1 DESCRIPCION -...

1 Descripción Análisis termodinámico de una planta de ciclo combinado

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1 DESCRIPCION

1.1 INTRODUCCION

En la actualidad la tecnología de ciclo combinado representa uno de los métodos de generación de energía eléctrica más rentable y respetuosa con el medio ambiente. La creciente demanda eléctrica mundial hace que sea cada vez más necesaria la búsqueda de una nueva potencia de generación capaz de abastecer a la nueva demanda de mercado, es aquí cuando entra en juego la tecnología de ciclo combinado cada vez más desarrollada e implantada para satisfacer dicha necesidad.

Concretamente, desde el año 2005, la India ha experimentado un crecimiento sobresaliente debido a varios motivos, por un lado el consumo privado ha aumentado mucho como consecuencia de la consolidación de una ya numerosa clase media, este aumento del poder adquisitivo de la población ha hecho que la demanda tanto de bienes como de tecnología aumente, esto ha llevado a una entrada masiva de capital extranjero que ven en esta región una oportunidad de mercado en alza. Una de las primeras consecuencias de esta mejora en la sociedad india ha sido el aumento de la demanda eléctrica, ya que tanto las zonas industriales como urbanas han crecido y cada vez más solicitan nuevos recursos para conseguir su desarrollo económico. De ahí el motivo de estudiar una planta de estas características en esta región.

Por todo lo anteriormente mencionado, parece interesante ver cómo podemos caracterizar e intentar conocer el comportamiento de una planta de este tipo en la región geográfica considerada para ello analizaremos el comportamiento basándonos en el diseño de los diferentes equipos involucrados, todo esto empleando como herramienta el programa GateCycle 6.1.2

Para ello en este documento procederemos a modelar los distintos equipos que lo constituyen la planta para posteriormente ser integrados en un todo. Una vez fijado nuestro diseño estudiaremos cómo se comporta nuestro ciclo ante la variación de distintos parámetros y analizaremos con el objetivo de optimizar su funcionamiento distintas opciones de turbinas de gas Finalmente realizaremos un análisis económico para caracterizar la rentabilidad de dicha inversión.

1.2 DESCRIPCION DEL PROCESO DE CICLO COMBINADO

El proyecto consistirá en estudiar la solución con planta de ciclo combinado compuesta por dos turbogeneradores de gas, dos generadores de vapor recuperador de calor y un turbogenerador a vapor como equipos principales.

La central ciclo combinado que será objeto de estudio de este proyecto se llamara GUR1 y estará situada en la ciudad de Guargaon, una región situada a unos 30km de la ciudad de Delhi (India), tendrá la capacidad de producir unas 80ton/h de vapor de alta presión. En operación normal, no se producirá vapor y la planta operará exclusivamente en ciclo combinado. En


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condiciones que lo requiera el consumidor de vapor, se podrá enviar hasta 80t/h de vapor, desde GUR1.

Ilustración 1.1 Ubicación de la planta

El consumidor de vapor no es más que una refinería adyacente a la planta que emplea el vapor demandado para tratamiento del petróleo crudo mediante una serie de procesos químicos que emplean dicho vapor. Se pondrá demandar hasta 80t/h de vapor a 102 bares y 445ºC, que se tomara del vapor de alta presión justo antes de la entrada a la turbina de vapor.

La planta además, contará con la capacidad de entregar energía eléctrica a la red proveniente de los turbogeneradores a gas y del turbogenerador a vapor. La capacidad total aproximada de generación de energía eléctrica de la central deberá ser de 600 MW y la central operará con gas natural como combustible principal y único.

Como ya se ha dicho, la planta estará formada por dos turbogeneradores de gas y dos generadores de vapor de recuperación de calor exactamente iguales. El total del vapor generado es destinado al ciclo de vapor al menos que el modo de operación exija un consumo de vapor. El vapor destinado a cogeneración, será vapor a alta presión y temperatura como ya comentamos anteriormente y la cantidad de vapor demandado podrá oscilar de 0 hasta 80 t/h de producción de vapor esto dependerá del perfil de operación de la industria consumidora.


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La configuración elegida se muestra en el siguiente esquema:

Figura 1.1 Configuración Planta

1.3 EQUIPOS PRINCIPALES. PROCESO.

Con el fin de poder situar y analizar el proceso llevado a cabo, veamos a continuación cada uno de los equipos que lo componen y su función dentro del conjunto del ciclo. Para situar los distintos equipos recurriremos a la ilustración del ciclo completo que se encuentra en el capítulo 10 de anexos

En primer lugar el turbogenerador de gas (recuadrado en rojo en la ilustración) toma aire a condiciones ambiente que pasara por el compresor aumentando su presión y temperatura una vez el aire a experimentado este proceso pasa a la cámara de combustión donde se procede a la quema del combustible, previa entrada del combustible a la cámara de combustión se observa un intercambiador encargado de que el combustible alcance su temperatura optima de suministro, en nuestro diseño el calentamiento del combustible se realiza con agua del sangrado del evaporador de media de la caldera y posteriormente se retorna al ciclo para aprovechar su energía. Los gases que salen de la cámara de combustión pasan a continuación por una tobera y disminuyen su presión y haciendo que su velocidad aumente. La velocidad ganada es aprovechada por los alabes del turbogenerador, los cuales comienzan a girar. Esta energía mecánica es aprovechada por un generador eléctrico y nos permiten generar y posteriormente distribuir potencia eléctrica.

Los gases en el escape de la turbina pueden ser aun aprovechables ya que estos sales a uno 600ºC, interviene ahora el generador de vapor recuperador de calor (GVRC), recuadrado en verde en el esquema del ciclo, cuya finalidad es producir vapor, el cual será utilizado como elemento motriz de la turbina de vapor. Para producir dicho vapor el agua pasa por un conjunto de sobrecalentadores, evaporadores y economizadores que van calentando tanto el agua como el vapor, en nuestro diseño hemos considerado dos recalentadores de vapor que recogen el recalentado frio que sale del primer cuerpo del ciclo de cola, y tres sobrecalentadores que aumentan la temperatura del vapor de alta producido por el evaporador de alta presión.


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Nuestra configuración de caldera también consta de dos evaporadores más, uno de media presión y otro de baja presión. El vapor de media presión se mezclara con el recalentado frio antes de recalentarse y el vapor de baja entrara a la turbina de vapor tras mezclarse con la salida del cuerpo de media presión, también observamos como la configuración de la caldera elegida presenta dos economizadores en paralelo que calientan agua que de alta y media presión. La salida del desgasificador, donde se almacena el agua de alimentación a la caldera en condiciones óptimas para su entrada a la caldera, distribuye mediante dos bombas de alta y media presión el agua que tras la transferencia de calor se convertirá en vapor a diferentes condiciones.

Antes de la salida de los gases de la chimenea que saldrán del entorno de 90ºC se observa un lazo de recirculación, esta configuración es típica en generadores de este tipo este lazo garantiza que la entrada del agua al primer economizador y junto antes del desgasificador, no entre demasiado fría, la temperatura optima de agua de entrada al economizador estará en el entorno de los 55ºC, el objetivo de este lazo de recirculación o también llamado lazo anticorrosivo es evitar posibles condensaciones de los gases de escape, estos suelen tener cierto contenido en azufre, cuya condensación puede presentar posibles problemas en la salida de la chimenea.

Por otro lado el turbogenerador de vapor emplea como fuente el vapor generado en el recuperador de calor, en este modelo se ha optado por un diseño de turbina de tres cuerpo de presión con recalentado. El vapor de lata presión que llega a la turbina está en el entorno de 160bar y 500ºC, el ciclo de cola viene definido también por el sistema de sello que posteriormente se destinara al condensador de sello.

En cuanto al sistema de refrigeración empleado en el ciclo se optó por torre de refrigeración debido a dos motivos principalmente, en primer lugar las condiciones ambientales de temperatura y humedad y la disponibilidad de agua era adecuadas para esta opción y en segundo lugar y por regla general el empleo de torre de refrigeración llega a alcanzar mejor eficiencia global del ciclo.

