia (Tabla 6-2). Se supondrá un incremento anual de los costos por O&M de 8%. 6.3.2. Estimación de los ingresos por ahorro de combustible. Para este cálculo se tiene en cuenta el ahorro de combustible mensual con un incremento anual de 5%. 6.3.3. Valor Presente Neto del Proyecto En este tipo de evaluación se tienen en cuenta las ganancias y costos que ocurrirán durante toda la vida del economizador (15 años) en una base actualizada.

7

Operación y mantenimiento.

14

Para efectos de simplicidad, serán omitidos los riesgos asociados e incertidumbres, por lo tanto se presentara un análisis deterministico basado en dos consideraciones:  Hay un capital del mercado perfecto.  Hay una completa confiabilidad sobre los resultados de la inversión.

Inversión Total de Capital

Abreviatura (ITC)

valor aproximado ---

Inversión fija de capital

(IFC)

---

Costos directos

(CD)

---

Costos en sitio  Costo de equipo adquirido  Instalac. equipo adquirido  Tubería  Instrumentación y control  Equipo eléctrico y material Costos fuera de sitio  Obra civil, estruct., arquitec. Costos indirectos  Ingeniería y supervisión  Costos de construcción  Contingencias Otros costos Costos de arranque Capital de trabajo Licencias, investigación y desarrollo Fondos usados durante construcción

(CS) (CEA) (IEA) (T) (IC) (EEM) (CF) (OCEA) (CI) (IS) (CC) (C) (OC) (CA) (CT) (LID) (FDC)

--15-40% del IFC 20-90% del CEA; 6-14% del FCI 10-70% del CEA; 3-20% del FCI 6-40% del CEA; 2-8% del FCI 10-15% del CEA; 2-10% del FCI --15-90% del CEA; 5-23% del FCI --25-75% del CEA; 6-15% de CD;4-21% de IFC 15% del CD; 6-22% del IFC 8-25% de la suma de los costos de arriba; 5-20% del IFC --5-12% del IFC 10-20% del IFC -----

Tabla 6-2 Costos componentes y estimación de la inversión total de capital (ITC)

15

7. CARACTERISTICAS DE DISEÑO Y OPERACIÓN ACTUAL DE LA CALDERA D1 En este numeral se listan y explican las características más significativas de este generador de vapor para poner en contexto al lector teniendo en cuenta los objetivos del presente trabajo. 7.1.

La caldera D1 en el Sistema de Cogeneración de Incauca

La caldera D1 hace parte de un grupo de cuatro calderas acuotubulares (D1, D2, D3 y D4) tipo D que generan vapor el cual es distribuido de acuerdo a las demandas energéticas del Ingenio (Figura 7-3):  Las calderas D1 y D2 alimentan principalmente el molino Farrel a 275 psig (1890 kPa) para la molienda de caña y tres turbo-grupos llamados EM de 3.5 MW, BB de 3.1 MW y Shilko 2 de 3.5 MW. Parte del vapor se utiliza en la destilería y en secadoras del proceso de refinería de azúcar.  La caldera D3 alimenta el molino de caña Fulton II a 650 psig (4480 kPa) y al turbogrupo Shilko 1 de 3.5 MW.  La caldera D4 alimenta a 650 psig la turbina del generador de energía eléctrica llamado ABB de 20.0 MW. En caso de ser necesario, la línea de 650 psig de las calderas D3 y D4 puede suplir de vapor a la línea de 275 psig de las calderas D1 y D2 mediante una válvula reductora. Las calderas gemelas D1 y D2 se diferencian de las calderas D3 y D4 por la capacidad de generación, el tipo de combustible y el sistema de aires. La caldera D1 es de tipo industrial con partes construidas en Distral-Barranquilla y en el corregimiento del Ortigal-Cauca a finales de la década de los 70’s y en la primera mitad de los 80’s. Fue ensamblada bajo el nombre de “Planta Cauca I”. Su presión de diseño (275 psig) la clasifica en el rango de calderas de mediana presión 8. La circulación del agua desde el domo evaporador hasta la salida de vapor vivo del recalentador se hace por diferencia de presión:

8

Ganapathy V. Industrial Boilers & Heat Recovery Steam generators: Steam & Power Systems. New York, Marcel Dekker, 2003.

16

1. 2. 3. 4.

Entrada del agua de alimentación Hogar de la caldera Recalentador (super heater) Domo

Figura 7-1 Esquema de Circulación Natural en D1.

7.2.

Combustible

El Ingenio del Cauca muele aproximadamente 15000 TCD 9 en los molinos Farrel y Fulton II. El remanente “solido”10 de este proceso de molienda, conocido como bagazo, es transportado mediante conductores configurados de manera que lo distribuyen como combustible hacia cada caldera, como material orgánico tratable hacia compostaje y como materia prima hacia la estación recolectora de Propal11 (Figura 7-2).

Figura 7-2 Configuración y Distribución Conductores de Bagazo

Periódicamente se hace un control de calidad del combustible basado en un registro de humedad cada hora al salir de los molinos y en el registro de sus principales elementos constituyentes fundado en el análisis último (Tabla 7-1). 9

Toneladas de caña por día. El bagazo sale de los molinos con humedad del 50% aproximadamente. 11 Productora de Papeles S.A. 10

17

Figura 7-3 Sistema Generación y Trayecto del Vapor en el Ingenio del Cauca.

DISTRAL 1 275 PSIG 550 °F

DISTRAL 2 275 PSIG 550 °F

DISTRAL 3 650 PSIG 750 °F

DISTRAL 4 650 PSIG 750 °F P-26

P-63

P-112

P-34

Ventilador Tiro Inducido DISTRAL 1

P-5

VALVULA REDUCTORA 650PSIG A 275 PSIG

P-65

Ventilador Tiro Inducido P-110 2 DISTRAL

P-109

P-110

P-21 P-79 P-26 P-17

P-26

P-2

P-122

P-123

P-107

P-119 V-1

V-6

P-81 P-34

P-48 P-121

P-39

E-37

GENERADOR ELECTRICO EM – 3,5 MW 275 PSIG

P-108

DESTILERIA 275 PSIG

GENERADOR ELECTRICO SHILKO1- 3,5MW 650PSIG

P-82

E-38

SECADORAS 275 PSIG

P-83 P-38 P-34

P-51

P-95

GENERADOR ELÉCTRICO ABB– 20MW 650PSIG

GENERADOR ELECTRICO BB – 3,125 MW 275 PSIG P-93

P-92

P-34

P-52

GENERADOR ELECTRICO SHLIKO2 – 3,5 MW 275 PSIG

P-48

E-10

E-20

MOLINO FARREL 275 PSIG

MOLINO FULTON II 650 PSIG

P-91 P-94

P-91

P-91

P-86 P-85 P-74

P-72

P-84

P-73

P-106 P-105 P-104 P-103

E-33

TURBOBOMBAS

Vapor 650 psig Línea aVapor a650 Psig Vapor 275 psig Línea aVapor a275 Psig Vapor proceso Línea de Vapor de a 20 psig Escape Condensado Línea Vapor Saturado a tanques de Condensado Agua alimentación LíneadeAgua a Calderas

TANQUES 160 .000 GAL

DESAIREADOR

ELABORACION REFINERIA DESTILERIA Vapor Escape 20psig

E-32

E-30

PULIDORES

E-31 E-25

Los análisis de bagazo arrojan resultados que no varían más de 3% si las condiciones de operación se mantienen constantes pero su humedad puede incrementarse hasta 60% debido a paros por tacos12 o fallas mecánicas en alguna de las etapas de los molinos. Elemento-Compuesto

Bagazo (% peso)

Carbón Fijo 56.38 Hidrogeno 3.07 Oxigeno 4.35 Humedad 4.00 Nitrógeno 1.20 Azufre 2.57 Ceniza 25.00 Poder Calorífico - Btu/lb (kJ/kg) 11600 (26946) Tabla 7-1 Análisis Último13 del Bagazo

7.3.

Parámetros de Diseño14

La caldera D1 fue diseñada para generar 150000 lb/h (68.04 TPH) de vapor vivo a 275 psig (1896 kPa). Desde su puesta en marcha, esta caldera ha presentado picos de generación que alcanzan las 144000 lb/h (65.32 TPH). A condiciones estables, la generación promedio es 106000 lb/h (48.08 TPH). A continuación se exponen los parámetros de diseño:

Variable controlada

Unidad

Calderas D1 y D2

Flujo de bagazo Vapor sobrecalentado Presión a la salida del sobrecalentador Temp. vapor salida sobrecalentador Presión domo evaporador caldera Exceso de aire Flujo de aire (calentador de aire) Flujo de aire a caldera

lb/h (TPH) lb/h (TPH) psig (kPa) °F (°C) psig (kPa) % klb/h (TPH) klb/h (TPH)

64000 (29.0) 150000 (68.0) 275 (1896) 520 (271) 302 (2082) 30 210.10 (95.5) 209.66 (95.3)

Tabla 7-2A Parámetros generales de diseño

12

Aglutinamiento de bagazo en el eje de la masa que impide el correcto funcionamiento del molino. Análisis Elemental 14 DISTRAL S.A., Manual Calderas D1 y D2 para INCAUCA S.A., Tomo I, 1982. 13

Perdidas de Calor (% en peso) Fluido Agua de alimentación Aire entrando VTF Aire saliendo CA Humos saliendo hogar Humos saliendo CA Humos saliendo caldera

Temperatura °F (°C) 212 (100.0) 80 (26.7) 443 (228.0) 620 (326.7) 476 (246.7) 663 (250.5)

Gas seco H2 y humedad combustible Humedad del aire Combustible no quemado Radiación Perdidas indeterminadas Eficiencia PCS15 (%)

8.37 22.79 0.21 0.75 0.41 0.75 62.9

Tabla 7-2B Temperatura de diseño para fluidos. Tabla 7-2C Pérdidas y eficiencia de diseño.

La caldera D1 presenta un volumen total en el hogar de 12200 ft 3 (345.5 m3), longitudes de 30.00 y 28.17 pies (9.10 y 8.58 m) en el domo superior y de lodos respectivamente.

Parámetro

Unidad

Pared de Tubos del Hogar

Super Heater

Banco Hogar

CA16

Diámetro exterior de tubos

in (cm)

3.25 (8.25)

1.25 (3.17)

2.50 (6.35)

2.00 (5.08)

Pared de Tubo

in (cm)

0.13 (0.343)

0.12 (0.30)

0.12 (0.30)

0.08 (0.20)

Lateral

in (cm)

6.00 (15.24)

3.31 (8.41)

4.50 (11.43)

3.00 (7.62)

Posterior

in (cm)

NA

6.00 (15.24)

5.25 (13.33)

3.00 (7.62)

Profundidad

filas

32

5

30

29

Ancho

filas

46

45

61

84

Longitud del Tubo

ft2 (m2)

17.14 (1.59)

9.78 (0.91)

13.00 (1.21)

14.25 (1.32)

Área de Calentamiento

ft2 (m2)

2275 (211.35)

720 (66.89)

16910 (1570.99)

17857 (1658.97)

Lado humos

ft2 (m2)

NA

73.95 (6.87)

130.00 (12.10)

53.15 (4.94)

Lado aire

ft2 (m2)

NA

NA

NA

98.56 (9.16)

Espaciamiento Entre Tubos

Área de Flujo Libre

Tabla 7-3 Caracterización Termo-Geométrica Caldera D1.

15 16

Poder calorífico superior. Calentador de aire. 20

17

7.4.

Sistema De Aires

La caldera cuenta con un sistema de aires que se compone de un ventilador de tiro forzado (VTF), un ventilador de tiro inducido (VTI), dos distribuidores neumáticos, un sobrefuego de bagazo y un ventilador de aire terciario (Tabla 7-4). Ventilador

RPM

CFM

VTF

Potencia HP (kW) 86 (63.25)

56824 (47354)

Presión inH2O 6.92 (4.18)

1200

VTI

351 (258.16)

Aire terciario Sobrefuego de bagazo Distribuidor neumático

Tipo Eléctrico

885

175162 (137352)

20.67 (6.36)

Turbo

115 (84.58)

3500

150000

7.08

Eléctrico

115 (84.58)

3600

15000

25.00

Eléctrico

20 (14.71)

3600

3980

17.00

Eléctrico

Tabla 7-4 Parámetros de diseño sistema de aires caldera D1 18. Lugar de caldera

Lado aire

Lado humos

Lado vapor

Total

Caída de presión inH2O (mmH2O) 0.25 (6.34) 1.28 (32.48) 0.60 (15.22) 2.30 (58.36) 4.18 (106.07)

Total

1.79 (45.42) 0.20 (5.07) 1.35 (34.26) 0.50 (12.69) 2.27 (57.60) 6.36 (161.39)

Tiro en hogar CA Ductos Parrilla

Caldera SH CA Ductos Colector de polvo

Domo superior – salida super heater

27 psig (186.2 kPa)

Tabla 7-5 Caídas de presión caldera D1.

