Diseño de un intercambiador de calor multi-corriente para una instalación de licuefacción de GNL

UNIVERSIDAD DE VALLADOLID ESCUELA DE INGENIERÍAS INDUSTRIALES Grado en Ingeniería Química Diseño de un intercambiador de calor multicorriente para una instalación de licuefacción de GNL Autora: Rodríguez Vitores, Sara Tutores: Mato Chaín, Fidel Alonso Sánchez, Esther Departamento de Ingeniería Química y Tecnología del medio ambiente Valladolid, septiembre 2019 2 3 RESUMEN Este trabajo parte de un proceso de licuefacción de GN que trabaja con 109 Nm3/a desarrollado por Soave (2016). El objetivo es reemplazar el intercambiador de calor del proceso por uno más eficiente, que trabaje con un flujo de refrigerante menor, reduciendo así los costes de operación y las emisiones de CO2 de la planta. Para ello, se ha llevado a cabo una simulación completa del proceso con MatLab con el objetivo de definir detalladamente todas las corrientes. Posteriormente se procedió a analizar térmicamente el proceso basándose en las curvas compuestas y grand compuestas usadas en las tecnologías del Pinch, para determinar el flujo mínimo que permite la viabilidad térmica del proceso. Para un flujo ligeramente superior al mínimo se ha realizado un diseño térmico con una red binaria de siete intercambiadores y un diseño mecánico del intercambiador multicorriente de placas y aletas mediante el software Aspen HYSYS® EDR. Palabras clave GNL, Proceso de licuefacción de GN, Análisis energético, Optimización, Intercambiador de placas y aletas. (GNL: Gas natural licuado; GN: Gas natural) ABSTRACT This work explores the NG liquefaction process which works with 109 Nm3/a previously developed by Soave (2016). The objective is the replacement of the plate and fin heat exchanger that the liquefaction process employs with a more efficient newer one working with a lower refrigerant flow, thus reducing operational costs and CO2 emissions. To achieve this objective, a complete simulation of the process, using MatLab, was carried out in order to detail all the heat exchanger inlet and outlet streams. After the simulation, a process thermal analysis based on Pinch technology composite and grand composite curves was performed to determine the minimum thermally viable flow rate. For a flow rate slightly higher than the minimum, the thermal design as a binary network formed by seven heat ideal exchangers and the mechanical design of a multistream heat exchanger using the commercial software Aspen HYSYS® EDR was implemented. 4 Keywords LNG, NG liquefaction process, Energy analysis, Optimization, Plate&fin heat exchanger. (LNG: Liquefied natural gas; NG: Natural gas) 5 ÍNDICE RESUMEN ............................................................................................................................... 3 Palabras clave.................................................................................................................... 3 ABSTRACT .............................................................................................................................. 3 Keywords ............................................................................................................................ 4 INDICE DE FIGURAS ........................................................................................................... 7 INDICE DE TABLAS ........................................................................................................... 10 INTRODUCCIÓN .................................................................................................................... 11 1. Introducción a los procesos de licuefacción-regasificación de GN. ....................... 11 2. Contextualización del TFG. ........................................................................................ 14 OBJETIVOS ............................................................................................................................ 15 DESARROLLO ....................................................................................................................... 16 1. Descripción del proceso ............................................................................................ 16 2. Corrientes del proceso .............................................................................................. 20 3. Curvas de las corrientes del proceso ....................................................................... 20 4. Curvas compuestas del proceso .............................................................................. 23 5. Ciclo de refrigeración ................................................................................................ 26 6. Curvas compuestas combinadas del proceso ......................................................... 31 7. Análisis energético .................................................................................................... 33 8. Cálculo del flujo de refrigeración mínimo ................................................................ 37 9. Red binaria ................................................................................................................. 42 10. Diseño mecánico ....................................................................................................... 54 10.1. Simulación Aspen HYSYS® EDR ................................................................ 55 6 10.2. Diseño térmico ............................................................................................ 57 10.3. Resultados del diseño mecánico con Aspen HYSYS® EDR. .................... 62 CONCLUSIONES ................................................................................................................... 66 BIBLIOGRAFÍA ...................................................................................................................... 67 ANEXOS ................................................................................................................................ 69 ANEXO 1: Tablas de temperatura vs. flujo de entalpía. ................................................ 69 1.1. Tabla temperatura vs. flujo de entalpía para el metano a 30 bar .............. 69 1.2. Tabla temperatura vs. flujo de entalpía para el metano a 1 bar ................. 72 1.3. Tabla temperatura vs. flujo de entalpía para el isopentano (2-metil – butano) a 1 bar ...................................................................................................... 75 1.4. Tabla temperatura vs. flujo de entalpía para la mezcla (0,6/0,4 en moles metano/propano) a 30 bar. .................................................................................. 77 1.5. Tabla temperatura vs. flujo de entalpía para la mezcla (0,6/0,4 en moles metano/propano) a 1 bar. .................................................................................... 78 ANEXO 2: Modelo termodinámico: ecuación de estado de Soave-Redlich-Kwong. .... 79 2.1. SRK – Componentes puros ................................................................................. 79 2.2. SRK – Sistemas multicomponentes ................................................................... 80 ANEXO 3: Material complementario ............................................................................... 81 7 INDICE DE FIGURAS Figura 1. Flow diagram of single mixed refrigerant (SMR) liquefaction process. (He et al., 2018). ....................................................................................................................... 