2 Turbina de vapor Análisis termodinámico de una planta de ciclo combinado

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2 TURBINA DE VAPOR

2.1 INTRODUCCION

El calor contenido en los gases de escape del turbogenerador de gas se puede emplear para calentar agua en el generador de vapor. Realizaremos el diseño de nuestro generador de vapor atendiendo a los requerimientos de vapor que nos determine la turbina de vapor que emplearemos en nuestro ciclo. Existen diversas tipologías de turbinas de vapor y estas se pueden clasifican atendiendo a diversos criterios como pueden ser, el número de cuerpos de presión que poseen, las condiciones que presentan en el escape entre otras. La turbina de vapor debe seleccionarse de acuerdo a las condiciones y características termodinámicas del vapor de alta presión alimentado y que asegure la máxima eficiencia posible. En concreto usaremos en nuestro ciclo una turbina de vapor de tres presiones con recalentamiento. Por lo general la turbina de vapor es un equipo lo suficientemente conocido y robusto solo se necesita llevar a cabo una serie de pautas para su buen funcionamiento: -Emplear el vapor a las condiciones físico-químicas apropiadas, de lo contrario dañaremos seriamente nuestra máquina. - Respetar las instrucciones de operación en arranques, durante la marcha y durante las paradas del equipo. -Realizar los mantenimientos establecidos con la periodicidad prevista. -Respectar las consignas de protección del equipos, si se observa algún síntoma de mal funcionamiento (vibraciones, temperaturas elevadas, falta de potencia) parar y revisar el equipo antes de que puedan causarse daños mayores a nuestra máquina.


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2.2 DESCRIPCION

La turbina de vapor demandara las siguientes condiciones de vapor. Por un lado debe llegarle vapor al cuerpo de alta presión a unas condiciones determinadas, estas condiciones serán las mismas que las de vapor de salida del sobrecalentador de la caldera. La entrada al cuerpo de media, lo denominaremos recalentado caliente y se obtiene tras la mezcla del recalentado frío (vapor en condiciones de alta tras pasar por el primer cuerpo) y el vapor que se obtiene de la caldera en las condiciones de media presión. Finalmente, la entrada de vapor al último cuerpo le será suministrado directamente por el evaporador de la caldera que produce vapor a las condiciones de baja requeridas por la turbina. Mencionar que las diversas entradas a los cuerpos poseen de un sistema de atemperación que actuará en el caso que las condiciones de entrada de vapor sea distinto a las especificaciones de la turbina de vapor.

2.3 REGULACION TURBINA DE VAPOR.

El objetivo fundamental de la regulación en turbinas de vapor es ajustar la potencia eléctrica que nos da está en función de la demanda requerida. Existen distintas formas de realizar este proceso de regulación:

2.3.1 Regulación por laminación (cualitativa)

Consiste en el cierre o apertura de la válvula principal de admisión a la turbina disminuyendo el gasto y el salto entálpico disponible en la turbina, el vapor sufre un proceso de laminado isoentálpico. Este procedimiento no afecta demasiado al rendimiento interno de los cuerpos de turbina pero el rendimiento global de la planta si ya que la caldera por lo general seguirá produciendo el mismo vapor sí que todo este llegue a ser turbinado. Por lo general este método de regulación será apropiado siempre y cuando el grado de estrangulamiento no se excesivo. Es ideal para usar en turbinas de pequeña potencia o en máquinas de gran potencia para su arranque.

2.3.2 Regulación por admisión parcial (cuantitativa)

En este caso se varia el gasto de vapor pero son variar las condiciones de entrada de este (presión y temperatura) mediante el accionamiento de válvulas de control de paso de vapor. Este método de regulación penaliza menos el rendimiento global pero por otro lado supone un mecanismo más complejo y el rendimiento si se ve penalizado para funcionamiento a cargas parciales.


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2.3.3 Regulación por presión deslizante

Consiste en variar la presión de entrada a la turbina manteniendo constante la temperatura de vapor vivo con el consiguiente aumento de la entalpia especifica de entrada a la turbina y aumentando la entalpia especifica de escape pero en menos proporción por lo que el salto disponible es mayor, esto junto a un menor contenido de humedad a la salida proporciona un mejor rendimiento. Una de las ventajas fundamentales es que al mantener la temperatura de vapor vivo no existen tensiones de origen térmico, además al no ser necesario admisión parcial el diseño es mucho más simple. Esta metodología va variando la presión de entrada proporcionalmente a la carga de modo que permite aumentar la fiabilidad de la turbina. En la práctica, los fabricantes de turbinas no recomiendan regular más del 50% de este modo. Para poder realizar este tipo de regulación es necesario que la caldera funciones a condiciones variables.

2.4 SISTEMAS

La turbina de vapor posee diversos sistemas que deben actuar para garantizar su buen funcionamiento a lo largo de su vida útil. Estos son: -Sistema de distribución de vapor y condensado. Este sistema engloba todo el conjunto de tuberías y conductos que hacen llevar el vapor desde la caldera de recuperación hasta los distintos puntos de la turbina de vapor, para su posterior transformación y distintas presiones. Este sistema también incluye todo el soporte de valvular necesarios, entre estas se encuentran: Válvulas de parada, actúan para garantizar la seguridad de la turbina y en situaciones de emergencia. Tienen la misión de cortar el flujo de vapor de entrada a cada cuerpo, existirá una de estas válvulas en la entrada a cada cuerpo. Válvulas de control y regulación, válvulas de vapor de entrada que proporcionan el caudal de vapor deseado para dar la potencia requerida por la turbina. Es accionada hidráulicamente con la ayuda de un grupo de presión de aceite (aceite de control). Forma parte de dos lazos de control: el lazo que controla la velocidad de la turbina y el lazo que controla la carga o potencia de la turbina. -Sistemas de aceite. Este sistema tiene dos misiones fundamentales en las turbinas de vapor: una como elemento hidráulico del sistema de regulación de la turbina, para accionamiento de servomotores y otros mecanismos y otra como elemento lubricante de las partes móviles, como cojinetes, reductores, etc.

2.4.1. Sistema de aceite de control.

Cuando las válvulas de regulación y control se accionan oleohidraulicamente el conjunto de turbina debe ir equipado con un grupo de presión que opera mediante un circuito de aceite de control. Este, debe mantener la presión normalmente entre los 50 y los 200 bares de presión hidráulica. El sistema de control gobierna la válvula de salida del grupo, que hace llegar al aceite hasta la válvula de regulación de entrada de vapor con la presión adecuada. Equipos principales de los sistemas de aceite: 1) Tanques de aceite. 2) Bombas de aceite, principal y reserva. 3) Refrigerantes de aceite. 4) Filtros de aceite.


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5) Calentador de aceite. Termostato de alta y baja temperatura. 6) Extractor de gases de aceite. 7) Equipos de purificación de aceite.

2.4.2 Sistema de aceite (lubricación) El sistema de lubricación de la turbina debe absorber gran cantidad de calor tanto de los ejes como de los cojinetes de la turbina este sistema debe estar operativo durante todo el funcionamiento de la turbina, si no se lubrica se produciría rozamiento en los ejes produciéndose perdidas mecánicas que disminuirían el rendimiento.

Proporciona el fluido lubricante, generalmente aceite. Para asegurar la circulación del aceite en todo momento el sistema suele estar equipado con tres bombas: Bomba mecánica principal: Esta acoplada al eje de la turbina, de forma que siempre que este girando la turbina está girando la bomba, asegurándose así la presión de bombeo mejor que con una bomba eléctrica. No obstante, en los arranques esta bomba no da presión suficiente, por lo que es necesario que el equipo tenga al menos una bomba adicional Bomba auxiliar: Se utiliza exclusivamente en los arranques, y sirve para asegurar la correcta presión de aceite hasta que la bomba mecánica puede realizar este servicio. Se conecta antes del arranque de la turbina y se desconecta a unas revoluciones determinadas durante el arranque, cambiándose automáticamente de la bomba auxiliar a la bomba principal. También se conecta durante las paradas de la turbina. Bomba de emergencia: Si se produce un problema de suministro eléctrico en la planta, esta queda sin tensión, durante la parada habría un momento en que la turbina se quedaría sin lubricación, ya que la bomba auxiliar no tendría tensión. Para evitar este problema, las turbinas suelen ir equipadas con una bomba de emergencia que funciona con corriente continua proveniente de un sistema de baterías

2.4.3 Sistema de sello

Las fugas penalizan el rendimiento porque existe vapor que no pasa por el rotor de la turbina y vapor que se incorpora al flujo principal perturbándolo. Las fugas dependen de la tipología de cierre que presente la turbina entre elementos fijos y móviles y de los huelgos y juegos considerados en el diseño de cada turbina. Para reducirlas las turbinas de vapor están equipadas con sellos de carbón y sistemas de estanqueidad, que se ajustan al eje, y/o con laberintos de vapor. Con esto se consigue evitar que el vapor salga a la atmósfera y disminuyan la eficiencia térmica de la turbina. En el propio diseño de la turbina de vapor se desvía un pequeño porcentaje del vapor de entrada del cuerpo de alta a los cuerpos de media y baja para paliar así las posibles fugas de vapor que puedan existir y garantizar que estas son mínimas. En concreto para nuestra turbina de vapor las fracciones de vapor de sello que se han considerado en los distintos cuerpos son: Suele utilizarse una caldera auxiliar para generar el vapor de sellos. Este vapor minimiza la pérdida de presión en las extracciones de la turbina de potencia, y evita que entre aire en el condensador y que éste pierda vacío. A más presión de entrada más sello se debe destinar.