18

Los valores entre paréntesis en las columnas de CFM y presión inH2O hacen referencia a la evaluación de los ventiladores en condiciones reales de operación (3500 ft snm, humos: 476˚F, 0.0323 lb/ft3, aire: 80˚F, densidad: 0.0648 lb/ft3). 21

7.5.

Indices de desempeño actual.

7.5.1. Estudio de Eficiencia Actual de la Caldera D119. La eficiencia térmica es el indicador más importante de desempeño en una caldera puesto que caracteriza el grado de aprovechamiento de la energía suministrada. Sobre la eficiencia en una caldera influyen los siguientes factores20:  La combustión completa, lograda con la mínima cantidad de aire en exceso.  El enfriamiento profundo de los productos de la combustión.  Reducción de pérdidas por radiación y conducción. VERIFICACIÓN DE INSTRUMENT. Y PERSONAL

LOCALIZACIÓN Y UBICACIÓN DE PUNTOS DE LECTURA

CONDICIONES PARA EFECTUAR LA PRUEBA

   

TOMA DE LECTURAS: TEMP., PRESIÓN Y FLUJO DE: AGUA DE ALIMENT., COMBUST., VAPOR GEN., VAPOR DE ATOMIZACIÓN, PURGAS. COMPOSICIÓN Y PODER CALORÍFICO DEL COMBUSTIBLE. TEMPERATURA Y COMPOSICIÓN DE LOS GASES DE COMBUSTIÓN. CONDICIONES AMBIENTALES.

DETERMINACIÓN DE LA EFICIENCIA EN EL GEN. DE VAPOR

INTERPRETACIÓN DE RESULTADOS

CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES OPERACIONALES Y DE INVERSIÓN FIN

Figura 7-4 Secuencia de Trabajo para Evaluación de Calderas (ASME.) 19

Galviz C. Optimización del Sistema de Generación de Vapor de Incauca S.A. [Trabajo de Grado]. Cali: Universidad Autónoma de Occidente. Facultad de Ingeniería; 2008. 20 Borroto A. Ahorro de Energia en Sistemas de Vapor: Eficiencia Térmica de los Generadores de Vapor. Cienfuegos (Cuba), Editorial Universidad de Cien Fuegos, 2002. 3-34 p. 22

Siguiendo la Figura 7-4, se realizaron mediciones 24 horas durante 12 días garantizando carga en los chutes21. El laboratorio reporto las propiedades del bagazo para obtener el poder calórico. Se obtuvieron los resultados relacionados en la Tabla 7-6.

BAGAZO HHV* ton/h btu/lb

VAPOR GENER.

PURGA ton/h ton/h

lb/h

PRESION VAPOR psi

TEMP. ENTALP. PRESION VAPOR VAPOR AA** (°F) btu/lb psi

TEMP. AA (°F)

ENTALP. AA btu/lb

PRESION ENTALPIA ENTALPIA Lb. Vapor EFICIENC. DOMO AGUA DOMO VAPOR DOMO x D1 psi btu/lb btu/lb Lb. Bagaz %

14.88

7462 82,098

41

2.05

266.92

583.33 1308.29 470.58

231.67

201.03

316.92

399.51

1203.78

2.76

15.34

7247 95,980

48

2.40

270.86

599.43 1316.71 469.57

180.33

149.46

320.86

400.77

1203.87

3.13

16.98

7247 83,989

42

2.10

268.75

580.67 1306.69 471.00

160.86

129.98

318.75

400.10

1203.82

2.47

16.21

7462 108,951

54

2.72

275.58

573.83 1302.39 462.83

205.58

174.76

325.58

402.27

1203.97

3.36

17.57 16.80

7247 88,831 7247 99,979

44 50

2.40 2.50

267.00 271.82

573.58 1302.97 468.33 588.45 1310.68 466.91

183.17 169.57

152.30 138.68

317.00 321.82

399.53 401.08

1203.78 1203.89

2.53 2.98

14.79

7247 90,698

45

2.27

270.67

589.42 1311.30 450.58

162.88

131.95

320.67

400.71

1203.89

3.07

17.90

7247 108,276

54

2.71

270.50

589.08 1311.13 444.50

160.50

129.56

320.50

400.66

1203.86

3.02

18.91

7247 99,628

50

2.49

270.67

580.00 1306.17 453.33

226.17

195.45

320.67

400.71

1203.86

2.63

17.63 16.99

7462 95,990 7462 95,021

48 48

2.40 2.38

267.55 276.75

583.73 1308.46 460.64 585.25 1305.55 438.25

228.55 233.00

197.86 202.30

317.55 326.75

399.71 402.64

1203.79 1204.00

2.72 2.80

6.86

7247 45,783

23

1.14

263.40

208.45

313.40

398.37

1203.69

3.34

15.904 7319 91,269

46

2.30

270.04

573.60 1303.28 482.60 239.00 PROMEDIOS 583.36 1307.80 461.59 198.44

45.18 55.82 44.13 55.73 44.07 53.04 55.01 54.35 44.47 44.70 45.53 55.41

167.65

320.04

400.51

1203.85

2.90

49.79

Tabla 7-6 Cálculos de Eficiencia Caldera D1. *Poder Calorífico Superior, **Agua de Alimentación.

 Conclusiones del Estudio de Eficiencia Las eficiencias de esta caldera son apreciablemente bajas, con una máximo de 55,82% y un promedio de 49,79%. Al reducir vapor de la línea de 650 psi proveniente de las calderas D3 y D4 hasta 275 psi además de restringir la generación de vapor proveniente de las calderas D1 y D2 se consume la misma cantidad de combustible, presentando altas perdidas de calor por combustible no quemado que se visualiza en forma de ceniza, en adición a lo anterior, se enumeraron los siguientes22 principios causales de la baja eficiencia: a. Fugas de humos a la altura del Super Heater, Calentador de Aire y pared de tubos. También se encontró que en segmentos de la pared de tubos y paredes circundantes al domo superior no hay recubrimiento de material aislante a razón del deterioro, lo que origina pérdidas térmicas significativas. 21

Canal mediante el cual es guiado el bagazo y/o retenido hacia la caldera. Los puntos a y b son conclusiones propias del autor de esta tesis como complemento a las conclusiones del cálculo previo de la eficiencia. 22

23

b. Tubos tapados23 por ceniza en el calentador de aire, este taponamiento del 35% de los tubos es la causa de la baja transferencia de calor de los humos de desecho hacia el aire que servirá de comburente (la eficiencia de la combustión disminuye), también origina una alta pérdida de tiro que se traduce en gasto de vapor adicional en el VTI puesto que este es movido por turbomotor.

Figura 7-5 Balance térmico Caldera D1

En la Figura 7-5 se observa la baja eficiencia de la caldera cuando cae la producción de vapor mientras que aumenta o se mantiene el consumo de combustible. 7.5.2. Control de Emisiones En 2005, Incauca se acredito en el sistema de gestión ISO 14001, desde entonces se inicio un estudio semestral de emisiones, de esta manera los datos tomados por las diferentes compañías encargadas de realizar el análisis ambiental han sido de suma importancia puesto que brindan información importante para el cumplimiento de los objetivos de este proyecto. A continuación se presenta un resumen de las mediciones hechas desde Julio de 2005 en la caldera D1:

23

El taponamiento se origina cuando un tubo del banco principal se rompe a causa del desgaste haciendo que la ceniza se cargue de humedad y de esta manera tapa los tubos del calentador. 24

Pa ra metro

Unida des

Dic. 4/07

Ton/h kg/h Millon kca l/h ˚F ˚F inHg % vol. lb/lb-mol ft/s eg

55,6 19050,9 75,607 502 520,8 26,5 8,02 28,69 67,46

60,3 21542 75,42 189,1 500,3 27,09 9,36 28,87 72,02

55,2 17958,3 68,772 470,5 515,1 26,5 16,84 27,81 80,33

59,29 19916 87,693 521,1 540,0 26,5 9,73 28,84 25,1

69,03 26375 112,9 550,6 580,1 26,49 12,62 28,52 88,1

60,3 22625 94,8 476,4 505,5 26,51 2,22 29,23 80,19

51,7 16958,3 78,19 459,3 509,3 26,51 10,67 28,47 72,63

70,62 29041,7 97,67 490,1 521,0 26,52 10,02 25,54 63,44

ft /min

130337,4

140631,8

159414,4

170173,4

176945,1

159088,9

142013,8

115686,2

Concentra cion SO2 Emis on SO2

ppm kg/h

5,97 2,15

6,97 2,51

5,8 2,09

5,83 2,10

8,00 2,88

6,86 2,47

4,88 1,96

8,03 2,89

Ta s a Emis ion SO2 Concentra cion NOx

kg/millon kca l ppm

0,028 51,50

0,033 63,88

0,030 11,92

0,024 52,88

0,026 61,54

0,026 68,54

0,025 50,42

0,030 69,46

kg/h

13,39

16,61

3,10

13,75

16,00

17,82

13,11

18,06

kg/millon kca l

0,18

0,22

0,05

0,16

0,14

0,19

0,17

0,18

Produccion Cons umo Combus t. Poder Ca lorifico Tempera tura Chim. Temp. Des pues CA Pres ion Abs oluta Humeda d Pes o Molecula r Velocida d

3

Flujo

Emis ion de NOx Ta s a Emis ion NOx

Ag. 14/07 Abril 12/07 Feb. 14/07 Sep. 28/06 Jun. 29/06 Nov. 23/05 Jul. 23/05

Tabla 7-7 Registro Histórico de los Estudios de Emisiones Atmosféricas de la Caldera D1.

25

8. METODOLOGIA 8.1. Restricciones y Recomendaciones para el Diseño del Economizador de la Caldera D1 En este punto se recolectan y muestran las sugerencias y acotaciones obligatorias de los ingenieros a cargo de Incauca y consultores, además de las restricciones espaciales para la construcción del economizador. 8.2.

Mediciones en la Caldera D1

Este numeral tiene como objetivo obtener la información necesaria para diseñar el economizador como parámetros del proceso, condiciones de operación y medio en el cual va a operar (diseño original de caldera, temperaturas de humos, presiones, flujos, tamaño máximo permitido del economizador).  Evaluación In Situ24 En este aparte se caracterizan cuantitativamente los parámetros del proceso y condiciones de operación, teniendo en cuenta el funcionamiento actual de la caldera. Los resultados de estas mediciones se documentan en el numeral 10. 8.3. Resultados de las Pruebas, Propiedades de los Humos y Cálculos Preliminares. De acuerdo a los resultados obtenidos en las pruebas anteriores, se clasifica la información adquirida, se calculan los parámetros necesarios y las propiedades termofísicas de los humos y agua de alimentación para diseñar del economizador:     

24

Calor Especifico (agua de alimentación y humos) Conductividad Térmica (agua de alimentación y humos) Viscosidad Dinámica (agua de alimentación y humos) Densidad de los Humos Flujo másico de humos

Ver anexo 1 (Evaluación In Situ de la Caldera D1 según normas ASME) 26

8.4.