12 Figura 2. Intercambiador de aletas y placas. (Ii-yee 1990) .............................................. 13 Figura 3. PFD del proceso propuesto por Soave (2016). ................................................. 17 Figura 4. Diagrama de flujo del proceso (PFD). ................................................................. 18 Figura 5. Curva de enfriamiento de la corriente de alimentación. .................................. 21 Figura 6. Curva de enfriamiento de la corriente de off gas. ............................................. 22 Figura 7. Curva de enfriamiento de la corriente de isopentano. ..................................... 22 Figura 8. Curvas compuestas de las Corrientes del proceso para ΔTmin = 1,7K. ......... 23 Figura 9. Curvas de enfriamiento de off gas y alimentación para el extremo frío. ......... 24 Figura 10. Curva grand compuesta de las Corrientes del proceso para un ΔTmin = 1,7K. ............................................................................................................................... 25 Figura 11. Diagrama de flujo del ciclo de refrigeración. ................................................... 26 Figura 12. Curva de enfriamiento del condensador. ........................................................ 30 Figura 13. Curva de enfriamiento del evaporador. ........................................................... 31 Figura 14. Curva compuesta combinada de las corrientes del proceso y servicios auxiliares para un ΔTmin = 1,7K. ................................................................................. 32 Figura 15. GCC de las Corrientes de proceso y servicios auxiliares para un ΔTmin = 1,7K. ............................................................................................................................... 33 Figura 16. GCC del proceso y curvas del evaporador y condensador para el flujo original para ΔTmin = 1,7K. ....................................................................................................... 35 Figura 17. Diagrama de flujo de un proceso de licuefacción en cascada con tres niveles de presión. (Lee, Smith and Zhu 2002) ....................................................................... 36 Figura 18. Curva grand compuesta del proceso y curvas del evaporador y condensador para el flujo original y para el flujo mínimo de proceso (45.05% del original) para ΔTmin = 1,7K. ................................................................................................................ 38 8 Figura 19. Curva compuesta combinada de las curvas del proceso y servicios auxiliares para el flujo mínimo de proceso y ΔTmin = 1,7K. ....................................................... 39 Figura 20. Curva grand compuesta combinada de las curvas del proceso y servicios auxiliares para el flujo mínimo de proceso y ΔTmin = 1,7K. ...................................... 39 Figura 21. Curva compuesta combinada de las curvas del proceso y servicios auxiliares para el flujo mínimo global y ΔTmin = 1,7K ................................................................. 40 Figura 22. Curva grand compuesta combinada de las curvas del proceso y servicios auxiliares para el flujo mínimo global y ΔTmin = 1,7K. ............................................... 40 Figura 23. Curva grand compuesta y curvas del evaporador y condensador para el flujo original y el mínimo global (78,057% del original) para ΔTmin = 1,7K ..................... 41 Figura 24. Curva grand compuesta y curvas del evaporador y condensador para el 85% y 90% del flujo original para ΔTmin = 1,7K. ................................................................ 41 Figura 25. Esquema de la red binaria propuesta. ............................................................ 44 Figura 26. Red binaria para un 90% del flujo original y máximo flujo térmico en HX2. . 45 Figura 27. Red binaria para un 85% del flujo original y máximo flujo térmico en HX2. . 45 Figura 28. Perfil de temperaturas de HX3 para el mínimo flujo térmico de HX2 para ΔTmin = 1,7K. ................................................................................................................ 46 Figura 29. Red binaria para un 90% del flujo original y mínimo flujo térmico en HX2. .. 47 Figura 30. Red binaria para un 85% del flujo original y mínimo flujo térmico en HX2. .. 47 Figura 31. Red binaria para el flujo mínimo absoluto (84,050% del flujo original). ....... 48 Figura 32. Red binaria para un 85% del flujo original y flujo térmico medio en HX2. .... 48 Figura 33. Perfil de temperaturas de HX1 para un 85% del flujo original, flujo térmico medio en HX2 y ΔTmin = 1,7K. ..................................................................................... 49 Figura 34. Perfil de temperaturas de HX2 para un 85% del flujo original, flujo térmico medio en HX2 y ΔTmin = 1,7K. ..................................................................................... 49 Figura 35. Perfil de temperaturas de HX3 para un 85% del flujo original, flujo térmico medio en HX2 y ΔTmin = 1,7K. ..................................................................................... 50 9 Figura 36. Perfil de temperaturas de HX4 para un 85% del flujo original, flujo térmico medio en HX2 y ΔTmin = 1,7K. ..................................................................................... 50 Figura 37. Perfil de temperaturas de HX5 para un 85% del flujo original, flujo térmico medio en HX2 y ΔTmin = 1,7K. ..................................................................................... 51 Figura 38. Perfil de temperaturas de HX6 para un 85% del flujo original, flujo térmico medio en HX2 y ΔTmin = 1,7K. ..................................................................................... 51 Figura 39. Perfil de temperaturas de HX7 para un 85% del flujo original, flujo térmico medio en HX2 y ΔTmin = 1,7K. ..................................................................................... 52 Figura 40. Perfil de temperaturas del conjunto de intercambiadores binarios para un 85% del flujo original, un valor medio del flujo térmico de HX2 y ΔTmin = 1,7K. .... 53 Figura 41. Diagrama de flujo del intercambiador de calor con un 85% del flujo original. ........................................................................................................................................ 55 Figura 42. Esquema del intercambiador de calor utilizado por Aspen HYSYS®. ........... 56 Figura 43. Curvas compuestas combinadas de las corrientes del proceso y servicios auxiliares dadas por Aspen HYSYS® EDR. ................................................................... 58 Figura 44. Perfil de temperatura de la corriente de alimentación. .................................. 58 Figura 45. Perfil de temperatura de la corriente de off gas. ............................................ 59 Figura 46. Perfil de temperatura de la corriente de isopentano. ..................................... 59 Figura 47. Perfil de temperatura del evaporador. ............................................................. 59 Figura 48. Perfil de temperatura del condensador. .......................................................... 60 Figura 49. Perfil de presiones de la corriente de alimentación. ...................................... 60 Figura 50. Perfil de presiones de la corriente de off gas.................................................. 61 Figura 51. Perfil de presiones de la corriente de isopentano. ......................................... 