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� Sello 1: 3.33% en condiciones de alta presión � Sello 2: 0.3% en condiciones de recalentado frio � Sello 3:0.74% en condiciones de recalentado frio � Sello 4:0.16% a condiciones de entrada al cuerpo de baja

Las corrientes de vapor de sello dependen de cada turbina y tendrán una configuración distinta según el diseño del fabricante que elijamos. -Sistema de extracción de vahos. El depósito de aceite suele estar a presión inferior a la atmosférica para facilitar la extracción de vapores de aceite y dificultar una posible fuga de aceite al exterior. Para conseguir este vacío, el sistema de lubricación suele ir equipado con un extractor. Sistema de refrigeración de aceite. El aceite en su recorrido de lubricación se calienta modificando su viscosidad, y por tanto, sus características lubricantes, llegando a degradarse si el calor es excesivo. Para evitarlo, el sistema de lubricación dispone de unos intercambiadores que enfrían el aceite, estos intercambiadores pueden ser aire-aceite, de forma que el calor del aceite se evacua a la atmósfera, o agua-aceite, de forma que el calor se transfiere al circuito cerrado de refrigeración de la planta. -Sistema de control El sistema de control de una turbina de vapor consta de módulos de turbina alta, de media y de baja presión, cada uno con sus sistemas auxiliares. El comportamiento de la turbina de vapor en un ciclo combinado es función del régimen de trabajo a que está sometida la turbina de gas del ciclo. Procedente de la caldera de recuperación, el vapor llega a la turbina a través de la válvula de admisión y regulación. Hay una desviación al condensador a través de la válvula de bypass de alta y presión intermedia hasta que el vapor alcanza la temperatura y presión adecuadas para el inicio del rodaje. El sistema de control comprueba que el circuito hidráulico de control y lubricación está en servicio, arranca el -Sistema de bypass. El bypass de la turbina de vapor debe diseñarse para garantizar la evacuación total del vapor que llega de la caldera. Esa evacuación debe realizarse mediante unas líneas de vapor que recogen el vapor antes de que este atraviese la turbina. La turbina puede estar fuera de servicio por diversos motivos como pueden ser mantenimiento, revisiones periódicas etc. A parte del propio bypass de la turbina este se debe completar con el del ciclo al completo. La configuración para operar en modo bypass elegido para el ciclo completo se describirá en el capítulo correspondiente. Para nuestro modelo la línea por la que circularía el vapor en modo bypass se representa en roja en la Fig.3.1.Esta corriente se uniría con la salida del cuerpo de baja presión y se enviaría al condensador. -Sistemas de vacío del condensador. La función principal de éste sistema es extraer el aire y gases incondensables del condensador. Este proceso puede llevarse a cabo empleando una bomba de vacío convencional, con el consumo eléctrico que esta supone o empleando eyectores, que no son más que bombas de vacío cuyo funcionamiento supone un consumo de vapor principal de la propia planta. En nuestra planta elegimos el uso de eyectores en lugar de bombas con el fin de reducir los autoconsumos de la planta. El principio de funcionamiento de los eyectores es: Un fluido motriz, generalmente vapor, es acelerado en una tobera convergente-divergente, convirtiendo la presión en velocidad. Debido al efecto Venturi, la presión en la descarga es muy baja, produciendo una succión del fluido aspirado en la cámara de mezcla. La mezcla del fluido


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motriz y aspirado es introducida en el difusor, donde se transforma la velocidad en presión, obteniendo en la descarga una presión intermedia entre la del fluido motriz y el impulsado. El suministro de vapor se realiza a través del banco de eyectores, donde se generara la extracción del aire y los gases que se obtienen con la velocidad del vapor. Elementos que componen al sistema: Condensador, su función es establecer el mayor vacío posible eliminando el calor de condensación del vapor de agua. - Eyectores, se encargan de eliminar los gases incondensables que hay en el condensador, procedente de las fugas de aire y de los gases disueltos en el condensado, etc. - Bombas de condensado, tienen por misión desalojar el condensado producido en el escape de la turbina. Problemas si el nivel de condensado es demasiado alto y no quedan tubos libres para condensar el vapor. - Purgas de condensado del cuerpo de la turbina y líneas de vapor de entrada y salida, sistema que permite la eliminación del condensado de equipo y líneas cuando la turbina está en situación de parada y puesta en marcha. 2.5 CRITERIOS DE DISEÑO Y CONSIDERACIONES TOMADAS. Para poder conocer el comportamiento de nuestra turbina de vapor lo mejor posible, la simularemos definiendo un modelo de diseño de la turbina de vapor para las distintas condiciones ambientales a las que tendrá que enfrentarse. Para ello el fabricante nos suministra los distintos balances térmicos para las condiciones que le pedimos. En dichos balances se conoce la información de las corrientes principales de entrada y salida de la turbina que son:

� Vapor principal procedente de la caldera (Main steam from HRSG) � Recalentado caliente procedente de la caldera (Reheat steam from HRSG) � Recalentado frio que va a caldera (Cold reheat to HRSG) � Salida del cuerpo de media presión (IP Exhaust) � Salida del cuerpo de baja al condensador (LP Exhaust) � Distintas corrientes correspondientes al vapor de sello

En la parte de anexos (capitulo 10) detallaremos el balance que nos caracteriza numéricamente cada una de las corrientes detalladas anteriormente para los distintos casos considerados. También se adjunta una figura que corresponde a un esquema donde se representan las corrientes principales de entrada y salida de la turbina y el sistema de sellos, los valores que alcanzan las distintas corrientes para los distintos casos son los siguientes: El fabricante de turbina de vapor elegido nos proporciona también como varían las perdidas en el escape de la turbina de baja con el flujo volumétrico y la evolución de la eficiencia del generador con la potencia. Introduciremos como inputs las condiciones de las seis corrientes antes mencionadas, las perdidas en el escape, la potencia de la turbina para cada balance y la eficiencia del generador. Las pérdidas en el escape se moverán en el rango de los 20kJ/kg para el funcionamiento normal de la turbina, perdidas mayores suponen una mayor pérdida de energía cinética a la salida del último cuerpo siendo la turbinación del vapor menos eficiente y por tanto perjudicial para el ciclo al completo. Debe vigilarse que las perdidas sigan valores admisibles. Las pérdidas que existen en una turbina de vapor pueden ser de varios tipos, la más importante es la perdida de potencia debido al consumo de auxiliares estas suelen representar entorno a un


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9% del total a plena carga, el resto de perdidas con menor peso pero no por ello menos importantes son las perdidas en el escape, perdidas mecánicas y perdidas en el alternador. Las pérdidas en el escape suelen estar en la franja de los 20kJ/kg no son viables perdidas ni mayores ni menores ya que de las pérdidas totales que se producen en la turbina las perdidas debidas al escapa suelen representar un 0,3 % a plena carga, a cargas parciales las perdidas en el escape aumentan algo, pudiendo alcanzar porcentajes de 0.4% al 75% de carga y 0.6% al 50%.

Perdidas de escapes mayores suponen una mayor pérdida de energía cinética a la salida del último cuerpo siendo la turbinación del vapor menos eficiente y por tanto perjudicial para el ciclo al completo. Debe vigilarse que las perdidas sigan valores admisibles. La curva que representa estas pérdidas tiene la tendencia mostrada en la siguiente figura:

Flujo volumétrico

(m3/s)

Perdidas en el escape (kJ/kg)

764.426 36.016 814.943 28.640 942.982 16.825 993.176 14.461

1039.164 12.953 1058.759 12.470 1105.167 11.882 1129.886 11.742 1146.472 11.862 1181.538 11.986 1210.050 12.397 1281.222 13.703 1396.107 17.351 1564.590 24.498 1599.945 25.909 1644.186 28.096 1692.194 29.980 1827.789 37.159 1842.408 37.790 1878.815 39.081


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Figura 2.1. Perdidas en el escape de la turbina de vapor frente a flujo volumétrico.

A continuación presentamos la curva de eficiencia del generador de la turbina de vapor, la variación de la potencia que entrega la turbina de vapor para una eficiencia determinada del generador es un dato que no proporciona el fabricante de la turbina de vapor y nos da una idea de la eficiencia del generador de nuestro equipo. Cuanto mayor sea esta eficiencia mejor es la conversión de potencia, es decir mayor es la potencia que obtendremos, matizar que esta potencia está referida a potencia bruta de la turbina de vapor , el consumo de auxiliares debido a los distintos consumos eléctricos del equipos se introducirán en el software como autoconsumos fijos del sistema. Este dato junto con las pérdidas en el escape será datos de entrada de nuestro modelo y que deben ser suministrados por el fabricante con el fin de poder obtener un modelo fiel de la turbina de vapor.