Diseño Térmico, Hidráulico y Mecánico del Economizador

Con base en los resultados anteriores se calculan los parámetros que caracterizan el economizador, teniendo en cuenta los métodos y estándares planteados en el marco teórico, las restricciones25 y las sugerencias de Incauca. Lo anterior se realiza fijando parámetros como diámetro de tubo, grosor de tubo y espaciamientos entre tubos, logrando que las iteraciones se hagan únicamente modificando la profundidad y la altura del economizador en número de filas. Orden lógico de cálculos y resultados del método de la LMTD 



 Suponiendo Ta-sal y utilizando los datos de m a y Ta-en, se encuentra Q EC lado del agua.  Se calcula Cp26 teniendo en cuenta el porcentaje en volumen de cada gas (CO2, O2, N2 y H2O) en los humos y se obtiene Tg-sal mediante la ecuación de TC lado de 



los humos (Tabla 6-1) utilizando como datos Ta-en , m g y Q EC .  Verificación del punto de roció utilizando Tg-sal  Cálculo de la LMTD teniendo en cuenta las direcciones de los fluidos en el banco de tubos y las temperaturas de los fluidos a la entrada y salida del economizador.  Cálculo del coeficiente global de transferencia de calor, U.  Cálculo del coeficiente de transferencia de calor por convección.  Cálculo del flujo másico de los humos por unidad de área (G g ) utilizando 

m g y encontrando el área de flujo libre que depende del espaciamiento entre tubos, del diámetro, longitud de tubo y número de filas de tubos perpendicular al flujo de humos.  Cálculo del numero de Reynolds teniendo en cuenta G g , la viscosidad dinámica (calculada teniendo en cuenta la proporción en volumen de cada gas en los humos) y el diámetro hidráulico que depende del espaciamiento entre tubos y la longitud de tubo.  Con la definición del número de Nusselt para flujo de gases sobre tubos, se encuentra el coeficiente de TC por convección recurriendo a la conductividad térmica de los humos y a los datos anteriores. 25 26

Ver Numeral 9 (Restricciones para el Diseño del Economizador) Calor especifico a presión constante. 27

 Cálculo del coeficiente de transferencia de calor por radiación.  Cálculo de la longitud media de radiación L utilizando el diámetro exterior de tubo ( e ) y las distancias entre tubos ( L y L ) .  Cálculo de la presión parcial de los principales gases radiantes (CO 2 y H2O) en los humos.  Cálculo de la emisividad de los humos encontrando los valores de emisividad del vapor de H2O, del CO2, del factor de corrección de transferencia de calor por radiación asociado con mezclas con vapor de H 2O y CO2 y del factor de corrección para vapor de H2O según graficas de Hottel. 

 Cálculo de (Q EC ) utilizando los valores del U, de la LMTD y del área de transferencia de calor supuesta.  Con ecuación de la conservación de la energía para el lado del agua, se encuentra la entalpia del agua de alimentación a la salida del economizador (hasal) y se verifica la temperatura del agua a la salida del economizador (Ta-sal) que fue supuesta para iniciar los cálculos. Si el dato encontrado no se ajusta al dato supuesto, se deben cambiar los valores que se han determinado para iteración, por lo tanto el valor de U cambiara al igual que el área de transferencia de calor.  Diseño de los Cabezales de Entrada y Salida (Normas ASME).  Cálculo del peso total del Economizador.  Calculo de las cargas de la estructura que soporta el economizador.  Expedición de tabla resumen de los resultados del diseño del Economizador.  Expedición de planos (Normas ASME).

8.5.

Evaluación Técnico – Ambiental

En este numeral se ha documentado un completo análisis que involucra las ventajas y desventajas del economizador desde el punto de vista ambiental.

28

8.5.1. Cálculo de las Tasas de emisión de SO2 y NOX actuales teniendo en cuenta los estudios de emisiones realizadas por empresas externas al ingenio y por ingenieros de planta. 8.5.2. Estimación de las tasas de emisión con el Economizador instalado teniendo en cuenta el incremento en eficiencia de la caldera. 8.5.3. Finalmente con los resultados anteriores se encontró la ventaja ambiental que representa el Economizador. 8.6.

Evaluación Financiera

Para este importante ítem se tuvieron en cuenta los principales modelos financieros para la evaluación de proyectos descritos brevemente en el Marco Teórico de este documento: 8.6.1. Cálculo de la Inversión Total de Capital (ITC). 8.6.2. Cálculo de Costos de O&M anualizados y actualizados. 8.6.3. Cálculo de los ingresos por ahorro de combustible anualizado y actualizado.

29

Figura 8-2 Diagrama de Flujo para el diseño del Economizador de la caldera D1.

30

9. RESTRICCIONES Y RECOMENDACIONES PARA EL DISEÑO DEL ECONOMIZADOR DE LA CALDERA D1. Las restricciones y recomendaciones hechas por el grupo de ingeniería del ingenio son las siguientes:  Los tubos deben ser lisos. Los humos generados por la combustión del bagazo contienen un alto nivel de material particulado que puede disminuir en gran medida la transferencia de calor en los tubos del economizador si diseña con superficies extendidas.  La perdida de tiro en el Economizador no debe ser mayor a 3 inH2O (76.2 mmH2O). Actualmente el VTI tiene un rango de trabajo bastante estrecho, por lo tanto la pérdida admisible de tiro en cualquier equipo adicional en la caldera no es muy amplia.  La perdida de presión del agua de alimentación al paso por el economizador no debe sobrepasar 15 psi. En el caso que la caída de presión sobrepase este valor, se debe rediseñar todo el sistema de bombeo de agua de alimentación  El economizador debe ser de un solo paso. Al diseñar un economizador de un solo paso se evita la deposición de ceniza en los cambios de dirección al igual que la caída en la transferencia de calor.  Solo debe diseñarse para un soplador de hollín rotatorio (mecánico o neumático).  Se cuenta con un volumen total disponible de 8.80m x 8.55m x 12m (902.8 m3). El economizador se debe localizar después del calentador de aire y se debe tener en cuenta en el diseño un colector de polvo si hay un cambio de dirección drástico en el ducto de entrada o salida del economizador para evitar acumulación de ceniza.  La temperatura de los humos de chimenea debe estar alejada al menos 30 % de la temperatura del punto de rocío del agua presente en los humos, es decir: Thumoschimenea x 0.7 => TsatH2Ohumos 31

10. RESULTADOS DE LAS PRUEBAS, PROPIEDADES TERMOFISICAS DE LOS HUMOS Y CÁLCULOS PRELIMINARES 10.1. Resultados de la Prueba “In Situ” A continuación se muestran los resultados de las pruebas “in situ” realizadas para obtener los parámetros necesarios para el diseño Termohidráulico y mecánico del economizador de la caldera D1. Item

Parámetro

Magnitud

Unidad

1 2 3 4

Presión atmosférica Humedad relativa Flujo agua de alimentación (AA) Temperatura AA entrando al economizador Entalpia agua de alimentación Presión domo evaporador Generación de vapor Presión estática ventilador tiro forzado Temperatura aire a la salida del CA27

14.6 (101.0) 68 120000 (54.4) 235 (112.7) 204.3 (474.2) 340 (2344.2) 115000 (52.3) 4.5 443 (228.3)

psi (kPa) % lb/h (TPH) °F (°C) Btu/lb (kJ/kg) psia (kPa-abs) lb/h (TPH) inH2O °F (°C)

5 6 7 8

Tabla 10-1 Condiciones por test o especificación caldera D1

Item

Parámetro

Magnitud

Unidad

1 2 3 4

Temperatura humos en la salida del CA Presión estática salida del CA (lado humos) Temperatura humos entes de chimenea Presión estática VTI Compuesto

514 (267.7) -2.2 518 (270.0) -4.7 CO2 NO2

°F (°C) inH2O °F (°C) inH2O O2 H2O

5

Análisis de gases

Fracción de volumen yi Peso molecular µi Peso molecular de la mezcla µm=∑µi·yi Fracción de masas gi = µi·yi/∑µi·yi = µi·yi/µm

0.109

0.692

0.098

0.101

44

28

32

18

4.796

19.376

3.136

1.818

0.165

0.665

0.108

0.062

29.126

Tabla 10-2 Análisis de humos, caldera D1 27

Calentador de aire. 32

10.2. Propiedades Termofísicas de los Gases que Componen los Humos La tabla a continuación muestra las propiedades de cada gas que componen los humos a la presión y temperatura media de diseño del Economizador.

Característica/Compuesto

CO2

O2

N2

H2O

Calor Especifico Cpi Btu / lb ˚F (kJ / kg˚C)

0.241 (1.009)

0.233 (0.975)

0.253 (1.059)

0.466 (1.951)

Conductividad Térmica ki Btu / h∙ft˚F (kJ / s∙m∙K)

0.0184 (31.82*10-6)

0.0239 (41.34*10-6)

0.0221 (38.22*10-6)

0.0210 (36.32*10-6)

Viscosidad Dinámica ζi lbm / ft h (mPa s)

0.0571 (23.60*10-3)

0.0727 (30.05*10-3)

0.0617 (25.50*10-3)

0.0426 (17.61*10-3)

Tabla 10-3 Principales Propiedades Termofísicas de los Compuestos en Gases de Combustión a 1 atm (101.3 kPa) y 445˚F (229.4˚C).

10.3. Propiedades del Agua de Alimentación Básicamente las propiedades del agua se utilizan para los cálculos de pérdida de presión en el Economizador, estas propiedades se basan en la temperatura media del agua.

Característica/Compues to

H 2O

Calor Especifico Cpi Btu / lb ˚F (kJ / kg˚C)

0.1591 (0.666)

Conductividad Térmica ki Btu / h∙ft˚F (kJ / s∙m∙K)

0.3958 (68.46*10-5)

Viscosidad Dinámica ζi lbm / ft h (mPa s)

0.4866 (20.115*10-2)

Tabla 10-4 Principales Propiedades Físicas del Agua de Alimentación a 282.5˚F (139.2˚C).

33

10.4. Cálculo de los Parámetros de Interés para el diseño del Economizador 10.4.1. Propiedades termo-físicas de los humos  Calor especifico a presión constante (Cph) Si

Cph = ∑ gi · Cpi = gCO2 · CpCO2 + gO2 · CpO2 + gN2 · CpN2 + gH2O · CpH2O

Tomando los valores correspondientes de fracción de masas para cada gas (gi) de la Tabla 10-2, tenemos, Cph = 0.165 · 0.241 + 0.665 · 0.233 + 0.108 · 0.253 + 0.062 · 0.466 Cph = 0.262 Btu/lb ˚F (1.087 kJ/kg ˚C)  Viscosidad Dinámica (ζh) A una presión relativamente baja (inferior o igual a una atmosfera), la viscosidad dinámica de una mezcla de gases es función de la temperatura. Por lo tanto, la esta propiedad puede calcularse utilizando la viscosidad dinámica de cada componente i a la temperatura de interés28 (229.4 ˚C) según la ecuación siguiente:

h  

Si

yi   i  i

y

h 

i

i

0.109  0.0571  44  0.098  0.0727  32  0.692  0.0617  28  0.101  0.0418  18 0.109  44  0.098  32  0.692  28  0.101  18

 h  0.0606

lb (25.05  10 3 mPa  s) ft  h

 Conductividad Térmica (kh) Si

kh 

 y k  y  i

i

i

28

3

3

i

i

Liu H. Pipeline Engineering: Viscosity of Gas Mixture, CRC Press, 2003. 3-102 p. 34

kh 

0.109  0.0184  441/ 3  0.098  0.0239  321/ 3  0.692  0.0221  281/ 3  0.101  0.0207  181/ 3 0.109  441/ 3  0.098  321/ 3  0.692  281/ 3  0.101  181/ 3

k h  0.0217

Btu  kJ   37.53  10 6   h  ft F  s m K 

 Densidad (ρh) De gases ideales

Ph V  R Th

y

Ph v 

R Th

como   1 v ,

Ph

R Th

h



h

h

despejando para la densidad, tenemos finalmente

h 

 h Ph R Th

29.126  101.0 8.3145  470.0 kg  lb   h  0.753 3  0.047 3  m  ft 

h 

Donde, Ph = R = µh = Th =

Presión absoluta de los humos Constante universal de los gases Peso molecular Temperatura de los humos

= 101.0 kPa = 8.3145 J / mol˚K = 29.126 mol = 470 ˚K

10.4.2. Flujo másico de los humos. Teniendo en cuenta que se debe diseñar para el peor de los casos (poco flujo y baja temperatura de humos) para evitar problemas de rocío que se derivan en corrosión en bancos de tubos y ductos, se ha tenido en cuenta el flujo real más bajo según la Tabla 7-7 (115,686.2 CFM), valor documentado por la compañía especializada en la 35

caracterización de emisiones para el ingenio. No se ha tenido en cuenta la curva CFM vs Presión Estática del ventilador de tiro inducido debido a la alta desviación que presenta. 

m h  CFM   h 

mh  115,686.2  0.047  60 

m h  326,235 .08

lb 147.97 TPH  h

36

11. DISENO TERMICO, HIDRAULICO Y MECANICO DEL ECONOMIZADOR El diseño térmico, hidráulico y mecánico de un economizador comprende su dimensionamiento, la perdida de tiro, la caída de presión y las verificaciones de los elementos mecánicos teniendo en cuenta las propiedades físicas de fluidos envueltos en el diseño y consideraciones de espacio. 11.1. Diseño Térmico Esta parte del diseño del economizador se basa principalmente en encontrar la mejor configuración espacial que se adapte a los requerimientos, tomando como punto de partida la termodinámica y transferencia de calor. 11.1.1. Tasa de Transferencia de Calor en el Economizador

Figura 11-1 Esquema Balance Energético Economizador

Suponiendo que toda la energía de los humos es transferida al agua en el economizador y el sistema de la Figura 11-1, se plantean las ecuaciones que describen la transferencia de calor (TC): 

Q EC  U A LMTD 



(11.1)



Q EC  m a  (hasal  haen )  m h  c ph (Thsal  Then )

(11.2)

Donde, 

Q EC

=

Tasa de TC en el Economizador (cálculo), Btu/h (kW). 37

U

= =

A LMTD = 

Coeficiente Global de TC (cálculo), Btu/h ft2˚F (kW/s m2 K). Superficie de Transferencia de Calor29 (cálculo), ft2 (m2). Diferencia de Temperatura Media Logarítmica (cálculo), ˚F (C).