61 Figura 52. Perfil de presiones del evaporador. ................................................................. 61 Figura 53. Perfil de presiones del condensador. .............................................................. 62 Figura 54. Plano de dimensiones generales del intercambiador. ................................... 63 16 DESARROLLO 1. Descripción del proceso El diseño del intercambiador multicorriente está basado en el proceso de licuefacción de GN propuesto por Soave (2016) y mostrado en la Figura 3. El objetivo de este proyecto es rediseñar el intercambiador de calor manteniendo las corrientes de proceso y sus condiciones de entrada y salida para analizar la posibilidad de realizar el mismo trabajo de forma más eficiente reduciendo el flujo de servicios auxiliares (calefacción y refrigeración) empleado. La disminución de estos flujos implicaría reducir el gasto de energía de compresión del sistema de refrigeración, con el consiguiente ahorro económico y reducción de la cantidad de CO2 emitida. Durante el análisis del proceso se conservarán todas las corrientes que intervienen en el proceso y todos los equipos existentes, con la excepción del intercambiador de calor. En la Figura 4 se muestra el diagrama de flujo de la parte del PFD original correspondiente a la etapa licuefacción del proceso que es en la que se centra este trabajo. 17 Figura 3. PFD del proceso propuesto por Soave (2016). 18 Figura 4. Diagrama de flujo del proceso (PFD). 19 Tabla 1. Tabla de Corrientes del proceso. (*Temperatura proporcionada por el autor, difiere de la temperatura utilizada en los cálculos (20,44ºC) según lo explicado en el apartado 5. Ciclo de refrigeración). El objetivo del proceso es la licuefacción de la corriente de GN para su transporte a alta presión y baja temperatura (30 bar, -154°C) en barcos desde las plantas de extracción situadas en el mar hasta las plantas de regasificación ubicadas en la costa. En las plantas de regasificación el GN se comprime y se calienta hasta 10ºC y 69,9 bar para enviarlo a través de gaseoductos hasta los puntos de consumo. En el proceso propuesto por Soave el calor absorbido durante la regasificación por GN se aprovecha para enfriar una corriente de isopentano (iC5) que viaja como vector calorífico junto al GN licuado en los barcos. Esto aumenta la eficiencia del proceso de gasificación-licuefacción del GN ya que la corriente fría de isopentano (- 150°C) es transportada hasta la planta de licuefacción donde se emplea como corriente fría para ayudar a condensar la corriente de alimentación de GN, reduciendo así el flujo de refrigerante utilizado y la energía consumida por los compresores. Nº 1 2 4 5 Temperatura (°C) 20 -154 -155,5 36,46* Presión (bar) 30 29,9 1,1 1 Flujo (kmol/h) 5650 5650 7500 7500 Flujo (kg/h) Composición (mol/mol) CH4 1 1 0,6 0,6 C3H8 0 0 0,4 0,4 C5H12 0 0 0 0 Nº 11 13 15 17 18 Temperatura (°C) 40 -161,5 20 -150 15 Presión (bar) 30 1 1 Flujo (kmol/h) 7500 5211,3 338,7 Flujo (kg/h) 226138 226138 Composición (mol/mol) CH4 0,6 1 1 0 0 C3H8 0,4 0 0 0 0 C5H12 0 0 0 1 1 20 2. Corrientes del proceso La corriente de alimentación de GN entra a alta presión y temperatura ambiente (30 bar, 20°C) en el intercambiador de calor, del que sale a 29 bar y -154ºC. A la salida del intercambiador la alimentación se expande en la válvula VLV-1 hasta una presión de 1 bar, condensando la mayor parte de ella. Mediante un proceso flash se separan las fases líquida y gas que se encuentran en equilibrio a 1 bar y -161,5 ºC. La parte de la alimentación que ha condensado es la que se envía en los barcos metaneros a las plantas de regasificación para su regasificación y distribución. Por el contrario, el GN que sigue en fase gaseosa tras el flash, denominado Off gas, se introduce de nuevo en el intercambiador de calor para aprovechar su baja temperatura. Entra como una corriente fría a 1 bar y -161,5ºC, calentándose hasta 20ºC a la salida. Posteriormente la corriente de Off gas, formada prácticamente en su totalidad por GN se utilizará como combustible en las turbinas de compresión. La corriente de isopentano a 1 bar y -150ºC enfriada durante la regasificación del GN también se introduce en el intercambiador como corriente fría saliendo a 1 bar y 15ºC. Los servicios auxiliares utilizados en el proceso forman parte de un mismo circuito de refrigeración en el que una corriente de refrigerante formada por una mezcla de metano y propano se comprime mediante compresores impulsados por turbinas en tres etapas consecutivas, con refrigeración intermedia entre ellas, para disminuir el trabajo de compresión. La corriente comprimida a la salida del tren de compresión a 30 bar y 40ºC se introduce en el intercambiador como corriente caliente, saliendo a una temperatura y presión desconocidas en el PFD de la planta. Posteriormente esta corriente se expande en la válvula VLV-2 llegando a 1,1 bar y -155,5ºC. En estas condiciones se vuelve a introducir en el intercambiador esta vez como corriente fría saliendo a 1 bar y 36,46ºC de nuevo hacia el tren de compresión. 3. Curvas de las corrientes del proceso En este apartado se detallan las corrientes del proceso (alimentación, off gas e isopentano) y sus variaciones de entalpía con la temperatura, conocidos sus flujos molares o másicos, detallados en la Tabla 1. 21 5650 kmol/h para la alimentación. 338,7 kmol/h para la corriente de off gas. 226138 kg/h para el isopentano. El GN está compuesto por metano en un porcentaje elevado y en este caso el autor de la propuesta considera que todas sus propiedades son iguales a las del metano puro para simplificar los cálculos. Asimismo, se admite que la presión de la corriente de alimentación en el interior del intercambiador es constante e igual a la presión media entre la entrada (30 bar) y la salida (29,9 bar) es decir, 29,95 bar. En la Figura 5 se muestra la curva de enfriamiento correspondiente a la corriente de alimentación. Figura 5. Curva de enfriamiento de la corriente de alimentación. La corriente de off gas también se considera compuesta únicamente por metano puro ya que está formada por parte de la corriente de alimentación que no condensa durante el flash. La Figura 6 muestra la curva de enfriamiento correspondiente a la corriente de off gas. 22 Figura 6. Curva de enfriamiento de la corriente de off gas. Para la corriente de isopentano también se considera la presión en el interior del intercambiador constante e igual a la media (1,05 bar). La Figura 7 muestra la curva de enfriamiento correspondiente a la corriente de isopentano. Figura 7. Curva de enfriamiento de la corriente de isopentano. Los valores de entalpías y temperaturas para todas las corrientes del proceso se han obtenido a partir de datos del NIST (Lemmon, Eric W., no date) para los compuestos puros correspondientes a presión constante y que se encuentran detallados en el ANEXO 1. 