0

5

10

15

20

25

30

35

40

45

500 700 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100

Per

did

as e

n el

esc

ape

(kJ/

kg)

Flujo volumetrico (m3/s)


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Potencia (MW) Eficiencia Generador

(%) 59.89 97.78 63.79 97.87 68.52 97.97 73.54 98.07 78.55 98.16 85.24 98.28 92.76 98.38 97.49 98.45 103.90 98.52 107.80 98.56 111.14 98.60 113.65 98.63 118.66 98.67 124.51 98.72 133.43 98.78 138.44 98.81 143.45 98.83 149.58 98.86 154.60 98.87 162.40 98.90 170.20 98.91 176.88 98.93 183.29 98.93 188.30 98.94 194.99 98.94 202.51 98.95 210.31 98.96 218.94 98.96 225.63 98.96 233.71 98.97 238.72 98.97

Figura 2.2. Eficiencia del generador frente a potencia

La curva anterior nos permite conocer la eficiencia de nuestro generador dependiendo de la potencia que obtengamos de la turbina a distintos regímenes de carga. La eficiencia será mayor cuanta más cerca estemos de la potencia que debemos dar a plena carga, en situaciones de trabajo a diferentes cargas la eficiencia se verá penalizada.

0.98

0.98

0.98

0.98

0.98

0.99

0.99

0.99

0.99

50 70 90 110 130 150 170 190 210 230 250

Efic

ienc

ia(%

)

Potencia (MWe)


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La eficiencia del generador nos incluirá directamente en la potencia que nuestra turbina es capaz de generar. Se define como el cociente entre la energía generada entre la energía en el eje de la turbina diferenciando una de otra las perdidas en el generador. Esta eficiencia suele estar en el entorno del 98%, aunque en diseños más conservadores y cuando por algún motivo no es posible conocer la curva del generador se suele adoptar una eficiencia menor entorno al 97%, criterios más conservadores suelen ser tomados en los diseños preliminares cuando lo que se desea es tener unos valores orientativos de cómo se comportara nuestra turbina, en revisiones posteriores se va afinando y ajustando los parámetros El modelo empleado para la simulación presenta la estructura del esquema que sigue, se pretende simular según el balance dato la turbina, modelando cada una de las corrientes que el proveedor de turbina considera para su máquina. Para el diseño, podemos considerar varias hipótesis basándonos tanto en eficiencia como en presiones. Para la caracterización de la eficiencia, puede imponerse directamente dicha eficiencia para cada uno de los tres cuerpos. En nuestro caso y por poseer datos de entalpia a la salida de cada cuerpo hemos optado por caracterizar nuestra turbina imponiendo la entalpia a la salida de cada cuerpo (la opción input exit enthalpies nos determinara la eficiencia del cuerpo). De igual modo se debe elegir un método para el diseño en términos de presiones, para esto bastara con imponer la presión a la entrada y salida del cuerpo, es decir, el salto de presión que experimenta. Para este caso optaremos por la opción input throttle pressure que no permite introducir el valor de presión tanto a la entrada como a la salida del cada cuerpo. El software también contempla otra opción para el diseño de presiones llamada throttle pressure set upstream esta alternativa nos será útil en los casos que queramos que la presión de entrada al cuerpo en estudio sea fijada por los equipos situados aguas arriba del mismo es decir por el cuerpo de turbina agua arriba, y pondremos también la presión de salida. Por regla general, para caracterizar el comportamiento de tanto de la turbina como de la caldera se suelen definir varios modelos, como mínimo dos, un modelo de diseño en el que cada elemento del equipo se configura según la opción de diseño que elijamos, en este caso la expuesta anteriormente y otro modelo fuera de diseño. Esta opción es útil cuando el número de balances a evaluar es alto, a partir de 3 o 4 balances merece la pena definir un fuera de diseño que nos permita evaluar todos los comportamientos. Esto dependerá del número de modos de operación que se quieran evaluar de la planta cuanto mayores modos de operación se consideren más simulaciones habrá que hacer. En el modelo fuera de diseño cada elemento leerá del de diseño. Por comodidad, definiremos otro caso fuera de diseño para caracterizar los casos en los que es necesario exportar vapor. Para el modelo fuera de diseño, los cuerpos de alta y media se diseñaran en la opción Spencer Cotton Cannon (SCC), este método se basa en una serie de curvas de corrección que el propio programa tiene implementadas y que nos permiten obtener la eficiencia del cuerpo. Para la metodología de cálculo de presiones en el fuera de diseño es corriente usar la opción Sliding Inlet Pressure, dicha opción impone que la turbina trabaje a presión deslizante en contraposición a la opción Input Throttle Pressure anteriormente citada que hace trabajar a la turbina a presión constante. La primera opción de funcionamiento suele ser la elegida en la mayoría de los diseño ya que es más beneficiosa para un mayor rango de funcionamiento de la planta.


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Ilustración 2. 1 Modelo de la turbina de vapor

En la ilustración anterior se detalla el modelo de la turbina de vapor en ella se esquematizan tantos las corrientes principales como el sistema de sellaje característico de este diseño de turbina, las corrientes principales anteriormente detalladas se representan del siguiente modo: la fuente S83 representa la entrada de vapor principal procedente del generador de vapor, el icono FPT1 es un elemento del programa que nos permite simular las condiciones de entrada y salida de una corriente determinada, de este modo la entrada a FPT1 representaran las condiciones de recalentado frio y las de salida serán las de recalentado caliente. La fuente S82 representa la admisión de vapor en condiciones de baja presión procedente de caldera, por último, el escape S23 la corriente de escape de la turbina y la S7 recoge las distintas corrientes de sello que se unificaran antes de ser enviadas al condensador de vapor de sello.

2.6 RESULTADOS OBTENIDOS

De la simulación debemos definir como outputs la entalpia, flujo, presión y temperatura de las mismas seis corrientes que fueron inputs y la potencia, después de obtener los resultado realizaremos una comparación para ver cómo se ajusta nuestro modelo a los balances del fabricante. También serán de interés obtener las perdidas en el eje, la potencia de la turbina se ajustara para dar la potencia suministrada en el balance, variando estas pérdidas en el eje.

Para llevar a cabo el ajuste de la potencia el programa nos ofrece además la posibilidad de definir macros para afinar en nuestra simulación. Estas macros se implementan en el ciclo mediante la definición de una condición empleando los limites adecuados, de modo que si el valor de la potencia que obtenemos de la simulación del programa es mayor que la del balance, se le sumará cierto porcentaje de pérdidas en el eje para que esta se reduzca y viceversa.

La macro encargada de ajustar la potencia variando las perdidas en el eje se definirá para el cuerpo de baja presión y posteriormente se impondrá la perdida en el eje obtenida a los otros dos cuerpos (alta y media presión). Esto se realiza del siguiente modo, en primer lugar, se definen las tres variables que necesitaremos que son: las pérdidas en el eje del cuerpo de baja presión, la potencia de la turbina y la potencia de la turbina del balance. Esta última se


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introducirá como un valor definiendo una variable adicional en el programa, una vez definidas estas tres variables basta con definir una sentencia del siguiente tipo:

min(0.015,max(0.0002,a+(b-c)/10000)

donde b es la potencia obtenida por el programa, c es la potencia objetivo del balance y a es la perdidas en el eje del cuerpo en cuestión.

La diferencia (b-c) nos determinara como de lejos estamos de la potencia objeto y si es necesario aumentar o disminuir las perdidas en los cuerpos de turbina.

Los resultados obtenidos empleando el modelo se encuentran en el apartado 2.2 del capítulo de anexos.

Potencia (MWe) Fracción de pérdidas en el eje

223.00 0.00158

183.60 0.00402

154.50 0.00661

231.30 0.00117

187.70 0.00375

159.00 0.00621

236.80 0.00091

190.20 0.00334

163.00 0.00531

236.30 0.00117

189.80 0.00346

167.40 0.00499

219.10 0.00264

181.10 0.00423

152.40 0.00664

80.40 0.01477

90.30 0.01070

97.30 0.01041

96.90 0.01090

76.40 0.01237

Tabla 2. 1 Potencia de la turbina/Perdidas en el eje


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Figura 2. 3 Fracción de pérdidas en el eje frente a Potencia

A la vista de la representación anterior, podemos deducir como es lógico que un aumento de las perdidas en el eje suponga una reducción de la potencia obtenida. Esta tendencia nos servirá a la hora de la simulación para ajustarnos a la potencia que nos proporciona el balance como hemos comentado anteriormente. Otro de los datos que obtenemos de la simulación y que se consideraran futuros datos de entrada en la integración de la turbina en el ciclo es la variación de la eficiencia del cuerpo de baja presión al variar el flujo volumétrico de dicho cuerpo, este dato solo será empleado en el caso que adoptemos como criterio de diseño del cuerpo de la turbina la opción de isentropic expasion effciency Para este caso hemos optado por esta opción de diseño para el cuerpo de baja y hemos considerado también que tanto el cuerpo de media y baja presión poseen la misma eficiencia.