= =

Flujo másico de los humos (dato, numeral 10.4.2). 326,235.08 lb/h (147.97 TPH).

= = = = =

Flujo másico agua de alimentación (dato, Tabla 10-1). 120,000.00 lb/h (15.1 kg/s). Temperatura del agua a la salida del economizador (dato asumido). 330.0°F (165.5°C). Entalpia del agua a la salida del economizador (dato asumido).

=

301.3 Btu/lb (699.3 kJ/kg).

Ta en

=

Temperat. del agua a la entrada del economizador (dato, Tabla 10-1).

haen

= =

235.0°F (112.8°C). Entalpia del agua a la entrada del economizador (dato, Tabla 10-1).

=

204.3 Btu/lb (474.2 kJ/kg).

mh 

ma

Ta-sal

ha  sal

Teniendo en cuenta los lineamientos de este método30, se asume Ta-sal = 330˚F (165.5˚C) y se encuentra que la entalpia del agua a esta temperatura es ha-sal = 301.3 Btu/lb (699.3 kJ/kg) la cual se verificara posteriormente. Según la suposición anterior y utilizando la ecuación (11.2), la tasa de TC en el agua del economizador es:   Btu Q EC  ma ha  120,000.00  (301.3  204.3) h  Btu 3,415.35 kW  Q EC  11'645,261.9 h 11.1.2. Temperatura de los Humos a la Salida del Economizador Despejando Th-sal de la ecuación (11.2), se tiene que:

Th  sal

29 30

   Q  Then    EC  mh  C ph 

    F  

 

Área de calentamiento. Referirse al marco teórico y metodología. 38

Reemplazando los datos,

 11'645,261.9  Th sal  514.2     377.8 F (192.1 C )  326,235.08  0.262  Donde, Cph = 0.262 Btu/lb ˚F (1.087 kJ/kg ˚C)  Verificación del Punto de Roció Esta verificación se lleva a cabo calculando la presión parcial del agua según su porcentaje en volumen a la salida del economizador, con esta presión y según las tablas de propiedades del agua, se encuentra la temperatura de saturación. PH2O(parcial) = fracción en vol. del H2O en humos = 0.101 atm (9.9 kPa) PH2O(absoluta) = PH2O(parcial) + Patm = 0.101 + 0.999 = 1.101 atm (111.55 kPa) Según las tablas de propiedades del agua, tenemos que el vapor de agua a la presión encontrada arriba alcanza su punto de saturación en 215.1°F (101.8°C). Teniendo en cuenta que la temperatura de los humos a la salida del economizador será de 377.8°F (192.1°C) y la Tabla 7-7 (Registro Histórico Estudio de Emisiones Atmosféricas de la Caldera D1) en donde se muestra que la máxima caída de temperatura de los humos en los ductos desde la salida del calentador de aire hasta la chimenea es de 50°F, se infiere que la mínima temperatura de los humos en la chimenea será de 327.8°F (164,3°C) si se implementa el economizador, lo que finalmente garantiza que no habrá condensación del vapor de agua de los humos hasta la chimenea debido a que esta temperatura se encuentra alejada en mas de 112°F del punto de roció. 11.1.3. Cálculo de la LMTD Para el cálculo de la LMTD es necesario conocer el tipo de arreglo termo-hidráulico mas apropiado para la aplicación. Para este caso se ha seleccionado el arreglo a contra flujo, debido a que es la configuración mas efectiva en cuanto a transferencia de calor y representa una evacuación rápida y segura de vapor (si se llega a formar). 39

De la figura. 11-2B, Caso III (intercambiadores de calor a contraflujo), la diferencia de temperatura logarítmica media es: LMTD 

LMTD 

Donde, Th-en = = Th-sal = = Ta-en = = Ta-sal = =

(Th en  Ta  sal )  (Th  sal  Ta en )  F (Th en  Ta  sal ) ln (Th  sal  Ta en )

(11.3)

(514.2  330.0)  (377.8  235.0)  162.5 F (72.5 C ) (514.2  330.0) ln (377.8  235.0)

Temperatura de los humos a la entrada del economizador (dato) 514.2˚F (267.8˚C). Temperatura de los humos a la salida del economizador (cálculo) 377.8˚F (192.1˚C). Temp. del agua alimentación a la entrada del economizador (dato) 235.0˚F (112.8˚C). Temp. del agua alimentación a la salida del economizador (cálculo) 330.0˚F (165.5˚C).

Figura 11-2A LMTD para diferentes configuraciones de intercambiadores de calor.

40

Figura 11-2B LMTD para diferentes configuraciones de intercambiadores de calor.

11.1.4. Calculo del Coeficiente Global de Transferencia de Calor El coeficiente global de transferencia de calor (U) es la propiedad que permite cuantificar la capacidad del medio (humos, agua, pared de tubo) para transmitir o disipar energía. El inverso del término UA de la ecuación (11.1) se puede expresar como la suma de las resistencias térmicas del lado de humos (convección, radiación y ensuciamiento), por pared del tubo (conducción) y lado del agua (convección y ensuciamiento): 1  Rh  Re ,h  Rt  Re ,a  Ra  Ro UA

Donde, Rg = Re,g = Rt = Re,a = Ra =

(11.4)

Resistencias térmicas (radiación y convección) lado de los humos. Resistencia en los humos por ensuciamiento (fouling). Resistencia debido a pared de tubo. Resistencia por ensuciamiento lado del agua (scale). Resistencia térmica (convección) lado del agua.

41

Reemplazando en la ecuación (11.1) el término UA: 

Q EC  LMTD RO

(11.5)

Donde Ro es la resistencia global. En términos de los coeficientes individuales de transferencia de calor expresados con la letra h (humos) y a (agua), la ecuación (11.4) puede reescribirse de la siguiente manera según el análogo eléctrico de la Figura 11-3 y:

1 1 1 1 1    Rt   UA (hA) h (he A) h (he A) a (hA) a

Rh

Te ,h

Re ,h

Tt ,h

Rt

Tt ,a

Re , a

(11.6)

Te,a

Ra



Q

Ta

Th

Figura 11-3 Circuito Térmico para Transferencia de Calor en el Economizador

11.1.4.1.

Resistencia Térmica Lado de Humos, R h.

A continuación se calculan los inversos de las resistencias térmicas por convección y radiación, es decir, los coeficientes de transferencia de calor (hh) teniendo en cuenta las condiciones de operación actuales de la caldera, las propiedades termofísicas de los humos, la geometría del economizador y las relaciones de Nusselt, Reynolds y Prandtl.  Coeficiente de Transferencia de Calor por Convección (hch) Para el cálculo de este coeficiente es necesario utilizar la relación entre los números adimensionales de Nusselt (Nu), Reynolds (Re) y Prandtl (Pr) los cuales caracterizan totalmente los humos ya que Nu = f (Re, Pr). 42

Numero de Reynolds Este parámetro es utilizado para caracterizar el patrón de flujo en ductos. La utilización de este parámetro significa que las fuerzas gravitacionales e intermoleculares son despreciables comparadas con las fuerzas relativas a la viscosidad del fluido. El Número de Reynolds es proporcional al flujo másico de los humos, al área de flujo libre, al diámetro hidráulico y a la viscosidad dinámica del fluido:  G Re  h h (11.7)

h

Donde, Gh = ζh = h =

Flujo másico de humos por unidad de área Viscosidad Dinámica (dato; numeral 10.4.1.) Diámetro Hidráulico

 Flujo másico de humos por unidad de área (Gh). Este flujo se describe mediante la siguiente ecuación: 

m Gh  h Ah

 lb   h ft2   

(11.8)

Donde, 

mh Ah

= = =

Flujo másico de los humos Area de flujo libre Area perpendicular al flujo de humos por donde circulan los mismos

Para el encontrar el área de flujo libre (Ah) se ha supuesto un economizador como el ilustrado en la Figura 11-4 con tubos de 2 in (5.08 cm) de diámetro exterior (Φe) y 14 ft (4.27 m) de longitud (Lt), 30 filas de tubos perpendiculares al flujo de humos (RD) y con un espaciamiento de 3 in (7.62 cm; Lḻ) entre centros (esta suposición está sometida a verificación al final del diseño térmico). Vale la pena mencionar que las anteriores suposiciones son basadas en las recomendaciones de la ASME (U) y fabricantes de calderas acreditados.

43

Flujo de Humos

Altura = 22 filas Lḻ

=3

in

Φe = 2 in

Profundidad = 30filas Lt = 14 ft

Figura 11-4 Economizador ilustrativo. El espaciamiento vertical (pitch vertical) entre tubos es ligeramente mayor a 2.5 veces el diámetro externo de los tubos evitando disminuciones de transferencia de calor de hasta el 30% 31 Flujo de Humos Φe = 2 in

3” 7.6 cm

3” (7.6 cm)

Figura 11-4A Configuración de los tubos del Economizador

Teniendo en cuenta estas suposiciones, se calcula el área de flujo libre de acuerdo a la siguiente expresión: Ah

31

=

Area total perpend. flujo de humos ( A ) – Area proyectada por tubos

=

A - ( RD · Lt ∙ Φ e /12)

=

105 - ( 30 · 14 · 2/12) =

35.5 ft2 (3.25 m2)

Steam – Its generation & Use: Economizers & Air Heaters. Barberton - Ohio, 2005. 44

Donde,

A

=

[1 + (nro de filas x espacmto de tubos entre centros)] x Long. de tubo

=

( 1 + RD · Lḻ /12 ) · Lt = ( 30 · 3/12 ) · 14 = 105 ft2 (9.75 m2)

Con los anteriores datos se calcula finalmente el flujo másico por unidad de área: 

m 326,235.08  lb  Gh  h   h ft 2  Ah 35.5  

Gh  9,321.0

lb  Ton  45.51  2  h  ft  h  m2 

 Diámetro hidráulico (longitud característica; h ). El diámetro hidráulico se describe por la siguiente expresión:

h  4 h 

sec cion de area donde cruzan los humos perimetro ' mojado' por los humos

espaciamie nto entre tubos  long. tubo 2  (espaciamto entre tubos  long. tubo)

h  4 

1/1214  0.17 ft (5.18 cm) 2  1/ 12  14

Reemplazando en la ecuación (11.7) los anteriores valores junto con la viscosidad dinámica de los humos encontrada (numeral 10.4.1.), tenemos:

Re 

Re 

 h  Gh h

0.17  9,321.0  25,471.2 0.0606

45

Numero de Prandtl Este número adimensional relaciona la difusión de momento y el calor en el fluido, también significa la relación entre el espesor de la capa límite térmica y viscosa del mismo: C ph   h Pr  kh Pr 

0.262  0.0606  0.732 0.0217

Numero de Nusselt Este parámetro representa el gradiente de temperatura y relaciona los números de Prandtl y Reynolds h  (11.9) Nu  ch h kh

Nu  0.321 Re 0.61 Pr n Fa Donde, Fa =

=

(11.10)

Factor de arreglo afectado por Re para diversas config. de tubos en línea (Figura 11-4A). Superficies comercialmente limpias para Ceniza en flujo de humos, f (Re, configuración de tubos). 0.9

Igualando las ecuaciones (11.9) y (11.10) y reemplazando los valores conocidos en la nueva ecuación, tenemos: hch  0.17  0.321  25,471.2 0.61  0.732 0.33 Fa 0.0217

Despejando para hch hch = 16.63 Btu / h ft2 ˚F (94.43 W/m2 ˚C) y

1/hch = Rch = 0.0601 h ft2 ˚F/Btu (0.0106 m2 ˚C/W)

46

Curvas Denotadas por :

l|| D0



Espacio Entre Tubos en Direccion del Flujo de Gas Diametro Externo del Tubo

l Espacio Transversa l Entre Tubos en Flujo de Gas  D0 Diametro Externo del Tubo

l Espacio Transversa l del Tubo en Flujo de Gas  D0 Diametro Externo del Tubo

Figura 11-5 Factor de Arreglo de tubos en línea, afectado por el número de Reynolds. Tubos limpios para flujo cruzado en productos de combustión.