23 4. Curvas compuestas del proceso A partir de las curvas de enfriamiento obtenidas para la alimentación (Figura 5), off gas (Figura 6) e isopentano (Figura 7) se calculan las curvas compuestas caliente y fría de las corrientes del proceso anteriormente detalladas utilizando la herramienta hix/iq UVa (http://hix.eii.uva.es/hix/fb.pl), consultada entre agosto 2018 y enero 2019). Ésta herramienta realiza las gráficas siguiendo el método de Pinch (Linnhoff, B. Kemp 2007). Las curvas compuestas (CC) permiten conocer las necesidades mínimas de refrigeración y calefacción del proceso para una diferencia de temperatura mínima dada entre ambas curvas. Figura 8. Curvas compuestas de las Corrientes del proceso para ΔTmin = 1,7K. En las CC (Figura 8) las necesidades mínimas de refrigeración se corresponden con la distancia entre el extremo de la curva compuesta fría y el eje de ordenadas, que coincide con el extremo de la curva compuesta caliente. Las necesidades mínimas de calefacción vienen dadas por la diferencia, medida en el eje de abscisas, entre los extremos superiores de ambas curvas compuestas. El valor de la diferencia de temperatura mínima se determina en función del proceso ya que el valor de dicha temperatura depende de los componentes que formen las corrientes, el estado de las mismas, el rango de temperaturas y presiones de trabajo y los flujos másicos de cada corriente entre otros. Una vez fijada la diferencia de temperatura mínima del proceso es necesario que las necesidades mínimas sean nulas, es decir, que no precise de servicios de calefacción ni refrigeración adicionales. Para el proceso estudiado el valor de la 24 diferencia de temperatura mínima viene dado por la necesidad de mantener los valores de las temperaturas de entrada y salida de las corrientes del proceso. La temperatura más baja disponible de la corriente de refrigerante es -155,5ºC correspondientes a la salida de la válvula VLV-2 que comparados con el valor de temperatura más bajo al que debe llegar la corriente de alimentación (-154ºC) sólo nos permite una diferencia de temperatura de 1,5ºC. Sin embargo, es necesario considerar la corriente de off gas que llega hasta -161,5ºC (existe una diferencia de 7,5 ºC con la alimentación) aunque con una inercia térmica muy pequeña (282,78 kW) es capaz de asumir el trabajo de enfriamiento final de la alimentación. Esta reducida inercia térmica se debe al reducido flujo de la corriente de off gas y a que esta se encuentra en fase gas siendo por ello su poder calorífico notablemente menor que el de la alimentación (líquida y con un flujo molar mucho más elevado). Como consecuencia de esto, la máxima reducción que la corriente de off gas puede producir en el tramo final de la corriente de alimentación es de 0,2K por lo que la diferencia de temperatura mínima será como máximo 1,7K. Este valor se sitúa dentro del rango habitual entre 1 y 3K. En la gráfica siguiente (Figura 9) se muestran los extremos fríos de las corrientes de off gas y alimentación y también la corriente de off gas desplazada 1,7K (igual a la diferencia de temperatura mínima) para determinar el cambio de temperatura que la corriente de Off gas puede causar en la alimentación (0,2K). Figura 9. Curvas de enfriamiento de off gas y alimentación para el extremo frío. En la GCC (Figura 10) calculada mediante el método de Pinch se representan las curvas compuestas fría y caliente desplazadas en el eje de ordenadas a una temperatura (T*) denominada temperatura desplazada. 25 La temperatura desplazada se obtiene de forma diferente para las corrientes frías y calientes siendo en el caso de la curva compuesta fría: 𝑇∗=𝑇+∆𝑇𝑚𝑖𝑛 2 Y para la curva compuesta caliente: 𝑇∗=𝑇−∆𝑇𝑚𝑖𝑛 2 De tal forma que los valores con una diferencia de temperaturas igual a la mínima serán coincidentes permitiendo visualizar los flujos térmicos del proceso a medida que desciende la temperatura. Esta curva está construida a partir de tramos lineales, pero a intervalos lo suficientemente reducidos como para que no se pierdan características térmicas significativas. Figura 10. Curva grand compuesta de las Corrientes del proceso para un ΔTmin = 1,7K. A partir de la curva grand compuesta también es posible deducir las necesidades mínimas de refrigeración como la distancia medida en el eje de abscisas desde el extremo inferior de la GCC hasta el eje de ordenadas y, siendo las necesidades mínimas de calefacción la distancia entre el eje y el extremo superior de la GCC. En ambas gráficas para una diferencia de temperatura de 1,7 K los valores de los servicios auxiliares mínimos coinciden siendo necesarios 6330,8 kW de 32 Figura 14. Curva compuesta combinada de las corrientes del proceso y servicios auxiliares para un ΔTmin = 1,7K. A partir de la CC (Figura 14) es posible comprobar que la diferencia mínima de temperatura coincide con la detallada anteriormente. La diferencia mínima de temperatura está definida como la máxima diferencia de temperatura para la que las necesidades mínimas son nulas, es decir para la que no es necesario contar con refrigeración o calefacción adicional para que sea posible construir un intercambiador que lleve a todas las corrientes hasta sus temperaturas de salida. Para este proceso la diferencia de temperatura mínima que nos da unas necesidades mínimas nulas es 1,750 K, superior a 1,7K, que es la diferencia de temperatura mínima fijada anteriormente para poder llevar la corriente de alimentación hasta su temperatura final. Esto significa que para todas las diferencias de temperaturas por debajo de 1,750 K las necesidades auxiliares mínimas serán nulas. Puesto que la diferencia de temperatura mínima es 1,7 K elegida previamente, no son necesarios servicios de refrigeración o calefacción adicionales. 33 Figura 15. GCC de las Corrientes de proceso y servicios auxiliares para un ΔTmin = 1,7K. A partir de la curva GCC (Figura 15) también es posible deducir las necesidades mínimas de refrigeración como la distancia desde el extremo inferior de la GCC hasta el eje y, siendo las necesidades mínimas de calefacción la distancia entre el eje y el extremo superior de la curva y a partir de ellas la diferencia de temperatura mínima. Tanto en la curvas compuesta (Figura 14) como en la grand compuesta (Figura 15), ambas calculadas para una diferencia de temperatura de 1,7K, los servicios de refrigeración son nulos, siendo las necesidades de calefacción mínimas 2,8 kW correspondientes a un error de cálculo del 0,0043% asumido en el balance energético y considerado despreciable. 7. Análisis energético El análisis energético consiste en determinar la diferencia de temperatura mínima, ya conocida, y los servicios auxiliares mínimos de calefacción y refrigeración. Para definir estos servicios auxiliares de forma que permitan el dimensionamiento posterior de la instalación es necesario especificar los flujos térmicos y los niveles de temperatura entre los que trabajan. Para ello se seguirá el método de Pinch (Linnhoff, B. Kemp 2007). En este análisis se respetarán los valores de las temperaturas y presiones de entrada y salida tanto del evaporador como del condensador, modificándose únicamente el flujo molar de refrigerante. También se conservará el diseño del ciclo de refrigeración planteado por el autor. 