Flujo volumétrico por cuerpo LP (m3/s)

Eficiencia cuerpo de baja presión

(%) 1177.48 90.318 1101.23 90.390 1035.45 90.294 1276.87 89.984 1205.76 90.280 1142.38 90.406 1686.50 87.580 1638.41 87.987 1558.90 88.497 1872.39 87.451 1835.93 87.491 1821.09 87.462 1125.96 90.518 1054.99 90.321 989.62 90.083 813.89 87.601 937.75 89.522 1388.41 89.327 1591.08 88.063 759.89 86.422

Tabla 2. 2 Flujo volumétrico por flujo/Eficiencia del cuerpo.

0.000

0.002

0.004

0.006

0.008

0.010

0.012

0.014

0.016

50 70 90 110 130 150 170 190 210 230 250

Fra

ccio

n d

e p

erd

idas

en

el e

je

Potencia (MWe)


18

Figura 2. 4 Eficiencia frente a flujo volumétrico

De los resultados obtenidos vemos como el máximo de eficiencia de cuerpo de la turbina se alcanza para un rango del flujo volumétrico entre 989 y 1205 m3/s, a partir de este último valor la eficiencia cae drásticamente, hasta un 3% de su valor si consideramos un aumento de flujo volumétrico desde 1205 m3/s hasta 1686 m3/s. Mencionar que le eficiencia de cada cuerpo está definida como el cociente entre el salto entálpico real producido en el cuerpo de turbina entre en salto ideal si considerásemos un comportamiento isentrópico.

2.7 CONCLUSIONES

Con el procedimiento expuesto anteriormente queda caracterizado el modelo de la turbina de vapor, concluimos pues que son necesarios como datos de entrada la curva de eficiencia del generador en función de la potencia suministrada y la curva de pérdidas en el escape en función del flujo volumétrico que atraviesa a la turbina, estas dos deben ser suministradas por el fabricante. Posteriormente se procede a la realización del modelo y simulación de este se obtendrán los resultados necesarios que nos terminaran de completar y caracterizar el modelo, estos datos son la curva de pérdidas en el eje en función de la potencia que se obtuvo haciendo uso de la macro explicada en el apartado anterior y la curva de eficiencia del cuerpo de baja en función del flujo volumétrico que lo atraviesa. Estas cuatros curvas se emplearan como datos de entrada cuando se proceda a la integración de la turbina en el ciclo completo, el porqué de este procedimiento no es más que la facilidad de simulación de los distintos equipos por separado, la integración y estudio escalonado de los diferentes equipos que componen el ciclo es mucho más fiable y lleva a menor error en las simulaciones.

Antes de dar los datos obtenidos por aceptables se debe comprobar que las condiciones de cada corriente de la turbina de vapor coincide o es aceptable con el balance suministrado por el fabricante, alguna discrepancia en alguna de estas condiciones puede darnos alguna pista de algún error en la simulación. Al final del documento se detallan junto con los balances anteriormente descritos el porcentaje de error de la simulación respecto a las condiciones del fabricante, analizando las desviaciones vemos como las mayores discrepancias se observan en el flujo de recalentado frio y vapor de baja, la variaciones en el flujo suelen ser debidas a un impreciso modelado del sistema de sellos pero es que hay que tener en cuenta que conocer en detalle este sistema es algo muy complejo y dependerá de la información del fabricante, lo ideal es ajustarse lo máximo posible a la distribución real de vapor de sello pero no podemos olvidar

86.0

86.5

87.0

87.5

88.0

88.5

89.0

89.5

90.0

90.5

91.0

700 900 1100 1300 1500 1700 1900

Efic

ienc

ia (

%)

Flujo volumetrico (m3/s)


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que no se trata más de un modelo y hay errores que debemos aceptar. También ser observan desviaciones en la presión de vapor de baja en los casos distintos al de diseño esto es debido a que el cuerpo de baja impondrá una presión de escape que se reescribirá aguas arriba del cuerpo de turbina, recordemos que el cuerpo de baja se ha diseñado según la eficiencia del cuerpo que se obtiene mediante el ajuste de la entalpia determinada en el balance.

Una vez hemos obtenido de la simulación las curvas anteriores, y junto a las dos curvas que nos proporcionó el proveedor de turbina tenemos toda la información necesaria para poder caracterizar nuestra turbina de vapor. Los datos de pérdidas en el eje, perdidas en el escape, eficiencia del generador y flujo volumétrico por cuerpo de baja presión nos servirán como datos para futuras interpolaciones cuando queramos simular nuestra planta al completo ya que se han obtenido de la simulación de nuestra turbina por separado y consideramos que se ajustan fielmente a su comportamiento.

3 Generador de vapor Análisis termodinámico de una planta de ciclo combinado

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3 GENERADOR DE VAPOR

3.1. INTRODUCCION .

La función del generador de vapor en la planta de ciclo combinado es principalmente aprovechar la energía de los gases de la turbina de gas. Este aprovechamiento se realiza principalmente enfrentando los gases con el circuito agua-vapor empleando una serie de equipos que permiten esta transferencia de calor. Los gases suelen entrar al generados a unos 580ºC este temperatura es relativamente baja comparada con la temperatura en calderas convencionales por este motivo el posicionamiento y reparto de las superficies de transferencia de calor son muy importantes.

3.2 DESCRIPCION

La caldera de recuperación consta principalmente de tres elementos: economizador, recalentador/sobrecalentador y evaporador que se encargan de llevar a cabo la extracción de calor sensible de los gases de escape de la turbina de gas. La caldera generará vapor a distintas condiciones de presión y temperatura. Por un lado, el primer recalentador que ven los gases de escape dará el recalentado caliente, este ira a la entrada del cuerpo de media de la turbina de vapor. Del sobrecalentador sale vapor a las condiciones que demanda el cuerpo de alta presión de la turbina de vapor.

El recalentado frio, recalentado caliente una vez se ha expandido en el cuerpo de media presión, se mezcla con el vapor que sale del sobrecalentador de media a las condiciones de media presión y se recalientan haciéndose pasar por dos sobrecalentadores, entre estos sobrecalentadores existe una atemperación que nos garantiza que llegamos al recalentado caliente deseado. De igual modo existe una atemperación del vapor de alta presión.

La configuración de caldera empleado posee tres evaporadores, en el que coexisten vapor y agua en condiciones de saturación, estos tres calderines producen el vapor a las condiciones de alta, media y baja requeridas. Se observa en la información suministrada por el fabricante que existe una extracción de agua del calderin de media presión que se destinara para precalentar el combustible de entrada a la cámara de combustión dela turbina de gas.

El suministro del agua de alimentación a la caldera es un aspecto clave para el buen funcionamiento de la caldera, ya que la calidad de la misma repercute directamente en el rendimiento y buen funcionamiento de nuestra caldera de recuperación. En primer lugar se precisa de un desgasificador para eliminar los gases disueltos en el agua de alimentación y por otro lado para prevenir el choque termino al que se enfrentan los distintos equipos que componen la caldera, se modela la caldera planteando un ciclo de anticorrosión. El ciclo anticorrosión consiste en la recirculación de agua que sale del precalentador que ve el agua de alimentación para así aumentar la temperatura del agua de alimentación y evitar el temido efecto de la corrosión. El desgasificador, a su vez sirve como depósitos, que utilizaremos para alimentar a las bombas de alta y media presión.

La transferencia de calor es dependiente del flujo másico de los gases calientes, el flujo de masa del agua o vapor, la diferencia de temperatura, y el área superficial. El punto crítico en el diseño de un HRSG es tener las temperaturas de los gases que salen de la sección de evaporación tan


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cerca de la temperatura de saturación como sea posible. La diferencia conocido como pinch point está en el orden de 5 ° C. La temperatura del gas que entra en el HRSG está en el intervalo de 580 ° C y reduce gradualmente a 130 ° C o menos a medida que fluye a través de las diversas secciones de transferencia de calor.