 Coeficiente de Transferencia de Calor por Radiación (hrh) Como resultado de la combustión, vapor de H2O, CO2 y SO2 se forman contribuyendo de manera apreciable a la radiación. El patrón de emisividad (transferencia de calor no luminosa o radiación) de estos gases ha sido ampliamente estudiado y se dispone de graficas que han sido trazadas en función de la temperatura, la presión parcial y la longitud de radiación media (beam lenght) para cuantificar rápidamente este coeficiente. El intercambio de radiación entre los humos y sus alrededores se describe mediante la siguiente relación: Q   ( hTh4   hTo4 ) A

Donde, εh = αh = Th-prom = T0 = σ =

(11.11)

Emisividad de los humos a T h (cálculo). Absortividad a T0. Temperatura absoluta de los humos, ˚R (dato). Temperatura absoluta de superficie de tubo, ˚R (cálculo). Constante de Boltzman (0.173 · 10-8).

47

εh se expresa como: ε h = εCO2 + η∙εH2O - ∆ε Donde, εCO2 = εH2O = ∆ε = η =

(11.12)

Emisividad correspondiente al CO2 Emisividad correspondiente al H2O Corrección correspondiente a la presencia de CO2 y H2O Factor de corrección debido a la emisividad de H2O

Aunque es deseable calcular el flujo de calor en la ecuación (11.11), es tedioso estimar αh a temperatura T0. Considerando el hecho que To4 será mucho más pequeño que Th4 , se utiliza la siguiente expresión simplificada con una pérdida menor en exactitud32: Q     h (Th4  To4 )  hrh (Th  To ) A

El coeficiente de transferencia de calor no luminosa (radiación) hrh se expresa como:

hrh     h

Th4  To4 Th  To

(11.13)

Para estimar hrh, la presión parcial de los gases triatómicos y la longitud de radiación media L son requeridas. L es una característica de dimensión, la cual depende de la forma de la cavidad. Para un banco de tubos que intercambian radiación con los humos, se puede demostrar que,

L  1.08 

L  1.08 

L  L  0.785  e2

e

3  3  0.785  22 2

 3.2 in (8.13 cm)

32

Ganapathy V. Industrial Boilers & Heat Recovery Steam generators: Heat Transfer Equipment Design and Performance. New York, Marcel Dekker, 2003. 48

Donde, L y L son las distancias paralelas y transversales al flujo de los humos entre centros de tubo respectivamente y Φe es el diámetro externo de tubo. εh es estimado según las tablas 11-5A, 11-5B, 11-5C y 11-5D de las cuales se obtiene εCO2, εH2O, ∆ε y η respectivamente. Para propósitos de ingeniería, los efectos de radiación inherentes al SO2 son tomados de igual manera a los efectos del CO2. Teniendo en cuenta que CO2 = 10.9 %, H2O = 10.1 % (vol), Th-prom = 445˚F (230˚C) y… PCO2 · L = fracción en vol. del CO2 · L = 0.109 · 3.2/12 = 0.029 atm–ft (0.87 bar–cm) PH2O · L = fracción en vol. del H2O · L = 0.101 · 3.2/12 = 0.026 atm–ft (0.81 bar–cm) Según las tablas mencionadas, εCO2 = 0.045, εH2O = 0.08, ∆ε = 0.001 y finalmente η = 1.05.

Figura 11-6A Emisividad del CO2.

Figura 11-6B Emisividad del vapor de agua.

Por lo tanto, reemplazando los valores de emisividad y factores de corrección en la ecuación (11.12) tenemos que la emisividad de los humos es, εh

=

εCO2 + η∙εH2O - ∆ε = 0.045 + 1.05∙0.08 – 0.001 = 0.128

49

Figura 11-6C Termino de Corrección ∆ε Debido a la presencia de H2O y CO2.

Figura 11-6D Factor de Corrección por Emisividad de H2O.

Reemplazando los respectivos valores en la ecuación (11.13) tenemos finalmente el coeficiente transferencia de calor por radiación,

50

hrh     h

Th4  To4 Th  To

8

hrh  0.173  10 0.128 

hrh  0.56 

Btu F  h  ft 2

905.64  819.04 905.6  819.0 w    3.17 2   m C 

Rrh = 1/hrh = 1.75 h ft2 F/Btu (0.315 m2 ˚C/W)

y,

 Resistencia Térmica por Concentración de Ceniza (Fouling) Rhe El fouling se puede definir como la deposición de una capa aislante compuesta por ceniza en la superficie de calentamiento. Según constructores de calderas de India, para el caso de humos generados por combustión de bagazo se debe considerar un coeficiente de resistencia térmica igual al 90% del valor considerado para calderas quemadoras de carbón (Tabla 111), según lo anterior tenemos: Rhe = 0.9 x 0.001761 = 0.001585 m2 C/W (0.00899 ft2 ˚F h/Btu) 11.1.4.2.

Resistencias Térmicas Lado del Agua

Este numeral se compone generalmente del cálculo del coeficiente de transferencia de calor del lado del agua y la resistencia que se presenta por la “capa” de impurezas arrastradas por el agua de alimentación que se forma en la pared del tubo. En Incauca, el agua de alimentación proviene en mayor parte de la condensación del vapor de escape, el faltante lo aportan los condensadores de vapores vegetales generados en las líneas de evaporación de jugo Para controlar el fenómeno de deposición de capas aislantes en las paredes de los tubos de las calderas (scale) y descargar gases incondensables (SO 2, CO2, NH3), se ha implementado un riguroso tratamiento químico en el agua de alimentación con Nalco Rexguard 22300, antiespumante 2563 y secuestrante de oxigeno 2811 los 51

cuales facilitan las extracción de silicio y de sales no solubles como calcio o magnesio, evitando de esta manera corrosión localizada y aislamiento ocasionado por deposición de impurezas. Por lo anterior se concluye que la resistencia por el fenómeno de deposición de capas aislantes en las paredes de los tubos es despreciable en comparación con las resistencias ya calculadas.

Tabla 11-1 Resistencias según TEMA por Deposición de Ceniza

Para demostrar lo anterior, nos referimos a la Tabla 11-233 donde se muestran las resistencias para distintos tipos de agua según TEMA. En este caso el valor de la 33

Kakac S. Heat Exchangers, Selection, Rating and Thermal Design: Fouling of heat exchangers. Miami, CRC Press, 2002. 5-172 p. 52

resistencia del lado del agua es 0.000088 m2K/W (0.00049 ft2 F h/Btu) el cual es bastante bajo. Por otro lado, según la bibliografía consultada, la resistencia del lado del agua es despreciable.

Tabla 11-2 Resistencias Térmicas por Distintos Tipos de Agua

11.1.4.3.

Resistencia por Pared de Tubo.

La resistencia por pared de tubo se encuentra entre el 1 % y 2 % de la resistencia global por lo tanto se considera despreciable34. Considerando lo anterior y la ecuación (11.6) el Coeficiente Global de Transferencia de calor es:

1 1 1   Re   Re U hh hrh  hch

(11.16)

1 1  Ro   0.00899 U 0.56  16.6 34

Kakac S. Boilers, Evaporators and Condensers: Industrial Heat Exchanger Design Practices. Coral Gables, CRC Press, 1991. 5-175 p. 53

h ft2 F  m2 F   0.0118  RO  0.0675 Btu  W  U  14.72

Btu  W   83.58 2   2 h ft F  m F

11.1.5. Verificación del Método de la LMTD La verificación del método se realiza comparando la temperatura del agua de alimentación saliendo del economizador (entalpia del agua a la salida) supuesta en el numeral 11.1.1. con la temperatura que se obtuvo según el método de la LMTD y haciendo otras suposiciones de tipo geométrico (diámetro, longitud, cantidad y espaciamiento entre tubos).  Tasa total de transferencia de calor. Reemplazando los valores conocidos en la ecuación (11.1) tenemos, 

QEC  U A (LMTD)

(11.17)



Q EC  14.72 x 4,838.1 x162.5 

Q EC  11'573,898.1

Btu 3,426.26 kW  h

Donde, U = LMTD = A = =

14.72 Btu / h ft2 ˚F (83.58 W/m2 ˚C) 162.5˚F (72.5˚C) 4,838.1 ft2 (449.5 m2) Area de calentamiento total

El área de calentamiento total se encontró de acuerdo a las suposiciones del numeral 11.1.4.1.

54

 Entalpia y Temperatura del Agua a la Salida del Economizador Haciendo uso de la ecuación (11.2) y teniendo en cuenta la tasa de transferencia de calor anterior, se verifica la entalpia del agua de alimentación a la salida del economizador supuesta en el numeral 11.1.1. (301.3 Btu/lb) con la entalpia del agua a la salida calculada según el método descrito: 



ha sal  ha en  Q EC / ma Btu / lb

11'573,898.1 120,000 Btu  kJ   701.18   300,7 lb  kg 

hasal  204.3  hasal

De acuerdo a la entalpia encontrada y según las tablas de vapor, se verifica la temperatura del agua supuesta (330˚F):

Tasal  325 F La diferencia de la entalpia y temperatura calculada con el método de la LMTD difieren solo en 0.13% y 1.5% respectivamente de los valores supuestos, por lo tanto se aceptan las suposiciones realizadas (dimensiones y geometría). 11.2. Diseño Hidráulico El diseño hidráulico es generalmente un complemento a los resultados obtenidos del diseño térmico debido a que certifica las caídas de presión en los fluidos de acuerdo a la configuración planteada. 11.2.1. Perdida de Tiro35 De acuerdo a restricciones y recomendaciones del Ingenio para el diseño del economizador se ha seleccionado el arreglo de tubos en línea por su baja resistencia al paso del fluido. Se calcula la caída de presión del lado de humos con la siguiente relación teniendo en cuenta el arreglo adoptado:

35

Ganapathy V. Applied Heat Transfer. Tulsa, OK: Penn Well Books, 1982, pp 500–530.

55

P  9.3  10 10  f  Gh2 

RD

g

(11.18)

Donde, Gh

=

Flujo de humos por unidad de área, lb / h  ft 2 .

f

=

Factor por Fricción.

g

=

Densidad del Gas, lb / ft3 .

RD

=

Profundidad en Número de Filas.