34 La diferencia de temperatura mínima está asimismo fijada en 1,7 K por las razones explicadas en el apartado 4. Curvas compuestas del proceso. Los valores de entalpías y temperaturas para todas las corrientes del proceso se han obtenido a partir de datos del (Lemmon, Eric W.) para los compuestos puros correspondientes a presión constante y que se encuentran detallados en el ANEXO 1. Las corrientes de refrigeración y calefacción del proceso descrito no son corrientes auxiliares en el sentido habitual de la palabra, puesto que además de actuar como corrientes auxiliares calentando y enfriando las corrientes de proceso, ambas forman parte de un mismo circuito de refrigeración. Por ello no pueden ser consideradas únicamente como servicios energéticos, ya que para lograr los 141,689 K (-131,408°C) necesarios a la entrada de la válvula VLV-2 parte del refrigerante (condensador) debe enfriarse por contacto directo en el intercambiador con parte de la corriente del evaporador. La necesidad de conseguir 141,689 K a la entrada de la válvula de expansión viene dada por las presiones de entrada y salida de la válvula (30 bar y 1,1 bar, consideradas fijas) y necesidad de alcanzar una temperatura de 117,65 K (- 155,5°C) a la salida de la válvula. La temperatura de salida de la válvula se corresponde con la temperatura más baja de la corriente de refrigeración, esencial para el enfriamiento terminal de la corriente de alimentación. En cambio, no sería necesario alcanzar los 293,59 K (20,44°C) a la salida del evaporador para realizar el trabajo de calefacción, aunque si es necesario alcanzar al menos la temperatura de rocío del refrigerante a 1 bar (-59,2ºC) para evitar la condensación en los compresores. Al tratarse de un proceso en el que los servicios auxiliares son a la vez corrientes de proceso y de servicios, los servicios auxiliares mínimos no se corresponden con los obtenidos a partir de las curvas compuestas, siendo los flujos térmicos utilizados por el autor (44376,14 kW de calefacción y 44957,49 kW de refrigeración) claramente superiores a los definidos por las necesidades mínimas calculadas a partir de las curvas compuestas (6330,8 kW de refrigeración y 5746,7 kW de calefacción). Este exceso de refrigeración es utilizado para llevar la corriente del condensador hasta su temperatura de salida 141,689 K (-131,408°C), necesaria para alcanzar los 117,65 K (-155,5°C) tras la expansión en la válvula. Para analizar el exceso de flujo térmico necesario para garantizar el funcionamiento del sistema, representamos la GCC de las corrientes del proceso (alimentación, off gas e isopentano) junto a las curvas de enfriamiento del condensador y calentamiento del evaporador para el flujo detallado en el PFD (56,77 kmol/h), ambas desplazadas ΔTmin/2. 35 Figura 16. GCC del proceso y curvas del evaporador y condensador para el flujo original para ΔTmin = 1,7K. Comparando la curva grand compuesta de las corrientes del proceso con la curva de calentamiento del evaporador se observa que el refrigerante utilizado no es el más adecuado puesto que sólo una pequeña parte de la curva del evaporador trabaja en el rango de temperaturas correspondiente a las necesidades mínimas de refrigeración demandadas por el proceso. Una forma de evitar esto sería utilizar un refrigerante formado por una mezcla de diferentes compuestos cuyo cambio de fase ocurriera en un rango de temperaturas ligeramente inferior a 176 K, que es la temperatura de cambio de fase la alimentación y que viene representada por la zona plana de la rama fría de la GCC. De esta forma la mayor parte de la curva del evaporador estaría situada bajo la GCC, reduciéndose considerablemente el flujo térmico total de dicha curva y la exergía destruida durante el proceso, representada por el área comprendida entre la curva compuesta fría y caliente. Según (Xu et al. 2014) utilizar un único ciclo de refrigeración con un refrigerante compuesto por una mezcla de no azeotrópica hidrocarburos (C1-C5) y nitrógeno es actualmente el método de refrigeración más empleado en las plantas de licuefacción de GN a pequeña y mediana escala. Este método se conoce como mixed refrigerant (MR) (Figura 1) y su exponente industrial más conocido es el proceso PRICO (Price, B. C. and Mortko 1996). Para optimizar las condiciones de operación de los sistemas MR el principal objetivo es incrementar la eficacia de los intercambiadores de calor, reduciendo así 36 la energía consumida en los compresores. Por ello existe una gran cantidad de literatura publicada sobre métodos de optimización de estos equipos que en la mayoría de los casos se centran en optimizar la composición del refrigerante. Pese a los numerosos artículos publicados, sólo unos pocos presentan soluciones prácticas con modelos simples (Khan et al. 2013). Esto es debido a la complejidad del intercambiador de calor (modelos no lineales, varias corrientes con diferentes composiciones) y a la elevada sensibilidad que presentan las curvas compuestas frente a cambios en los niveles de presión del ciclo de refrigeración, variación del flujo de refrigerante o modificaciones en la composición del refrigerante. Esta última variable es la más adecuada para ajustar y optimizar el proceso puesto que cambios en la composición no se traducen en aumentos de la energía de compresión como si ocurre con la presión o el flujo (Lee et. al. 2002). Como consecuencia de la complejidad de optimización de la composición del refrigerante utilizado en cada proceso, la mayor parte de las plantas operan con condiciones alejadas de las óptimas (como es el caso del proceso estudiado en este proyecto) perdiendo así gran cantidad de eficacia. Otra posible solución sería utilizar dos compuestos puros: uno con cambio de fase a 117 K y otro cuyo cambio de fase ocurriera a una temperatura ligeramente inferior a los 176 K que se corresponden con el cambio de fase del metano. Esto implicaría complicar significativamente el ciclo de refrigeración, convirtiéndolo en un ciclo de refrigeración en cascada (Figura 17) con dos niveles de temperatura diferentes (uno para cada compuesto) pero al igual que en el caso anterior, permitiría reducir el duty de la curva del evaporador. Figura 17. Diagrama de flujo de un proceso de licuefacción en cascada con tres niveles de presión. (Lee, Smith and Zhu 2002) 37 En este estudio no se va a abordar la posibilidad de reformular la composición del refrigerante para hacer el intercambiador de calor más eficiente, sino que se trabajará con el refrigerante presentado en el artículo (0,6/0,4 metano/propano) con el único objetivo de diseñar un nuevo intercambiador multicorriente que realice el mismo trabajo con un flujo de refrigerante inferior, reduciendo así la potencia de compresión con el consiguiente ahorro energético y las emisiones de CO2, ya que la cantidad de GN quemado para producir el trabajo de compresión necesario sería asimismo menor. 8. Cálculo del flujo de refrigeración mínimo El análisis de las curvas combinadas del proceso con las curvas temperatura vs. flujo de entalpía del evaporador y condensador permiten determinar el flujo mínimo con el que el proceso podría funcionar. Para realizar estos cálculos es necesario disponer de las curvas de calentamiento y enfriamiento tanto del evaporador como del condensador para diferentes valores del flujo de refrigerante. En el caso del condensador la curva temperatura vs. flujo de entalpía es siempre la misma, puesto que sus condiciones de presión y temperatura a la entrada y a la salida son fijas. Esto implica que la curva del condensador mantiene su forma relativa, cambiando únicamente su extensión en función del flujo de refrigerante. Sin embargo, con la curva de calentamiento del evaporador no ocurre lo mismo ya que la temperatura a la salida del evaporador es variable y dependiente del flujo de refrigerante utilizado en cada caso, puesto que se corresponde con el valor requerido para el que el balance energético se cumpla. Como consecuencia, la curva del evaporador cambia de forma y de extensión dependiendo del flujo. La curva del evaporador correspondiente a cada uno de los valores de flujo de refrigerante utilizados se calculará siguiendo el método de cálculo previamente detallado en el apartado 3. Ciclo de refrigeración para las correspondientes temperaturas de salida del evaporador. Es necesario tener en cuenta que el flujo de refrigerante cumple dos funciones