Para los ciclos de Rankine para ser más eficiente la presión del vapor tiene que ser lo más alta posible alta. Actualmente muchas de las turbinas de vapor en centrales de ciclo combinado funcionan a presiones comprendidas entre los 160-130bar. Así por ejemplo para una presión de 130 bares en el circuito de alta presión, la temperatura de saturación será de unos 330 ° C de modo que el gas que sale de la sección de evaporación estará en el orden de 335 ° C. Esto significa que la absorción del calor el equilibrio del gas de combustión tiene que estar en el economizador. Esto no es posible así que para paliar esto se emplean dos evaporadores adicionales, es decir, otros dos niveles de presión para poder absorber más calor de los gases. Uno que funciona a media presión y otro que funciona a baja presión Esto, junto con economizadores y sobrecalentadores en estos niveles de presión habilitación absorber más calor.

3.3. CRITERIOS DE DISEÑO Y CONSIDERACIONES TOMADAS.

Para el diseño de la caldera procederemos de manera similar a como hicimos con la turbina de vapor pero con algunas diferencias. En primer lugar crearemos un modelo de diseño, el modelado del generador de vapor es de las caracterizaciones más difíciles que hay ya que se trata de un equipo que está compuesto por gran cantidad de elementos y corrientes internas que habrá que intentar ajustar lo más fielmente posible a la realidad, debido a la dificultar al modelar, se requiere un ajuste preciso y ardua de las corrientes principales con el objetivo de una vez implementado en el ciclo completo las condiciones de vapor sea iguales a las dadas por el fabricante en sus balances. Este primer modelo debe reproducir fielmente el comportamiento de la caldera para las condiciones de diseño de nuestro proyecto. Basándonos en la información que el suministrador de caldera nos facilita caracterizamos cada una de las corrientes que existen en nuestro generador. Las cuatro corrientes principales son:

-Vapor principal que sale del generador de vapor y va al ciclo de vapor.

-Recalentado caliente que sale del generador de vapor y va al ciclo de vapor.

-Recalentado frio que procede del ciclo de vapor y entra en el generador de vapor.

-Vapor a baja presión que es destinado al ciclo de vapor.

-Condiciones de agua de alimentación Al generador de vapor recuperador de calor.

Además, fabricante nos proporciona la siguiente información que nos será útil para modelar nuestra caldera: -Para los evaporadores de alta, media y baja presión se conocen las temperaturas de pinch point, approach point y fracción de sangrado de cada calderin (%blowndown).

-Condiciones de vapor de media presión.-Desglose por equipos del generador de vapor determinando las corrientes tanto del lado agua-vapor como del lado gases.

Con todos los datos recogidos podemos modelar perfectamente nuestra caldera, estos se encuentran en el apartado 3.1 de los anexos. A partir del desglose sabemos por cuantos equipos


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estará formada. En los anexos se adjunta un esquema de la distribución de equipos en la caldera de recuperación. También se suministraron datos de las atemperaciones del vapor de alta, baja y recalentado caliente, la existencia de estas atemperaciones o no en la caldera son propias del diseño del calderero, en este caso existen estas tres.

Otro aspecto de diseño de este tipo de calderas en la existencia de un lazo de recirculación o lazo anticorrosión en el primer economizador por el que pasa el agua de alimentación a la caldera. Se muestra más abajo, en la figura 3.1 recuadrado en rojo. La función de esta recirculación no es más que evitar la condensación de los gases de escape. Los gases procedentes de la combustión del gas natural suelen contener cantidades importantes de azufre o nitrógeno, por esos los equipos de estos tipos de caldera deben ser construidos en materiales resistentes a la corrosión química puesto que en el proceso de condensación se producen ácidos altamente corrosivos, como el ácido sulfúrico o nítrico. Por este motivo parte del agua tras pasar por el primer economizador se destina a precalentar el agua de alimentación a la caldera para calentarla de unos 46ºC a 80ºC.Tambien para precalentar el combustible de entrada a la cámara de combustión de la turbina de gas se suele emplear la corriente de sangrado del evaporador de media presión, se toma de esta corriente por que no supone una pérdida energética ya que reutiliza el calor residual de una corriente considerada como deshecho.

A la hora de realizar la simulación en el software empleado, debemos en primer lugar establecer en función a que criterio queremos hacer nuestro diseño. Este software nos brinda la posibilidad de caracterizar nuestro ciclo teniendo en cuenta distintos parámetros, en concreto elegiremos los siguientes. Este primer diseño nos servirá para conocer la eficiencia de cada uno de los equipos.

Equipo Criterio de diseño elegido Valor del dato de

diseño SPHT2 Temperatura de salida del vapor 594.3ºC SPHT3 Temperatura de salida del vapor 584.8 ºC SPHT8 Temperatura de salida del vapor 513.9 ºC SPHT5 Temperatura de salida del vapor 507.8 ºC SPHT4 Temperatura de salida del vapor 421.7 ºC EVAP3 Producción de vapor 58.3kg/s SPHT6 Temperatura de salida del vapor 355.1 ºC ECON3 Temperatura de salida del agua 334.4 ºC SPHT1 Temperatura de salida del vapor 330.0 ºC SPHT9 Temperatura de salida del vapor 326.7 ºC ECON7 Approach temperature (Gas In-Water Out) 12.8 ºC EVAP2 Producción de vapor 12.3kg/s ECON5 Exit subcooling 5ºC ECON6 Approach temperature (Gas In-Water Out) 16.5 ºC EVAP1 Producción de vapor 7.69kg/s ECON1 Temperatura de salida del agua 152.8 ºC

Tabla 3. 1. Parámetros de diseño del generador de vapor


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Figura 3. 2. Diagrama T-Q caldera

En la gráfica anterior se representa el diagrama TQ de la caldera de recuperación en condiciones de diseño, por un lado la recta roja representa la disminución de la temperatura de los gases de escape a su paso por la caldera, mientras que las líneas azules representan la transferencia de calor que experimenta el agua a su paso por los distintos equipos, las líneas azules rectas representan los evaporadores en los que no se produce aumento de la temperatura sino que se mantiene constante ya que en estos equipos coexisten tanto vapor como agua a las condiciones correspondientes dependiendo del evaporador del que se trate (alta presión, media presión o baja presión) además podemos deducir que es en el evaporador de alta en el que se intercambia más calor y después en el de media y baja sucesivamente, esto es debido a que el flujo de vapor generado en alta es mayor que en el de media y de igual modo el vapor de baja esto es fácil de comprobar atendiendo a los criterios de diseño expuesto en la tabla 3.1.

A la vista de la figura anterior, parece que son los sobrecalentadores y recalentadores de alta presión los que experimentan mayor intercambio de calor sin embargo vemos que los equipos que transfieren menos calor al agua- vapor (líneas azules prácticamente rectas en el diagrama TQ) son los economizadores de media presión situado antes de evaporador de media, son estos los que padecen menos salto térmico.

En cuento al diseño procederemos a imponer la temperatura de salida de los equipos, esta información nos la proporciona el fabricante en un documento que contiene el desglose por equipos. Otra opción sería como hicimos para la turbina de vapor crear dos modelos: uno de referencia (modelo de diseño) y otro fuera de diseño leyendo de este, así conseguimos fijar los distintos equipos de nuestra caldera El modelo quedaría como la siguiente imagen muestra, donde se representan cada uno de los elementos:


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Figura 3. 3. Modelo HRSG

En la parte superior vemos de forma detallada el modelo de la caldera, aquí vemos más en detalle el desglose de los distintos equipos y nos permite situar mejor la posición de estos junto con el análisis del diagrama TQ realizado anteriormente. La zona recuadrada en rojo representa el lazo de recirculación o lazo anticorrosivo su función es garantizar una temperatura mínima del agua de entrada a la caldera, en este caso se han considerado 80ºC, el objetivo de este lazo es evitar posibles problemas de condensación de los gases de escape con los siguientes problemas que esto ocasiona. Vemos también como el vapor vivo antes de su salida de la caldera pasa por tres sobrecalentadores de vapor hasta ponerse a las condiciones óptimas de vapor, por otro lado el recalentado caliente que entrara al cuerpo de media presión de la turbina de vapor procede de la mezcla del recalentado frio y vapor de media presión de la caldera tras recalentarse tras su paso por dos recalentadores.

El desgasificador es el equipo donde se toma el agua de alimentación de la caldera y donde se realiza su tratamiento (dosificación química), este debe suministrar agua a dos presión ( media y alta) mediante el empleo de dos bombas como se detalla en el esquema de la parte superior.