Como en nuestro caso 2000 < Re < 40000, se utiliza la siguiente relación para calcular el factor por fricción36:    0.08  L / e f  Re 0.15  0.044   0.431.13 e L   L  1     e   

      

Reemplazando los valores, se tiene…

f  25,471.2

0.15

  0.08  3 / 2  0.044  2 0.431.13  3 3 1 2 





    0.0691  

Reemplazando en la ecuación (11.18) el resultado anterior, tenemos: P  9.3 10 10  0.0691  25,471.2 

2

22 0.047

P  2.61 inH 2O 66.29 mmH 2O

36

Ganapathy V. Industrial Boilers & Heat Recovery Steam generators: Fluid Flow, Valve Sizing and Pressure Drop Calculations. New York, Marcel Dekker, 2003. 56

11.2.2. Caída de Presión lado del Agua Para caracterizar el tipo de flujo y encontrar los parámetros necesarios para la caída de presión, se calcula el Número de Reynolds según la siguiente relación:

Re 

Donde, Øint = = µAA GAA

= = =

GAA  int

 AA

(11.19)

Diámetro Interno tubos 1.66 in = 0.138 ft (tubos de Øe = 2 in y 0.148 in de espesor y con Tolerancia por manufactura de 15 %) Viscosidad Absoluta del Agua de Alimentación 0.486 lb/h ft (Tabla 10-4) Flujo másico por unidad de área:

El área para el flujo de agua es 2.16 in 2/tubo y el área total (AAA) de flujo es:  2.16 in 2 1.0 ft 2    0.45 ft 2 AAA   * 30 tubos * 2  tubo 144 in  

Entonces, el flujo másico del agua por unidad de área es: 

G AA

m 120,000  a  AAA 0.45

G AA  266,666.6

(11.20)

lb  TPH  1,301.5 2  2  h  ft  m 

Reemplazando los valores en la ecuación 11.19, se calcula finalmente el Número de Reynolds: Re 

266,266.6  0.138  61,394.7 0.486

57

La caída de presión en el economizador es la suma de las perdidas por fricción, perdidas en la entrada y salida y perdidas por accesorios y/o cambios de dirección:

PEC

Donde, f = = = L Nb vAA

= = = =

2  f  L 1.5 N b    G AA        v AA   5   1.2 12    10    int

(11.21)

Coeficiente de fricción (Tablas 11-7A, 11-7B) 0.023 Longitud = Altura en número de filas x longitud de tubo 22 x 14 ft = 308 ft 21 codos 180°, relación radio del codo a DI = Rc/Øint = 0.9 21 x 0.55 = 11.5 (Tabla 11-8) Volumen especifico del agua de alimentación 0.017 ft3/lb

Figura 11-7A Rugosidad Relativa de Varias Superficies Conductoras 58

Figura 11-7B Relación Factor de Fricción/Numero de Reynolds para Fluidos en Circuitos Cerrados

Figura 11-8 Perdidas por Codos en Términos de Cabezas de Velocidad (Tubería Redonda) 59

Reemplazando los valores obtenidos en la ecuación (11.21) tenemos, 2  0.023  308 1.5 11.5    266,266.6   PEC      0 . 017      0.78 psi  5 1.2 12    1.66  10  

La caída de presión total (entrada economizador hasta el domo evaporador) debe incluir la caída de presión por cabeza diferencia de altura (25 ft) mas perdidas por accesorios y fricción. Asumiendo que el diámetro de tubería es grande y que las pérdidas por accesorios son despreciables (∆PTubería=0) se calcula la cabeza estática: ∆Pestatica = ∆Z / (144∙vAA) = 10.2 psi

(11.22)

Donde, ∆Z

=

Elevación Cabezal Entrada Economizador y Línea Centro Domo

=

Evaporador 25 ft (7.6 m)

La caída de presión Total desde la entrada al economizador hasta el domo es: ∆PTot = ∆PEC + ∆Pestatica + ∆Ptuberia = 0.78 + 10.2 + 0 = 10.98 psi

(11.23)

11.3. Diseño Mecánico Este numeral comprende básicamente la verificación de ciertos elementos, el cálculo de las reacciones en la estructura de soporte del Economizador y la expedición de planos con lista de materiales y pesos. Las configuraciones, diámetros, espaciamientos y longitudes de tubos ya han sido seleccionados y verificados. Como se mostro previamente en el diseño termohidráulico, se ha sugerido un Economizador a contraflujo, en donde en agua entrara por al cabezal de la parte baja del mismo y los humos fluirán en sentido descendente. La carcasa del economizador debe estar totalmente aislada y la misma deberá contar con varillas soldadas para su propio soporte.

60

11.3.1. Diseño de los Cabezales de entrada y salida del Agua de Alimentación Los cabezales serán construidos con acero SA-106 grado B según recomendación de Colmáquinas y los códigos ASME para recipientes sometidos a presión interna y en concordancia a las propiedades del material. Considerando las modificaciones a la teoría de la membrana del código ASME, Sección VIII, División I para encontrar el mínimo espesor requerido (t) para los cabezales de entrada y salida del economizador y teniendo en cuenta que la presión interna de estos recipientes será máximo 412 psig (2.84 MPa) a 330°F (165.5°C) y que se ha escogido un radio interno de 5” (Ri), se tiene:

t

t

Donde, t = P = SE =

P  Ri SE  0.6P

(10.24)

412  5.0  0.11in 2.9mm  18000  0.6  412

Espesor Presión Interna de Diseño, 412 psi (2.84 MPa). Esfuerzo Permitido a Temperatura de Diseño afectado por la eficiencia más baja de la soldadura en la junta, 18000psi (124.1MPa).

Según el cálculo anterior los cabezales deben tener un espesor de pared mínimo de 0.09 in de acuerdo al radio interno seleccionado. Para cumplir con la norma se selecciona un cabezal de 5 NPS SCH 40 (5.563 in de diámetro exterior y 0.258 de espesor de pared), obteniendo un factor de seguridad de 2.43 en espesor de pared. Los dos cabezales se construirán con las mismas dimensiones. Se manufacturaran Niples de inspección con DE de 2 ½” (63.5 mm) en el lado opuesto de la descarga de agua. 11.3.2. Tubos del Economizador Para esta aplicación se recomienda acero al carbono sin costuras (SA-210C Specification for Seamless Medium-Carbon Steel Boiler and Superheater Tubes) debido a que los productos de la combustión del bagazo se pueden clasificar como 61

gases no corrosivos, por lo tanto un recubrimiento de hierro colado no es necesario. Según la ecuación (10.24) tenemos que: t

412 1.66  0.03 in 0.8mm  21000  0.6  412

Lo cual verifica la geometría tenida en cuenta para el análisis hidráulico en donde se selecciono un espesor de pared de tubo de 0.148 in (comercial). 11.3.3. Peso del Economizador El 60% del peso del economizador esta representado por los tubos y los cabezales, el restante hace referencia a placas, elementos de sujeción y accesorios. Teniendo en cuenta que el peso por unidad de longitud (PL) de los tubos y cabezales es aproximadamente (según el DE y espesor de pared) 5.41 kg/m y 11.29 kg/m respectivamente, tenemos: Peso aproximado del economizador vacio = PEC PEC = (LT x NT x PT + LC x NC x PC) x 1.4 x 9.8 = (4.3 x 660 x 5.41 + 3.2 x 2 x 11.29)x1.4 PEC = 213.9 kN (48086 lbf) Donde, LT = LC = NT = PT = PC = NC =

Longitud de tubo (m) Longitud de cabezal (m) Numero de tubos Peso por unidad de longitud de los tubos (kg/m) Peso por unidad de longitud de los cabezales (kg/m) Nro. De cabezales

El peso aproximado del Economizador completamente es el siguiente: PECT

= = =

PEC + VEC x γagua = PEC + (AFT x LT x NT + π x Ri2 x LC x NC) x γagua PEC+(0.0014m2 x 4.3m x 660 + 3.14 x 0.112 m2 x 3.2 m x 2)x9.82 kN/m3 213.9 kN + 41.6 kN = 255.5 kN

62

Donde, VEC = AFT = Ri =

Volumen de flujo del economizador Area de flujo por tubo Radio interno de cabezal

11.3.4. Estructura de Soporte del Economizador La estructura de soporte es sencilla y se calcula con los métodos básicos de mecánica de materiales debido a que el economizador se restringe lateralmente mediante el ducto que lo conecta al colector de polvo como muestra el plano ERFDRW-002EC, impidiendo de esta manera desplazamientos laterales (referirse al plano ERF-DRW-001EC para información sobre longitudes y perfiles).

W 24x94

81.1 kN

W 10x45 W 24x146 34.7 kN

53.9 kN 255 kN W 12x87

69.5 kN

W 14x90

W 24x146 W 14x90 15.8 kN W 24x94 W 14x90

Figura 11-10 Cargas del Economizador en la Estructura de Soporte; (área de la base del Economizador 12.8 m 2)

63

11.3.5. Planos del Economizador Los planos desarrollados que resumen los diseños anteriores son los siguientes:  Economizador Arreglo General (ERF-DRW-001EC)  Localización y cubiertas de aislamiento del Ec. (ERF-DRW-002EC)  Localización General del Economizador (ERF-DRW-003EC)  Cabezal de Entrada del Economizador (ERF-DRW-004EC)  Cabezal de Salida del Economizador (ERF-DRW-005EC) 11.4. Resumen de los Parámetros de Diseño. Item Altura del Economizador Profundidad del Economizador Total Tubos Longitud Tubos Diámetro Exterior Tubos Diámetro Interior Tubos Espesor Tubos Pitch Paralelo Pitch Transversal Radio Curvatura de Codos (línea de centro) Total Codos

Abrev. Unidad Magnitud AEC filas 22 DEC filas 30 TT tubos 660 Lt ft (m) 14 (4.26) Øe in (cm) 2 (5.08) Øi in (cm) 1.66 (4.21) Esp. in (cm) 0.17 (0.43) L|| in (cm) 3 (7.62) in (cm) 3 (7.62) Lḻ RC in (cm) 1.5 (3.81) TC codos 630 2 2 AT ft (m ) 4838.1 (449.5) Área Total Perpendicular al flujo de Humos ft2 (m2) 105 (9.75) Aḻ 2 2 Área de flujo libre de Humos Ah ft (m ) 35 (3.25) Diámetro Hidráulico Øe in (cm) 0.17 (0.43) Área de Flujo Agua de Alimentación AAA ft2 (m2) 39.55 (3.67) Tabla 11-3 Parámetros Geométricos como Resultado del Diseño Termo-Hidráulico Item Tasa Total de Transferencia de Calor

Abrev. QEC

Unidad Btu/h (kW) Temp. Humos a la Salida del Econom. Th °F (°C) Temp. Promedio Humos en el Econom. Thprom °F (°C) Flujo Humos por Unidad de Área Gh lb/h ft2 (Ton/h m2) Temp. Agua a la Salida del Econom. Ta-sal °F (°C) Entalpia Agua a la Salida del Econom. ha-sal Btu/lb (kJ/kg) Coeficiente Global de Transf. de Calor U Btu/h ft2 °F (kW/m2 °C) Área de Calentamiento Total AT ft2 (m2) Caída de presión lado agua psi Perdida de Tiro inH2O Tabla 11-4 Parámetros Termo-hidráulicos

Magnitud 11´645,261.9 (3,415.35) 377.8 (192.4) 445.9 (229.9) 9321.0 (62.45) 330.0 (165.5) 300.6 (689.3) 14.72 (83.58) 4838.1 (449.5) 10.61 2.68 64

12. ANALISIS TECNICO-AMBIENTAL El análisis técnico-ambiental se fundamenta en relacionar el nivel de emisiones actuales de gases (SO2 y NOX) con el consumo de combustible y la generación de vapor tomando como referencia el estudio de emisiones realizado por el ingenio. Para lograr lo anterior se encuentran las relaciones de SO 2 y NOX generado por vapor generado (kgSO2/Tonvapor y kgNOx/Tonvapor) y emisiones de SO2 y NOX generadas por bagazo consumido (kgSO2/Tonbagazo y kgNOx/Tonbagazo). Posteriormente se encuentra la ventaja ambiental que representa el Economizador partiendo del ahorro de combustible calculado en el numeral dos (Justificación) y obteniendo la futura reducción de emisión de gases para compararla con los datos actuales.

12.1. Tasas de Emisiones Actuales  Análisis de Emisiones de SO2 y NOX A pesar que el contenido de Azufre (S) en el bagazo en bastante bajo, es importante encontrar las tasas de generación de este compuesto por tratarse de un gas de efecto invernadero, por otro lado se analiza la generación de óxido de nitrógeno (principal generador del ozono foto-químico o smog y la lluvia acida) teniendo en cuenta el estudio de emisiones ya mencionado. Con los datos de la Tabla 7-7 (Registro Histórico de los Estudios de Emisiones Atmosféricas de la Caldera D1) se obtiene la Figura 12-1 y las tablas a continuación las cuales que enseñan claramente los flujos de vapor, bagazo, SO 2 y NOX con relación a la generación de vapor.

65

Emisión de SO2 [kg/h]

29,04 26,38

Emisión de NOx [kg/h]

Consumo de Bagazo [TPH]

22,63

21,54

19,92

18,06

16,00

13,75 2,89

70,62

2,88

69,00

2,51

60,30

19,05

17,82

16,61

2,47

60,30

2,39

59,29

Generación de Vapor [TPH]

17,96

13,39

2,15

55,60

16,96

13,11

2,09

55,20

14,01

1,96

51,70

Figura 12-1 Generación de vapor, SO2 y NOX por consumo de bagazo actual.