diferentes: ● Para calentar/refrigerar las corrientes del proceso (alimentación, off gas e isopentano) como fluido auxiliar. ● Para cumplir las necesidades del propio sistema de refrigeración: enfriar la corriente del condensador hasta su temperatura de salida y calentar la del evaporador por encima de su punto de rocío. El flujo mínimo de refrigerante será la suma de ambos. El flujo mínimo que cumple con las necesidades mínimas del proceso es aquel para el que la corriente de calentamiento de evaporador se mantiene por debajo de la GGC del proceso y se 38 corresponde con el valor para el que la GCC del proceso y la curva del evaporador son tangentes (25,575 kg/s, (3378,75 kmol/h) un 45,05% del flujo original). A medida que se reduce el flujo, la curva del evaporador se reduce comprimiéndose en el eje horizontal, manteniendo sus niveles de temperatura en el eje vertical. Esto provoca un aumento de la pendiente de la curva al reducir el flujo. Figura 18. Curva grand compuesta del proceso y curvas del evaporador y condensador para el flujo original y para el flujo mínimo de proceso (45.05% del original) para ΔTmin = 1,7K. Sin embargo, al calcular las CC y GCC para el refrigerante mínimo de proceso (25.575 kg/s) se aprecia que los servicios auxiliares mínimos no son nulos, son necesarios 3619,59 kW de refrigeración y 3205,69 kW de calefacción adicionales. La causa de esto es que el flujo de refrigerante utilizado cumple las necesidades mínimas del proceso, pero no es suficiente para cumplir también con las necesidades del sistema de refrigeración. 39 Figura 19. Curva compuesta combinada de las curvas del proceso y servicios auxiliares para el flujo mínimo de proceso y ΔTmin = 1,7K. Figura 20. Curva grand compuesta combinada de las curvas del proceso y servicios auxiliares para el flujo mínimo de proceso y ΔTmin = 1,7K. El flujo de refrigerante mínimo global del sistema que cumple tanto las necesidades del proceso como las del ciclo de refrigeración se calcula tanteando su valor sobre la CC y GCC combinadas de las corrientes del proceso con el condensador y evaporador hasta conseguir el mínimo valor del flujo para el que las necesidades mínimas adicionales sean nulas, manteniendo el Pinch en 0 kW. La temperatura a la que se encuentra el Pinch variará en función del flujo de refrigerante. 40 Figura 21. Curva compuesta combinada de las curvas del proceso y servicios auxiliares para el flujo mínimo global y ΔTmin = 1,7K Figura 22. Curva grand compuesta combinada de las curvas del proceso y servicios auxiliares para el flujo mínimo global y ΔTmin = 1,7K. Este flujo mínimo global (44,336 kg/s, (5854,27 kmol/h) un 78,057% del flujo original) es el flujo mínimo para el que no existan necesidades auxiliares adicionales de refrigeración y calefacción. Para este flujo mínimo la temperatura de salida del evaporador es de 295,979 K. El flujo mínimo global permite un ahorro del 21,943% respecto al flujo original, lo que se traduciría en considerables ahorros en los costes de operación, pérdidas por combustión de GN y emisiones de CO2. 41 Figura 23. Curva grand compuesta y curvas del evaporador y condensador para el flujo original y el mínimo global (78,057% del original) para ΔTmin = 1,7K El rango de valores del flujo de refrigerante que son viables analíticamente para el diseño del intercambiador son los que se encuentran por encima del valor mínimo global (78,057% del flujo original). Valores del flujo de refrigerantes por debajo del mínimo global harían imposible desde el punto de vista termodinámico la operación del intercambiador para la diferencia de temperatura mínima fijada. En la gráfica siguiente se muestran las curvas de evaporador y condensador para un 85% y 90% del flujo original que son los valores para los que más delante se diseñará la red binaria y que se corresponden con un 68,36% y 45,57% del ahorro permitido. Figura 24. Curva grand compuesta y curvas del evaporador y condensador para el 85% y 90% del flujo original para ΔTmin = 1,7K. 48 Figura 31. Red binaria para el flujo mínimo absoluto (84,050% del flujo original). Como red definitiva, pendiente de posibles modificaciones en la fase de diseño, se detalla en el siguiente esquema la red binaria para un 85% del flujo original (48,225 kg/s y un ahorro del 68,35%) y para un valor intermedio de la carga térmica en HX2 (7035 kW). Figura 32. Red binaria para un 85% del flujo original y flujo térmico medio en HX2. A continuación, aparecen detallados los perfiles de temperaturas de los siete intercambiadores binarios, así como del conjunto de todos ellos. 49 Figura 33. Perfil de temperaturas de HX1 para un 85% del flujo original, flujo térmico medio en HX2 y ΔTmin = 1,7K. Figura 34. Perfil de temperaturas de HX2 para un 85% del flujo original, flujo térmico medio en HX2 y ΔTmin = 1,7K. 50 Figura 35. Perfil de temperaturas de HX3 para un 85% del flujo original, flujo térmico medio en HX2 y ΔTmin = 1,7K. Figura 36. Perfil de temperaturas de HX4 para un 85% del flujo original, flujo térmico medio en HX2 y ΔTmin = 1,7K. 51 Figura 37. Perfil de temperaturas de HX5 para un 85% del flujo original, flujo térmico medio en HX2 y ΔTmin = 1,7K. Figura 38. Perfil de temperaturas de HX6 para un 85% del flujo original, flujo térmico medio en HX2 y ΔTmin = 1,7K. 52 Figura 39. Perfil de temperaturas de HX7 para un 85% del flujo original, flujo térmico medio en HX2 y ΔTmin = 1,7K. 53 Figura 40. Perfil de temperaturas del conjunto de intercambiadores binarios para un 85% del flujo original, un valor medio del flujo térmico de HX2 y ΔTmin = 1,7K. 54 10. Diseño mecánico En la literatura existen numerosas publicaciones sobre el diseño mecánico y optimización de intercambiadores de calor de aletas y placas. Muchos autores como (Skaugen et al. 2013; Xie et al. 2008; Guo et al. 2018) proponen complejos algoritmos genéticos basados en diferentes parámetros como solución a este problema. Al ser un problema tan complejo en el que el que existen un número tan elevado de variables que influyen en la eficacia del intercambiador, la opción más utilizada para la construcción de los intercambiadores multiflujo pasa por software comercial como Aspen. Guo et al. 2018; Alabdulkarem et al. 2011; Pacio and Dorao 2011 recomiendan el uso de simuladores comerciales y en concreto Aspen o HYSYS® como la opción más sencilla para diseñar y optimizar intercambiadores de placas y aletas especialmente utilizado para el diseño de intercambiadores para procesos criogénicos de licuefacción de GN. En consecuencia, la parte del diseño mecánico del intercambiador correspondiente al diseño térmico previamente desarrollado se llevará a cabo utilizando el componente EDR de Aspen HYSYS®. El nuevo intercambiador de calor se diseñará para un 85% del flujo original del refrigerante utilizado por Soave (6375 kmol/h) manteniendo las condiciones de presión y temperatura propuestas por el autor. Las razones por las que se limita el diseño a este ahorro, ligeramente superior al mínimo global son: mantener un margen de seguridad en caso de perturbaciones durante la operación, permitiendo al sistema de control conservar ciertos recursos de corrección. Aquí se incluye la posibilidad bastante probable de que la composición del GN sea ligeramente distinta al metano puro. Otra razón es simplificar el diseño mecánico mediante Aspen HYSYS® EDR, ya que, en condiciones de gradiente mínimo muy estrecho la tarea de diseño mecánico se presenta realmente complicada sin una amplia experiencia en el uso de este software. En la Figura 41 se detallan dichas condiciones para todas las corrientes de entrada y salida del intercambiador. 