3.3.1 Optimización caldera mediante procedimiento de ajuste de pérdidas de energía y área de los distintos equipos. El procedimiento para el modelado de la caldera de recuperación será quizás el más complejos a la hora de simular los equipos de la planta, en primer lugar el primer lugar se harán dos modelos uno de diseño y otro fuera de diseño, el de diseño sigue las pautas consideradas en la tabla anterior, para el fuera de diseño se pondrá cada uno de los equipos leyendo del primero. La diferencia primordial radica en el ajuste de los parámetros propios de la caldera para ajustarnos en la medida de lo posible al comportamiento esperado para cada caso. Este se ajusta variando para cada equipo del modelo fuera de diseño las pérdidas de energía y el área de intercambio tanto frío como caliente. La realización del modelado de la caldera atiendo a una primera parte en la que se reproduce fielmente el balance de comportamiento dela caldera para el caso de garantizado y posteriormente se realiza un caso fuera de diseño que nos permitirá simular el resto de casos basándose en el de diseño. Tras la ejecución se procede a la comparativa de corrientes, para el


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caso de garantía debe ser alcanzarse un ajuste al 100% ya que nos hemos basado en este como modelo principal. Para el resto de casos, se observaran discrepancia sobre todo en los flujos y temperaturas de las corrientes principales ya que en el diseño hemos se opta por demanda presión únicamente y dejar libre el flujo ya que este debe venir impuesto por la imposición del área de intercambio de cada uno de los equipos de la caldera. El ajuste se puede llevar a cabo de diversas formas: -Para ajustar el flujo de vapor de alta y recalentado podemos proceder a aumentar el área de intercambio de los respectivos evaporadores que suministran el vapor necesario, de modo que si requiero mayor flujo se deberá aumentar el área de intercambio de evaporador o por otro lado se podría también aumentar la temperatura de salida de sobrecalentador y recalentador respectivamente para vapor vivo y recalentado caliente, este aumento de la temperatura se alcanza aumentado el área del equipo en cuestión, de este modo indirectamente se aumenta el flujo de atemperación necesaria y por tanto el flujo de la corriente requerida aumentara. -Para el ajuste de la temperatura se debe manipular el área de los sobrecalentadores o recalentadores, de modo que una disminución tanto del área correspondiente al lado frio como caliente supone una disminución de la temperatura del vapor a la salida. Físicamente, esta variable representa el aumento o disminución de área respecto a la de referencia, de manera que si para un sobrecalentador, por ejemplo, fijamos un -0.1 estaremos disminuyendo el área considerada por el modelo de diseño en un 10%. Particularizando para nuestro modelo a la hora de ajustar el vapor principal se deberá manipular los parámetros del evaporador y sobrecalentador 3 (SPHT3 y EVAP3), y para el recalentado caliente el evaporador 2 y sobrecalentador 2 (EVAP2 y SPHT2). -En cuento al vapor de baja presión para afinar tanto en flujo como en temperatura se deberá modificar dichos parámetros en el evaporador y sobrecalentador correspondiente. En nuestro caso se deberán modificar el evaporador 1 (EVAP1) y el sobrecalentador 9 (SPHT9). -Para el recalentado frio hay que tener en cuenta que se modela como una corriente de entrada sobre la que se impone directamente tanto flujo como presión y temperatura, de modo que no habrá diferencias respecto a ella. -En cuanto a la variable de fracción de perdida de energía nos puede servir también para variar el flujo, ya que si disminuimos la perdidas de energía de un evaporador ese evaporador será capaz de darnos mayor flujo de vapor, además la mayor o menos perdida de energía en los equipos nos acercara más o menos a la temperatura de salida de los gases de la caldera determinada en el balance del fabricante. Lo ideal sería que el modelo por si solo se ajustara teniendo que realizar mínimos cambios sobre la caldera. En el apartado de anexos se detallan el valor numérico del ajuste así como la comparativa de la simulación.


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3.4. RESULTADOS OBTENIDOS. Tras la realización del ajuste se obtiene las siguientes variaciones en las áreas de intercambios y perdidas de energía, estos datos serán datos necesarios en la integración de la caldera en el ciclo correspondiente, los valores del ajuste se detallan en los anexos situados en la parte final de documentos, donde se caracterizan numéricamente las variaciones requeridas para el ajuste de flujo y temperatura como se explicó en el capítulo anterior.

3.5. CONCLUSIONES

A la hora de integrar la caldera en el ciclo usaremos la optimización anterior, esto se puede llevar a cabo metiendo directamente el ajuste realizado mediante los parámetros del ciclo o a través de una correlación obtenida a partir del ajuste.

Observamos como para los casos de carga parcial se obtiene mayor temperatura de salida de vapor principal y es necesario disminuir el área del sobrecalentador en un 20% para funcionamiento al 75% de carga y a un 32% al 50% de carga. En cuanto al flujo de vapor de alta para temperatura ambiente alta se debe aumentar el área de intercambio en un 100% en los casos de funcionamiento al 75% de carga (para los casos de máxima extrema y diseño de verano) y por el contrario disminuirla un 20% para temperaturas menores de 38.4ºC (temperatura de diseño para condiciones de verano).

En cuanto a la corriente de recalentado caliente, para ajustar el flujo debe aumentarse, en los casos de cargas parciales, el área del evaporador de vapor de media presión al doble para conseguir el flujo deseado. El ajuste del sobrecalentador que no fija la temperatura deseada sigue una tendencia similar que la del vapor vivo. Para el vapor de baja presión, se requiere el aumento del área del evaporador en un 40% respecto al ares de diseño.

4 Turbina de gas Análisis termodinámico de una planta de ciclo combinado

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29

4 TURBINA DE GAS

4.1 INTRODUCCION

Una vez modelados dos de los equipos principales como se explicó en los capítulos anteriores, nos centraremos en analizar las curvas de corrección de las distintas opciones de turbinas de gas que consideraremos en nuestra planta para proceder en el capítulo siguiente a la valoración de la mejor opción. Estas curvas de corrección son datos aportados por los distintos fabricantes y son datos orientativos y que tienen sus limitaciones, no son datos garantizados y pueden que en algunos puntos de operación no se ajusten al comportamiento real de la turbina de vapor pero a primera estancia nos sirve para poder ver la influencia de cada uno de los modelos que estudiaremos sobre un ciclo ejemplo propuesto como es nuestro caso.

Emplearemos estas curvas como datos de entrada de nuestro programa y nos servirán para caracterizar la turbina de gas, la emplearemos para corregir la potencia, heat rate, flujo y temperatura de los gases de escape para las distintas condiciones ambientes consideradas cuando estas se desvíen de las consideradas como condiciones de referencia.

Los modelos considerados serán:

Modelos TG GE 7FA.05

SGT6-8000H GE 7FA.04

Aunque en el siguiente capítulo estudiaremos distintas opciones de turbinas de gas sobre el ciclo, finalmente optaremos por diversos motivos, por el modelo 05 de GE, el porqué de esta elección se detallara en el capítulo 5

Para la caracterización de nuestra turbina el suministrador debe facilitarnos algunos parámetros y curvas de corrección que nos permitan conocer a fondo el comportamiento de estas.

4.2 CONSIDERACIONES DE DISEÑO.

El modelado de la turbina de gas se puede realizar de distintas formas, esta herramienta nos ofrece la posibilidad de emplear e integrar en un posible ciclo turbinas predefinidas y disponibles comercialmente gracias a la base de datos de la librería de la que dispone. En esta librería se pueden encontrar turbinas de distinta potencia y fabricante, En esta base de datos están implementadas directamente las curvas de corrección que nos predicen su comportamiento.


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Otra opción, que será la que usaremos en este caso, es usar una turbina de gas no existente en la librería, en este caso introduciendo nosotros mismo las distintas correcciones para los distintos parámetros mediante la herramienta de volcado a Excel de este software (Cyclelink).

Los datos de entrada de la turbina de gas son los siguientes:

-Potencia Neta.

-Consumo específico o Heat Rate Neto.

-Flujo de salida de los gases.

-Temperatura de salida de los gases (Exhaust Difference Temperature).

-Potencia consumida por los auxiliares.

-Composición en porcentaje de los gases de escape, que dependerá del gas natural que se emplee como combustible, por lo general los gases de escape estarán compuestos por nitrógeno, oxigeno monóxido y dióxido de carbono, argón entre otros si el combustible empleado es gas natural.

El procedimiento para simular el comportamiento tanto de la turbina de gas como del ciclo completo para distintas condiciones de temperatura, presión, humedad relativa etc. Es el siguiente, por regla general el fabricante proporciona una información técnica llamada ‘Performance run’ esta información nos da los valores de los input anteriormente citados en función de la temperatura. Los performance run suelen ser una información inicial que nos da

el fabricante para una mayor precisión del comportamiento de la turbina se recurrirá a las curvas de corrección completas, estas curvas nos dan la variación con el resto de parámetros además de la temperatura como son presión humedad relativa… Destacar que hay multitud de parámetros que afectan a los inputs principales en la turbina. En el apartado 4.6 se explica con más detalle estos aspectos.