 Dióxido de azufre (SO2) generado por Tonelada de vapor sobrecalentado generado

TPH de vapor

kg/h de SO2

70,62 69,00 60,30 60,30 59,29 55,60 55,20 51,70

2,89 2,88 2,51 2,47 2,10 2,15 2,09 1,96

kgSO2/Tonvapor (gSO2/Tonvapor) 0,0409 (40,91) 0,0417 (41,74) 0,0416 (41,63) 0,0409 (40,96) 0,0403 (40,31) 0,0386 (38,67) 0,0378 (37,86) 0,0379 (37,91)

Tabla 12-1 Relaciones kgSO2/Tonvapor y gSO2/Tonvapor

En promedio la caldera D1 genera 39,99 gramos de SO 2 producto de la combustión del bagazo por cada tonelada de vapor sobrecalentado generado.

66

 Dióxido de azufre generado por Tonelada de bagazo consumido

TPH de bagazo

kg/h de SO2

29,04 26,38 21,54 22,63 19,92 19,05 17,96 16,96

2,89 2,88 2,51 2,47 2,10 2,15 2,09 1,96

kgSO2/Tonbagazo (gSO2/Tonbagazo) 0,0995 (99,50) 0,1092 (109,17) 0,1165 (116,55) 0,1092 (109,17) 0,1054 (105,42) 0,1128 (112,86) 0,1164 (116,41) 0,1157 (115,74)

Tabla 12-2 Relaciones kgSO2/Tonbagazo y gSO2/Tonbagazo

En promedio la caldera D1 genera 112,43 gramos de SO 2 producto de la combustión por cada tonelada de bagazo consumido.  Óxido de Nitrógeno (NOX) generado por Tonelada de vapor generado

TPH de vapor 70,62 69,00 60,30 60,30 59,29 55,60 55,20 51,70

kg/h de NOX 18,06 16,00 16,61 17,82 13,75 13,39 13,11 14,01 Promedio

kgNOx/Tonvapor (gNOx/Tonvapor) 0,2556 (255,75) 0,2320 (232,02) 0,2755 (275,48) 0,2958 (295,86) 0,2320 (232,02) 0,2409 (240,96) 0,2375 (237,53) 0,2710 (271,00) 0,2551 (255,08)

Tabla 12-3 Relaciones kgNOx/Tonvapor y gNOx/Tonvapor

En promedio se generan 255,08 gramos de NO X por tonelada de vapor generado.

67

 Óxido de Nitrógeno (NOX) generado por Tonelada de bagazo consumido

TPH de bagazo 29,04 26,38 21,54 22,63 19,92 19,05 17,96 16,96

kg/h de NOX 18,06 16,00 16,61 17,82 13,75 13,39 13,11 14,01 Promedio

kgNOx/Tonbagazo (gNOx/Tonbagazo) 0,6211 (621,12) 0,6061 (606,06) 0,7692 (769,23) 0,7874 (787,40) 0,6896 (689,65) 0,7042 (704,22) 0,7299 (729,93) 0,8264 (826,45) 0,7168 (716,76)

Tabla 12-4 Relaciones kgNOx/Tonbagazo y gNOx/Tonbagazo

En promedio se generan 716,76 gramos de óxidos de Nitrógeno (NOX) por tonelada de vapor sobrecalentado generado. Teniendo en cuenta que el exceso de aire y las condiciones generales de la combustión en el hogar de la caldera permanecen constantes, se puede afirmar que los valores calculados para las relaciones SO2/bagazo y NOX/bagazo serán similares ahora o después de la implementación del economizador, por lo tanto son fijos.

12.2. Estimación de las Relaciones de Emisión después de Implementar el Economizador El cálculo realizado en la justificación de este proyecto arrojo como resultado que aproximadamente un 11.9 % de bagazo se ahorraría con la implementación del economizador, de acuerdo a esto se construye la siguiente tabla donde se muestran el bagazo consumido gracias a la implementación del economizador. Teniendo en cuenta este nuevo consumo de bagazo y las relaciones encontradas en las tablas 12-2 y 12-4 se calculan las emisiones de SO 2 y NOX para hallar finalmente las relaciones futuras de emisión por tonelada de vapor.

68

TPH de vapor Generado

Bagazo Consumido Actualmente (TPH)

70,62 69,00 60,30 60,30 59,29 55,60 55,20 51,70

29,04 26,38 21,54 22,63 19,92 19,05 17,96 16,96

Cuadro Técnico-Ambiental Después de la Implementación del Economizador Consumo Generación de Relaciones de Generación de de Bagazo Emisiones (kg/h) Emisiones (TPH) SO2 NOX kgSO2/Tonvapor kgNOx/Tonvapor (gSO2/Tonvapor) (gNOx/Tonvapor) 25,58 23,24 18,97 19,93 17,55 16,78 15,82 14,94

2,54 2,54 2,21 2,17 2,10 1,89 1,84 1,73

15,89 14,08 14,59 15,69 12,10 11,82 11,55 12,35

0,0359 (35,96) 0,0359 (35,96) 0,0366 (36,65) 0,0359 (35,98) 0,0354 (35,42) 0,0339 (33,99) 0,0333 (33,33) 0,0335 (33,46)

0,2250 (225,00) 0,2040 (204,06) 0,2419 (241,96) 0,2602 (260,19) 0,2041 (204,08) 0,2126 (212,59) 0,2092 (209,24) 0,2389 (238,88)

Tabla 12-5 Cuadro Técnico Ambiental Después de la Implementación del Economizador

De la tabla anterior se obtiene la siguiente grafica donde se traza la generación de emisiones de acuerdo al vapor generado y bagazo consumido. 25,59

23,24 18,98

15,91

Emisión de SO2 [kg/h] Emisión de NOx [kg/h] Consumo de Bagazo [TPH]

14,10

14,63

19,93

17,55

12,11 2,55

70,62

2,54

69,00

2,21

60,30

16,78

15,70

2,18

2,11

11,80

1,89

15,82

14,94

11,55

12,34

1,84

1,73

60,30

59,29 55,60 Generación de Vapor [TPH]

55,20

51,70

Figura 12-2 Generación de vapor, SO2 y NOX por consumo de bagazo después de la Implementación del Economizador.

12.3. Ventaja Técnico Ambiental del Economizador para la Caldera D1. Se puede decir que la ventaja Técnico-Ambiental es un criterio de decisión para la implementación del Economizador debido a que representa el incremento en la eficiencia de caldera por el aprovechamiento de energía en los humos producto de la combustión y por lo tanto disminución de emisiones. Esta ventaja, se puede 69

mostrar de varias formas, por simplicidad, en este trabajo se enseñara como una comparación entre las emisiones actuales y futuras (con economizador). Las graficas a continuación representan la ventaja Técnico-Ambiental tomando como punto de partida la comparación entre la generación de emisiones y consumo de bagazo actuales y futuras para una misma generación de vapor teniendo en cuenta los cálculos realizados anteriormente. 29,04

Consumo de Bagazo Futuro 26,38

25,59

Consumo de Bagazo Actual

23,24

22,63

21,54

19,92

19,93

18,98

17,55

TPH

70,62

69,00

60,30

60,30

59,29

19,05 16,78

55,60

17,96 15,82

55,20

16,96 14,94

51,70

Generación de Vapor [TPH]

Figura 12-3 Consumo de Bagazo actual y futuro vs. Generación de vapor.

2,89 2,55

Generación de SO2 Futuro

2,88

2,51

2,54 2,21

2,47 2,18

2,11

2,15 1,89

kg/h

70,62

Generación de SO2 Actual

2,39

69,00

60,30

60,30

59,29

Generación de Vapor [TPH]

55,60

2,09

1,96

1,84

55,20

1,73

51,70

Figura 12-4 Generación de SO2 actual y futuro vs. Generación de vapor. 70

Generación de NOx Futuro 18,06 14,10

14,63

Generación de NOx Actual

17,82

16,61

16,00

15,91

15,70

13,75 12,11

kg/h

70,62

69,00

60,30

60,30

59,29

Generación de Vapor [TPH]

13,39 11,80

55,60

14,01

13,11 11,55

55,20

12,34

51,70

Figura 12-5 Generación de NOx actual y futuro vs. Generación de vapor.

71

13. ANALISIS FINANCIERO El análisis financiero a continuación se basa en el cálculo del valor presente neto (VPN) del proyecto a partir de los egresos (inversión total de capital, O&M) e ingresos (ahorro de combustible) actualizados. 13.1. Costos Directos (CD) Los costos directos son todos aquellos costos de equipo, materiales, mano de obra, y otros recursos envueltos en la fabricación, montaje e instalación del economizador. 13.1.1. Costos en Sitio (CS) Estos costos hacen referencia a los costos inherentes de los equipos a ser instalados incluyendo equipo de apoyo y conexiones.  Costo de Equipo Adquirido (CEA) Instrumentación Cabezales y accesorios x 2 Aislamiento Laminas Planas y Trapezoidales Platinas 3/8”, 1/2" Tubosx1221 Codosx1184 Perfilesx27 Soplador de Hollín Elementos de sujeción y accesorios

Dimensión o Característica SA-106B, 8 NPS, 10 SCH, 3711 mm Insul-Quick, fibra de vidrio, 490 m2 Aluminio, cubiertas, 550 m2 A-36, soporte y refuerzos SA-210C, 2”DE, 18FT SA-210C, 2”DE, 180°, 1.5”RC A-36, soporte manual, rotatorio arandelas, tornillos, tuercas, soldaduras Total CEA

Costo 58’800,000.00 18’900,000.00 27’500,000.00 17’300,000.00 65’100,000.00 19’500,000.00 59’300,000.00 16’100,000.00 9’998,000.00 294’498,000.00

Tabla 13-1 Costo de Equipo Adquirido

 Equipo eléctrico, instrumentación y controles  Instalación del equipo adquirido Total CS

47’119,680.00 58’899,600.00 400’517,280.00

72

13.1.2. Costos fuera de sitio (CFS) Estos costos se asocian con la generación y distribución de accesos al sitio (calles y corredores), oficinas, bodegas de almacenamiento para materia prima y producto terminado.  Obra civil, estructural y arquitectónica Total CFS Total CD

44’174,700.00 44’174,700.00 444’691,980.00

13.2. Costos indirectos (CI) Estos costos no son permanentes pero son necesarios para la conclusión exitosa del economizador.  Ingeniería y supervisión  Contingencias Total CI

73’624,500.00 8’800,000.00 82’424,500.00

13.3. Inversión Fija de Capital (IFC) Esta inversión es la suma de los costos directos e indirectos: IFC

= = =

CD + CI 444’691,980.00 + 82’424,500.00 527’116,480.00

13.4. Otros costos (OC)    

Costos de arranque Capital de trabajo Costos de licencia, investigación y desarrollo Interés incurrido durante la construcción Total OC

18’987,000.00 44’494,660.00 8’900,000.00 12’220,000.00 84’601,660.00

73

13.5. Inversión Total de Capital (ITC) La inversión total de capital se describe como la suma de la inversión fija de capital y otros costos: ITC

= = =

IFC + OC 527’116,480.00 + 84’601,660.00 611’718,140.00

13.6. Costo de operación y mantenimiento (CO&M) anualizados y actualizados. Para este análisis se han hecho las siguientes consideraciones:  La operación y mantenimiento (O&M) total el primer año será de COP 6’000,000.00.  La O&M se incrementara anualmente con referencia a una inflación (it) de 7.0 % (E).  La actualización o valor presente de los costos de O&M se realiza con un interés de oportunidad (iop) de 15.0 %.  El valor de rescate del economizador al año 15 es cero.