55 Figura 41. Diagrama de flujo del intercambiador de calor con un 85% del flujo original. Este intercambiador supondría un ahorro del 68,35% del ahorro máximo permitido en cuanto al flujo de refrigerante empleado. Esto se traduciría en ahorros considerables en los costes de operación, emisiones de CO2 y pérdidas por combustión de GN. 10.1. Simulación Aspen HYSYS® EDR El diseño del intercambiador de calor mediante Aspen HYSYS® EDR se realizará utilizando dos de sus modos: modo “Design” y modo “Stream by stream simulation”. En el modo “Design” se realiza un diseño mecánico y térmico detallado del intercambiador a partir de unas condiciones fijas de entrada y salida y en el modo “Stream by stream simulation” se parte del diseño preliminar realizado en el modo “Design” y de unas condiciones de entrada fijas obteniendo mediante simulación las correspondientes corrientes de salida. Para asemejar al máximo los cálculos previamente realizados durante el diseño térmico a los efectuados por EDR se trabaja con el paquete de propiedades de Aspen (Aspen Properties) y con el paquete termodinámico de cálculo de Soave (SRK). En la simulación realizada sólo se determinan las corrientes de entrada y de salida del intercambiador utilizando los valores por defecto propuestos por EDR para las todas variables relacionadas con el modelo de capas (layern pattern) y la geometría de las aletas debido a la falta de experiencia en el campo. El factor de ensuciamiento y las pérdidas hacia el exterior se consideran nulos. La relación de corrientes establecida por Hysys y que será utilizada durante todo este apartado es la mostrada a continuación: 56 Stream 1: Alimentación Stream 2: Off gas Stream 3: Isopentano Stream 4: Evaporador Stream 5: Condensador Figura 42. Esquema del intercambiador de calor utilizado por Aspen HYSYS®. Durante el uso del modo de diseño de EDR se detectan algunas inconsistencias en los cálculos del balance energético que resultan en variaciones de las temperaturas de salida de las corrientes de off gas y del evaporador efectuadas de forma automática por el programa. Tout Off gas = 15,43ºC (en lugar de los 20ºC originales) Tout Evap = 16,83ºC (en lugar de los 21,408ºC originales) Estas modificaciones no suponen un problema importante para el funcionamiento del intercambiador dentro del sistema de licuefacción ya que tanto la corriente de off gas como el evaporador tienen como único requisito que estar ampliamente por encima del punto de burbuja. La corriente de off gas está destinada como combustible para proveer energía a los compresores, mientras que el evaporador se dirige a los compresores donde su temperatura se incrementará para posteriormente pasar por etapas de refrigeración con agua reduciendo su temperatura hasta los 40ºC de la entrada del condensador. De la simulación con el modo “Stream by Stream simulation” se obtienen unas condiciones de salida (presión y temperatura) ligeramente diferentes a las deseadas. 57 Tabla 3. Temperaturas de salida modificadas por EDR. Las condiciones de salida obtenidas mostradas en Tabla 4 no son las ideales puesto que las condiciones de salida de la alimentación y el condensador no coincidentes con las detalladas anteriormente. Estos cambios provocarían importantes cambios en las corrientes de salida del flash (off gas y la corriente de GN licuado) y en las condiciones de entrada del evaporador aguas arriba de la válvula. Además, las caídas de presión de algunas corrientes son superiores a las establecidas (0,39 bar en la corriente de off gas) y significativamente más elevadas de lo usualmente utilizado en este campo. Tabla 4. Condiciones de salida de todas las corrientes para el nuevo intercambiador. Para ajustar estos valores sería necesario modificar los tipos y la geometría de las aletas utilizadas, notablemente influyente en la caída de presión y el modelo de capas. Estas modificaciones no están incluidas en este trabajo debido a falta de experiencia y conocimiento en el campo. 10.2. Diseño térmico La curva compuesta de las corrientes del proceso proporcionada resultante del diseño térmico realizado por EDR y mostrada en Figura 43 es prácticamente equivalente a la obtenida previamente en el apartado 4. Curvas compuestas del proceso. Stream 1 Stream 2 Stream 3 Stream 4 Stream 5 Feed Off gas IC5 Evap Cond Outlet temperature (°C) -154 20 15 21,41 -131,46 Outlet temperature from input (°C) -157,54 25,11 10,6 30,06 -134,7 Stream 1 Stream 2 Stream 3 Stream 4 Stream 5 Feed Off gas IC5 Evap Cond Outlet temperature (°C) -157,54 25,11 10,6 30,06 -134,7 Outlet pressure (bar) 29,86 0,848 0,614 87,04 29,87 Pressure drop (bar) 0,141 0,152 0,386 0,23 0,131 64 en base al óptimo intercambio de calor entre corrientes, como una compleja red binaria múltiple, de tal forma que las especificaciones de salida se cumplan. Figura 56. Ejemplo de varias capas distribuidas en un intercambiador de calor para GN licuado. El diseño de un modelo de capas optimizado es complicado por lo que frecuentemente se utiliza software para desarrollarlo. En el intercambiador diseñado existen cinco tipos de capas cada uno de ellos con un tipo de aleta principal optimizado y asignado a cada una de las corrientes del proceso. De las cinco aletas utilizadas dos son de tipo serrado y tres de tipo perforado, todas ellas con la misma altura (6,4mm) pero, distintos espesores. La geometría detallada de las aletas está definida en el informe adjunto en el ANEXO 3. La distribución de las capas está organizada en cinco intercambiadores iguales en paralelo cada uno de ellos formado por 146 capas pertenecientes a alguno de los cinco bloques de capas anteriormente nombrados. Estas capas están distribuidas entre las 5 corrientes de la siguiente forma: Stream 1 (Feed): 20 capas Stream 2 (Off gas): 4 capas Stream 3 (Isopentano): 21 capas Stream 4 (Evaporador): 72 capas Stream 5 (Condensador): 29 capas Total: 146 capas 65 El número de capas determina el área de intercambio de cada corriente: Stream 1 (Feed): 2666,2 m2 Stream 2 (Off gas): 580,1 m2 Stream 3 (Isopentano): 2562,3 m2 Stream 4 (Evaporador): 9686,5 m2 Stream 5 (Condensador): 3835,9 m2 Total: 19331 m2 El informe detallado del diseño del intercambiador mediante el componente EDR de Aspen HYSYS® se encuentra adjunto en el ANEXO 3. 66 CONCLUSIONES • Se ha desarrollado un modelo de simulación de la planta de licuefacción de GN, a excepción del tren de compresión, basado en la EoS de SRK y se ha implementado en MatLab/Octave; el modelo reproduce con gran precisión los parámetros de operación; como comprobación adicional se ha realizado la simulación en Aspen HYSYS® del caso base, ofreciendo iguales resultados. El modelo se considera validado. • Se ha realizado el análisis energético del proceso utilizando la tecnología de Pinch, resultando en la evidencia de un consumo de flujos térmicos de asociados al refrigerante superiores al mínimo necesario, que permitiría trabajar con un valor mínimo del 78,1 % del flujo original, con una diferencia mínima de temperatura (ΔT) de 1,7K. • Se ha propuesto una red de intercambiadores binarios hipotéticos (en contracorriente) que permite comprobar la viabilidad del intercambio para un flujo de refrigerante de 5419 kmol/h, un 85% del originalmente utilizado por Soave. • Se ha diseñado en detalle el nuevo intercambiador de calor multicorriente de placas y aletas en aluminio para ese mismo flujo de refrigerante de 5419 kmol/h utilizando la herramienta EDR del software Aspen HYSYS®, y obteniéndose un dispositivo de (aprox.) 