Año (m)

Factor Valor Futuro (1+it)m-1

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15

1 1.07 1.14 1.22 1.31 1.40 1.50 1.60 1.72 1.84 1.96 2.10 2.25 2.41 2.57

Costo Futuro O&M C O&M

Factor Valor Presente 1/(1+iop)m

6’000,000.00 0.87 6’420,000.00 0.76 6’869,400.00 0.66 7’350,258.00 0.57 7’864,776.06 0.50 8’415,310.38 0.43 9’004,382.11 0.38 9’634,688.86 0.33 10’309,117.08 0.28 11’030,755.27 0.25 11’802,908.14 0.21 12’629,111.71 0.19 13’513,149.53 0.16 14’459,070.00 0.14 15’471,204.90 0.12 Valor Presente O&M (VPOM)

Valor Presente PO&M 5’217,391.00 4’854,442.34 4’516,742.01 4’202,533.87 3’910,183.69 3’638,170.91 3’385,080.76 3’149,596.88 2’930,494.49 2’726,634.00 2’536,955.11 2’360,471.28 2’196,264.58 2’043,480.96 1’901,325.76 49’569,767.93

Tabla 13-2 Costos futuros y actualizados de O&M (millones de pesos) 74

1

2

(6,00) (6,30)

3

4

(6,61) (6,95)

5

6

(7,29) (7,66)

7

(8,04)

8

(8,44)

9

(8,86)

10

(9,31)

11

12

(9,77)

13

14

15

(10,26) (10,78) (11,31) (11,88)

Figura 13-1 Costos futuros de O&M (millones de pesos)

13.7. Ingresos o ahorro de combustible anualizado y actualizado (AC) Para este análisis se han tenido en cuenta las siguientes consideraciones:  El ahorro en dinero gracias a la utilización del economizador el primer año es COP 289’000,000.00 (numeral 2; justificación).  El aumento en el costo de oportunidad del bagazo es de 5.0 % (EA).  El VP de los costos de O&M se calcula con una oportunidad (iop) de 15.0 %. Año (m)

Factor Valor Futuro (1+it)m-1

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15

1 1.05 1.10 1.16 1.22 1.28 1.34 1.41 1.48 1.55 1.63 1.71 1.80 1.89 1.98

Costo Futuro O&M F AC

Factor Valor Presente 1/(1+iop)m

289’000,000.00 0.87 303’450,000.00 0.76 318’622,500.00 0.66 334,553,325.00 0.57 351’281,306.00 0.50 368’845,372.00 0.43 387’287,640.00 0.38 406’652,022.00 0.33 426’984,623.00 0.28 448’333,854.00 0.25 470’750,547.00 0.21 494’288,074.00 0.19 519’002,478.00 0.16 544’952,602.00 0.14 572’200,232.00 0.12 Valor Presente AC (VPAC)

Valor Presente PAC 251’304,000.00 229’452,000.00 209’499,000.00 191’282,120.00 174’648,890.00 159’462,030.00 145’595,770.00 132’935,270.00 121’375,680.00 110’821,270.00 101’184,640.00 92’385,980.00 84’352,410.00 77’017,420.00 70’320,250.00 2,151’637,344.00

Tabla 13-3 Retornos por ahorro de combustible (AC) futuros y actualizados (millones de pesos) 75

387,3 351,3 368,8 334,6 318,6 289,0 303,5

1

2

3

4

5

6

7

406,7

8

427,0

9

448,3

10

470,8

11

494,3

12

519,0

13

545,0

572,2

14

15

Años

Figura 13-2 Ahorro Futuro (millones de pesos)

13.8.

Valor Presente Neto (VPN) del Proyecto

El valor presente neto se relaciona con el valor presente del ahorro de combustible (VPAC), la inversión total de capital (ITC) y los costos actualizados de O&M (VPOM): VPN

= = =

VPAC – ITC – VPOM 2,151’637,344.00 - 611’718,140.00 - 47’668,442.17 1,492’250,761.83 COP

Cifra que significa el valor de oportunidad actual del proyecto y que el ingenio se valorizará en este monto.

76

14. CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES  El ingenio del Cauca se ahorrará COP 289´000,000.00/año o 14,450.00/año Toneladas de bagazo si implementa el Economizador en la Caldera Distral 1.  El nivel de emisiones de gases de efecto invernadero se reducirá aproximadamente en 10% con la implementación del economizador, lo que significa una reducción de 14.4 Toneladas de NO X y 2.9 Toneladas de SO2 anualmente.  El valor presente neto calculado certifica la viabilidad económica del proyecto y establece el beneficio financiero que obtendría el ingenio.  Aunque en el diseño del economizador se realizó con la temperatura mínima requerida en los humos de chimenea para evitar el punto de rocío, es deseable aplicar un factor de seguridad adicional debido a que los ductos que comunican la chimenea con el generador de vapor presentan entradas de aire que enfrían los humos.  El coeficiente de transferencia de calor por convección representa el 95% del coeficiente global U, por lo tanto los demás coeficientes pueden obviarse sin afectar en gran medida los resultados finales.  La energía térmica transferida al agua de alimentación puede ser más alta debido a que se ha diseñado teniendo en cuenta los parámetros de funcionamiento más extremos.

 A pesar que la configuración de los tubos del economizador permitió cumplir con la restricción de pérdida de tiro, es recomendable rediseñar el sistema de extracción de humos incluyendo el cambio del ventilador de tiro inducido si se desea implementar el economizador.  Es recomendable prestar atención primaria a las fugas convectivas y por radiación que presenta la caldera D1 en todas sus etapas antes de iniciar con el estudio de factibilidad de cualquier proyecto.

77

 Es de extrema importancia rehabilitar los tubos tapados del calentador de aire de la caldera ya que la eficiencia en la combustión es baja, generando gran cantidad de inquemados y aumentando el trabajo del ventilador de tiro inducido por la baja área de flujo en este punto.

78

15. BIBLIOGRAFIA -

BEJAN Adrian. Thermal Design & Optimization. Ohio, John Wiley and Sons, 1996.

-

BARAJAS Alberto. Seminario de Eficiencia de Energética en la Industria. Heat & Power Systems, S.A. de C.V. Agosto 2005. BORROTO A. Ahorro de Energía en Sistemas de Vapor: Cienfuegos (Cuba), Editorial Universidad de Cien Fuegos, 2002.

-

-

CONAE (Comisión Nacional para el Ahorro de Energía). Diagnostico Energético en Sistemas de Generación y Distribución de Vapor. México. Marzo de 2003.

-

FAULKNER L. Heat Exchanger Design Handbook. Columbus Division, Battelle Memorial Institute and Department of Mechanical Engineering, The Ohio State University. Columbus, Ohio.

-

GANAPATHY V. Industrial Boilers and Heat Recovery Steam Generators. ABCO Industries, Abilene, Texas, U.S.A. 2003.

-

GANAPATHY V. Applied Heat Transfer. Tulsa, OK: Penn Well Books, 1982.

-

KAKAC S. Heat Exchangers, Selection, Rating and Thermal Design. Miami, CRC Press, 2002.

-

KIRBY Joann. Investigation into the Convertion Bagasse into Usable Energy. Chemical Engineering Department University of Queensland. Mayo de 2003.

-

Manual de Operación y Mantenimiento Caldera Distral 1; Industrias Distral S.A.; Bogotá, 1982.

-

Manual de Operación y Mantenimiento Caldera Distral 2; Industrias Distral S.A.; Bogotá, 1982.

79

-

http://en.wikipedia.org/wiki/Rubbing

-

http://en.wikipedia.org/wiki/Fretting_Wear

-

http://en.wikipedia.org/wiki/Economizer

-

http://www.estrumetal.com.co/content/view/14/28/

-

http://www.graver.es/cast/faq/faq.html#anchor

-

http://www.economizersforboilers.com/

80

ANEXOS Anexo A. Curva Presión Estática vs. Flujo de Humos del Ventilador de Tiro Inducido VTI de la Caldera Distral 1 y 2 de Incauca.

81

Anexo B. Configuración General de las Calderas Distral 1 y 2 de Incauca

82

Anexo C. Vista Lateral Derecha de la Caldera Distral 1 tal como fue Construida e Instalada en 1979.

83

Anexo D. Programa de Excel para Diseño Termo-hidráulico del Economizado de la Caldera Distral 1 de Incauca.

84

Anexo E. Primeras líneas de la Macro utilizada para el programa de Excel

85

Anexo F. Evaluación In Situ de la Caldera Distral 1 según normas ASME. 1. Mediciones en la caldera D1 (normas ASME) Se realizaron las mediciones suficientes en los puntos de interés de la caldera para adquirir los datos necesarios para cumplir con los objetivos de este proyecto. 1.1.

Instrumentos y métodos de medición.

La instrumentación utilizada por Incauca S.A cumple con los requerimientos para la caracterización de generadores de vapor planteados por la ASME (Power Test Codes Supplements on Instruments and Apparatus):  Medidor de presiones estáticas Fluke 744  Analizador de Gases Bacharach Modelo 300  Termocuplas y manómetros instalados en planta 1.2.

Preparación de las prueba.

Recomendaciones seguidas antes y durante las prueba de medición según su aplicación:  Realización de varias pruebas preliminares con el propósito de revisar la operación de los instrumentos de medición, entrenamiento de personal, realización de ajustes menores.  Realización de las mediciones necesarias hasta obtener resultados confiables.  Levantamiento de información después de que la caldera haya alcanzado la estabilidad.  Revisión de la caldera para detección de fugas.  Verificación de las condiciones de operación del equipo de medición.  Alta limpieza de las superficies de intercambio de calor.  Verificación de las características del combustible y carga de la caldera.

86

1.3.

Frecuencia y consistencia de las lecturas

La frecuencia de la toma de datos se realizo en intervalos de quince minutos sin presencia de mayores fluctuaciones en las mediciones. 1.4.

Toma de Lecturas.

La carga del generador de vapor se debe mantuvo estable durante 45 minutos antes de la toma de datos para que los parámetros de presión, temperatura y flujo se estabilizaran. Antes de realizar las pruebas y las mediciones, se realizo una inspección completa al sistema para verificar la operación de los instrumentos. El equipo de trabajo dio indicaciones al personal que participo en las mediciones y en la prueba con el propósito de que todos los datos necesarios para el cálculo fueran obtenidos con alta exactitud. 2. Tipo de Datos Medidos y Puntos de Adquisición en la Caldera D1 2.1.          

Gases de combustión (Análisis isocinético, % en volumen)

Óxidos de Nitrógeno (NOx) Dióxido de Azufre (SO2) Oxigeno (O2) Monóxido de Carbono (CO) Dióxido de Carbono (CO2) Exceso de Aire (informativo) Eficiencia de la Combustión (informativo) Temperatura (˚F) Flujo (CFM) Presión (plgH2O)

Se tomaron los anteriores datos de gases saliendo del calentador de aire (entrando al economizador) y antes de chimenea.

87

2.2.

Agua de alimentación entrando a la unidad (después del desaireador 37)

 Temperatura (F)  Presión (psig)  Flujo (CFM) 2.3.    

Combustible (bagazo)

Humedad (análisis de laboratorio) Flujo (TPH; medición en conductor) Análisis próximo (análisis de laboratorio) Análisis ultimo (análisis de laboratorio)

Para este ítem se tuvieron en cuenta los datos mostrados en los numerales dos (Justificación) y siete (Características de Diseño y Operación Caldera D1) de este documento. 2.4.

Comburente (aire)

 Temperatura  Flujo Para el aire se utilizaran las curvas de los ventiladores (CFM vs presión estática) dadas por el fabricante. Los puntos de medida se ubicaran en la descarga de cada ventilador y a la salida del calentador de aire. Nota: el test de comburente es solo para verificar el correcto funcionamiento del sistema de aires debido a que este no aporta ningún dato para los objetivos de esta tesis. 2.5.

Vapor vivo y presión de domo

El flujo de vapor y presión de domo se miden con la instrumentación instalada a la salida del recalentador y domo respectivamente. Esta información es analizada en el cuarto de control.

37

Suele usarse este término para definir el equipo que elimina los gases disueltos en el agua para alimentación de calderas (O2 y CO2).

88

La temperatura y presión del vapor son controladas y constantes (550°F, 275 psig).

presión domo evaporador y propiedades vapor sobrecalentado

análisis de gases

test de combustible test de comburente

Figura A-5 Tipos de datos a medir y puntos de adquisición en caldera D1

2.6.

Humedad Relativa

La humedad relativa será consultada del reporte entregado por la estación meteorológica de Cenicaña38 ubicada en el corregimiento del Ortigal de acuerdo al día y hora de adquisición de datos.

38

Centro de Investigación de la Caña de Azúcar.

89

Anexo G. Configuración de la Caldera Distral 1 después de implementar el Economizador.

DS

Humos

DI Calentador de Aire

Econom.

Separador Multiciclon

Ducto CP Cenicero

Col. Polvo VTI

90