3 x 1 x 1,1 m sin cruces internos de temperatura. 67 BIBLIOGRAFÍA Alabdulkarem, A. et al. 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A Novel Optimization Framework for Designing Multi-Stream Compact Heat Exchangers and Associated Network. Applied Thermal Engineering, vol. 116, Elsevier Ltd, pp. 110–25, doi:10.1016/j.applthermaleng.2017.01.067. 69 ANEXOS ANEXO 1: Tablas de temperatura vs. flujo de entalpía. 1.1. Tabla temperatura vs. flujo de entalpía para el metano a 30 bar (Lemmon, Eric W.) Temperature (K) Enthalpy (kJ/kg) Temperature (K) Enthalpy (kJ/kg) 293.15 0.0000 260.15 80.1621 292.15 2.4310 259.15 82.5931 291.15 4.7997 258.15 85.0865 290.15 7.2308 257.15 87.5175 289.15 9.6618 256.15 90.0109 288.15 12.0929 255.15 92.4420 287.15 14.5239 254.15 94.9353 286.15 16.8926 253.15 97.3664 285.15 19.3237 252.15 99.8597 284.15 21.7547 251.15 102.3531 283.15 24.1858 250.15 104.8465 282.15 26.6168 249.15 107.3399 281.15 29.0478 248.15 109.8333 280.15 31.4165 247.15 112.3266 279.15 33.8476 246.15 114.8200 278.15 36.2786 245.15 117.3134 277.15 38.7097 244.15 119.8068 276.15 41.1407 243.15 122.3001 275.15 43.5718 242.15 124.8559 274.15 46.0028 241.15 127.3492 273.15 48.4338 240.15 129.9049 272.15 50.8649 239.15 132.4606 271.15 53.2959 238.15 134.9540 270.15 55.7270 237.15 137.5097 269.15 58.1580 236.15 140.0655 268.15 60.5891 235.15 142.6212 267.15 63.0201 234.15 145.1769 266.15 65.4511 233.15 147.7949 265.15 67.8822 232.15 150.3506 264.15 70.3756 231.15 152.9063 263.15 72.8066 230.15 155.5244 262.15 75.2376 229.15 158.1424 261.15 77.6687 228.15 160.7605 70 Temperature (K) Enthalpy (kJ/kg) Temperature (K) Enthalpy (kJ/kg) 227.15 163.3785 182.15 303.7806 226.15 165.9966 181.15 308.3684 225.15 168.6146 180.15 313.1993 224.15 171.2950 179.15 318.3232 223.15 173.9130 178.15 323.8273 222.15 176.5934 177.274001 329.0634 221.15 179.2738 177.274 599.2582 220.15 181.9542 177.15 600.0561 219.15 184.6969 176.15 606.2459 218.15 187.3773 175.15 612.1365 217.15 190.1200 174.15 617.7902 216.15 192.8627 173.15 623.2445 215.15 195.6054 172.15 628.5242 214.15 198.4105 171.15 633.6668 213.15 201.1532 170.15 638.6785 212.15 203.9582 169.15 643.5780 211.15 206.8256 168.15 648.3840 210.15 209.6307 167.15 653.0965 209.15 212.4981 166.15 657.7341 208.15 215.3654 165.15 662.2970 207.15 218.2952 164.15 666.7913 206.15 221.1625 163.15 671.2295 205.15 224.1546 162.15 675.6054 204.15 227.0843 161.15 679.9314 203.15 230.0764 160.15 684.2138 202.15 233.1307 159.15 688.4463 201.15 236.1228 158.15 692.6414 200.15 239.2395 157.15 696.7929 199.15 242.3562 156.15 700.9132 198.15 245.4730 155.15 704.9961 197.15 248.6645 154.15 709.0478 196.15 251.8872 153.15 713.0622 195.15 255.1473 152.15 717.0578 194.15 258.4572 151.15 721.0223 193.15 261.8108 150.15 724.9556 192.15 265.2205 149.15 728.8702 191.15 268.6863 148.15 732.7599 190.15 272.2144 147.15 736.6246 189.15 275.8174 146.15 740.4706 188.15 279.4889 145.15 744.2980 187.15 283.2539 144.15 748.1066 186.15 287.1061 143.15 751.8903 185.15 291.0706 142.15 755.6615 184.15 295.1597 141.15 759.4141 183.15 299.3860 140.15 763.1479 71 Temperature (K) Enthalpy (kJ/kg) 139.15 766.8693 138.15 770.5782 137.15 774.2683 136.15 777.9461 135.15 781.6113 134.15 785.2641 133.15 788.9045 132.15 792.5323 131.15 796.1477 130.15 799.7507 129.15 803.3474 128.15 806.9291 127.15 810.5027 126.15 814.0664 125.15 817.6213 124.15 821.1669 123.15 824.7038 122.15 828.2319 121.15 831.7519 120.15 835.2638 119.15 838.7676 72 1.2. Tabla temperatura vs. flujo de entalpía para el metano a 1 bar (Lemmon, Eric W.) Temperature (K) Enthalpy (kJ/kg) Temperature (K) Enthalpy (kJ/kg) 111.65 512.7700 152.65 598.8200 113.65 514.9800 153.65 600.9300 114.65 517.1900 154.65 603.0500 115.65 519.3900 155.65 605.1600 116.65 521.5900 156.65 607.2800 117.65 523.7800 157.65 609.3900 118.65 525.9700 158.65 611.5100 119.65 528.1500 159.65 613.6200 120.65 530.3300 160.65 615.7300 121.65 532.5100 161.65 617.8400 122.65 534.6800 162.65 619.9500 123.65 536.8500 163.65 622.0600 124.65 539.0100 164.65 624.1700 125.65 541.1700 165.65 626.2800 126.65 543.3300 166.65 628.3900 127.65 545.4900 167.65 630.5000 128.65 547.6400 168.65 632.6100 129.65 549.8000 169.65 634.7200 130.65 551.9500 170.65 636.8200 131.65 554.0900 171.65 638.9300 132.65 556.2400 172.65 641.0400 133.65 558.3800 173.65 643.1500 134.65 560.5200 174.65 645.2500 135.65 562.6600 175.65 647.3600 136.65 564.8000 176.65 649.4600 137.65 566.9400 177.65 651.5700 138.65 569.0700 178.65 653.6700 139.65 571.2000 179.65 655.7800 140.65 573.3300 180.65 657.8900 141.65 575.4600 181.65 659.9900 142.65 577.5900 182.65 662.1000 143.65 579.7200 183.65 664.2000 144.65 581.8500 184.65 666.3100 145.65 583.9700 185.65 668.4100 146.65 586.0900 186.65 670.5100 147.65 588.2200 187.65 672.6200 148.65 590.3400 188.65 674.7200 149.65 592.4600 189.65 676.8300 150.65 594.5800 190.65 678.9300 151.65 596.7000 191.65 681.0400 73 Temperature (K) Enthalpy (kJ/kg) Temperature (K) Enthalpy (kJ/kg) 192.65 683.1400 239.65 782.5700 193.65 685.2500 240.65 784.7100 194.65 687.3600 241.65 786.8400 195.65 689.4600 242.65 788.9800 196.65 691.5700 243.65 791.1200 197.65 693.6700 244.65 793.2500 198.65 695.7800 245.65 795.3900 199.65 697.8900 246.65 797.5300 200.65 699.9900 247.65 799.6800 201.65 702.1000 248.65 801.8200 202.65 704.2100 249.65 803.9600 203.65 706.3100 250.65 806.1100 204.65 708.4200 251.65 808.2600 205.65 710.5300 252.65 810.4100 206.65 712.6400 253.65 812.5600 207.65 714.7500 254.65 814.7100 208.65 716.8600 255.65 816.8600 209.65 718.9700 256.65 819.0100 210.65 721.0800 257.65 821.1700 211.65 723.1900 258.65 823.3300 212.65 725.3000 259.65 825.4800 213.65 727.4100 260.65 827.6400 214.65 729.5300 261.65 829.8000 215.65 731.6400 262.65 831.9700 216.65 733.7500 263.65 834.1300 217.65 735.8700 264.65 836.3000 218.65 737.9800 265.65 838.4700 219.65 740.1000 266.65 840.6400 220.65 742.2100 267.65 842.8100 221.65 744.3300 268.65 844.9800 222.65 746.4500 269.65 847.1500 223.65 748.5700 270.65 849.3300 224.65 750.6800 271.65 851.5100 225.65 752.8000 272.65 853.6900 226.65 754.9300 273.65 855.8700 227.65 757.0500 274.65 858.0500 228.65 759.1700 275.65 860.2400 229.65 761.2900 276.65 862.4200 230.65 763.4200 277.65 864.6100 231.65 765.5400 278.65 866.8000 232.65 767.6700 279.65 868.9900 233.65 769.7900 280.65 871.1900 234.65 771.9200 281.65 873.3800 235.65 774.0500 282.65 875.5800 236.65 776.1800 283.65 877.7800 237.65 778.3100 284.65 879.9800 238.65 780.4400 285.65 882.1900 80 Discrepancia de entropía (entropía residual): 𝛥𝑆′=𝑅[−𝑙𝑛(𝑍−𝐵𝑖)+[ 𝐴𝑖𝐷 𝑎𝑖𝛼𝑖𝐵𝑖]𝑙𝑛(1+𝐵𝑖 𝑍)] 2.2. SRK – Sistemas multicomponentes Regla de mezcla (1PVW): 𝑎𝑚𝑖𝑥 =∑ ∑ [𝑥𝑖𝑥𝑗𝑎𝑖𝑗] 𝑗𝑖 ;𝑏𝑚𝑖𝑥 =∑[𝑥𝑖𝑏𝑖] 𝑖 donde 𝑎𝑖𝑗 =(1−𝑘𝑖𝑗)√𝑎𝑖𝑎𝑗 Parámetros agrupados: 𝐴=𝑎𝑚𝑖𝑥𝑃 𝑅2𝑇2,𝐵=𝑏𝑚𝑖𝑥𝑃 𝑅𝑇 𝐴𝑖𝑗 =𝑎𝑖𝑗𝑃 𝑅2𝑇2,𝐵𝑖=𝑏𝑖𝑃 𝑅𝑇 Ecuación de estado (adimensional): 𝑍3−𝑍2+(𝐴−𝐵−𝐵2)𝑍−𝐴𝐵=0 Coeficiente de fugacidad parcial: 𝑙𝑛𝛷𝑖 ^=𝐵𝑖 𝐵(𝑍−1)−𝑙𝑛(𝑍−𝐵)+𝐴 𝐵[𝐵𝑖 𝐵−2 𝐴∑[𝑥𝑗𝐴𝑖𝑗] 𝑗]𝑙𝑛(1+𝐵 𝑍) Agrupación (para discrepancias): 𝐷=∑ ∑ [(1−𝑘𝑖𝑗)𝑚𝑗𝑥𝑖𝑥𝑗√𝑎𝑖√𝑎𝑐𝑗𝑇𝑟𝑗] 𝑗𝑖 Discrepancia de entalpía (entalpía residual): 𝛥𝐻𝑟𝑒𝑠 =𝑅𝑇[1−𝑍+𝐴 𝐵[1+ 𝐷 𝑎𝑚𝑖𝑥]𝑙𝑛(1+𝐵 𝑍)] Discrepancia de entropía (entropía residual): 𝛥𝐻𝑟𝑒𝑠 =𝑅𝑇[1−𝑍+𝐴 𝐵[1+ 𝐷 𝑎𝑚𝑖𝑥]𝑙𝑛(1+𝐵 𝑍)] 81 ANEXO 3: Material complementario Adjunto a este archivo en la sección de anexos se encuentran como material complementario: - La librería de funciones de MatLab utilizada para la simulación. - El informe detallado de los resultados de diseño de Aspen HYSYS® EDR.