Existen unos parámetros ambientales de garantía o referencia, para estos valores se debe dar exactamente el valor de los input predichos. Esto es de gran importancia ya que si en el caso de que la planta se llegara a construir y tras su puesta en funcionamiento si no se alcanzaran los valores de potencia, eficiencia o emisiones establecidas se nos podría penalizar económicamente.

4.3 CURVAS DE CORRECION

Para poder caracterizar el comportamiento de los distintos modelos de turbina de gas que emplearemos en nuestro análisis .detallaremos en primer lugar las curvas de comportamiento que serán datos de entrada en la simulación de los distintos casos a estudiar. A continuación se presentas estas curvas y procederemos a comentarlas y compararlas entre ellas


31

4.3.1 Curvas de corrección GE 7F1.05 El interés por caracterizar el comportamiento de la turbina de gas va cobrando cada vez más importancia debido al creciente aumento de los precios del combustible, por lo tanto es relevante conocer en profundidad los factores que influyen en la potencia y régimen térmico de la turbina. Los factores que influyen directamente son:

-Temperatura ambiente

-Presión Barométrica

-Humedad relativa

-Poder calorífico del combustible

-Caída de presión en los filtros

-Caída de presión a la salida

-Temperatura del combustible

-Factor de potencia.

En nuestra simulación no consideraremos todas las correcciones del fabricante, introduciremos las correcciones sobre potencia, heat rate, flujo y temperatura de escape ante modificaciones de temperatura ambiente, humedad relativa, presión atmosférica, poder calorífico del combustible, por carga de la turbina y por factor de potencia del generador. No olvidemos que también se deberán corregir la composición de los gases de escape que variaran en función de la temperatura ambiente y del nivel de carga de la turbina.

Con el objetivo de cuantificar el impacto de cada uno de estos parámetros se definen las curvas de corrección. Consideraremos que la turbina de gas opera bajo las siguientes condiciones de referencia:

Condiciones de referencia curvas de corrección Temperatura Ambiente(ºC) 38.4 Humedad relativa (%) 41.70% Temperatura de suministro del gas natural (ºC) 207.22 Presión barométrica (bar) 1.1012

Perdida de presión a la entrada (mmH2O) 76.2

Perdida de presión a la salida (mmH2O) 368.47 Poder Calorífico del combustible (kJ/kg) 43034 Carga(%) 100 Factor de potencia 0.9

Tabla 4. 1

Valores de referencia Potencia (kW) 199642 Heat Rate (kJ/kWh) 9544 Flujo de gases de escape (kg/s) 493.15 Temperatura de los gases de escape(ºC) 615.8

Tabla 4. 2


32

Siempre que se aplique un factor correctivo es importante aclarar cómo se ha definido este para poder aplicar el procedimiento correctivo posterior adecuadamente.

Para este caso el fabricante nos proporcionó tanto potencia como heat rate brutos así que la corrección se aplicara sobre los valores brutos. El factor de corrección se definió como la multiplicación de input considerado como referencia por cada uno de los factores de corrección que sean aplicables:

X�� = X�� ∗�f��

��

donde

�� es el valor de entrada para unos condiciones distintas a las de referencia.

�� es el valor de entrada de referencia.

� factores de corrección aplicable para condiciones distintas a las de referencia.

Para la corrección por temperatura en lugar del productorio será el sumatorio ya que en este caso la curva está definida no como factores de corrección tal cual sino como los grados de más o de menos hay que sumarse a la temperatura de referencia, de este modo y en adelante al hablar de corrección de la temperatura de los gases de escape emplearemos las siglas EDT (Exhaust Difference Temperature), que no representan más que la desviación que experimenta la temperatura de escape de referencia. Teniendo en cuenta lo anterior la corrección de la temperatura presenta la siguiente nomenclatura:

X�� = X�� + "f��

��

�� es el valor de temperatura de gases de escape para unos condiciones distintas a las de referencia.

�� es el valor de la temperatura de los gases de escape de referencia.

� grados que deben sumarse a la referencia por estar a condiciones distintas de esta

Como tenemos datos de potencia bruta para calcular la neta bastara restar el consumo de auxiliares de la turbina que es un valor fijo que nos suministra el fabricante. Tanto potencia como heat rate neto se calcularan:

Potencia+�� = Potencia,�-�� − auxiliares


33

HR+�� = HR,�-�� ∗ Potencia,�-��Potencia+��

4.3.1.1 Efecto de la temperatura ambiente

El efecto de la temperatura muestra claramente cómo cuanto menor sea la temperatura mejores valores tanto de potencia como de heat rate se alcanzaran. De este hecho se desarrolló el uso de los enfriadores evaporativos (evaporative cooler).

Estos enfriadores suelen colocarse aguas debajo de la entrada de los filtros del compresor, su aplicación debe realizarse cuidadosamente ya que la condensación puede empeorar la degradación y aumentar la suciedad en el compresor debido a esto esta tecnología suele ir acompañada por separadores de humedad.

El empleo de los enfriadores suele ser más eficientes en climas cálidos y con baja humedad relativa en el aire, es decir en zonas calientes y secas.

La grafica anterior muestra el error relativo considerando como referencia la potencia a la humedad relativa de 41.7% siendo su valor de 199.64MW, definiendo el absoluto como la diferencia entre la referencia y el valor medido, de este modo vemos como a mayor temperatura y humedad el error absoluto es

Temperatura ambiente (ºC)

Potencia Heat Rate Flujo de escape

EDT

-10.0 1.194880 0.954490 1.107310 -33.214460

-6.7 1.195100 0.955837 1.103029 -27.509736

5.0 1.181355 0.962495 1.092924 -13.132136

11.5 1.159674 0.968378 1.091959 -12.267511

13.0 1.153411 0.970211 1.091737 -12.078660

15.7 1.139786 0.975169 1.089576 -11.645150

18.0 1.126270 0.980862 1.083451 -11.048102

20.0 1.114645 0.983383 1.078125 -10.528930

22.0 1.103183 0.983776 1.072799 -10.009758

24.0 1.091721 0.984748 1.067473 -9.490586

25.0 1.085990 0.985300 1.064810 -9.231000

26.5 1.077158 0.986386 1.058324 -8.436921

28.0 1.068326 0.987384 1.051838 -7.642842

30.0 1.056550 0.989230 1.043190 -6.584070

32.0 1.042596 0.991668 1.032828 -5.145179

35.0 1.022026 0.995325 1.017286 -2.669298

38.4 1.000000 1.000000 1.000000 0.000000

40.0 0.988417 1.002522 0.989938 1.730331

41.5 0.974211 1.005363 0.976852 4.152107

50.0 0.885490 1.031020 0.902140 19.108530 Tabla 4. 3


34

Figura 4.1

Figura 4.2

Observamos como para valores de temperatura ambiente menores que el de referencia el factor de corrección es menor que uno, por lo que la potencia para temperaturas mayores de la de referencia disminuirá, para esta turbina un aumento de temperatura de 3 grados supone una reducción del 3% en potencia a plena carga, penalizándola. El efecto contrario se observa para temperaturas menores, consiguiendo mejores potencias

En el caso del heat rate la tendencia es contraria a la de potencia, recordemos que el heat rate o consumo especifico es el inverso de la eficiencia de modo que una alta temperatura ambiente penalizara aumentara el heat rate y por tanto disminuirá la eficiencia.

0.800

0.875

0.950

1.025

1.100

1.175

1.250

-20 -10 0 10 20 30 40 50 60

Fac

tor

de

corr

ecio

n

Temperatura ambiente(ºC)

Efecto de la temperatura ambiente sobre la potencia

0.900

0.925

0.950

0.975

1.000

1.025

1.050

-20 -10 0 10 20 30 40 50 60

Fac

tor

de

corr

ecci

on


Efecto de la temperatura ambiente sobre el heat rate


35

Figura 4.3

Figura 4.4

El flujo de escape al aumentar la temperatura ambiente produce una disminución del gasto que atraviesa el compresor y de la relación de compresión, aumentando el trabajo de compresión y disminuyendo el trabajo de expansión en la turbina, por eso se produce la tendencia en el flujo de escape anterior. Un incremento de 3 grados en temperatura ambiente supone una sobretemperatura de unos 3.5ºC en la temperatura de los gases de escape cuando la turbina funciona a plena carga, por lo que este modelo parece seguir una tendencia lineal a altas temperaturas tendencia que no se cumple a bajas temperaturas ya que a medida que no alejamos de la temperatura de referencia la disminución de la temperatura de escape disminuye en mayor proporción (al disminuir 22ºC respecto a la referencia se produce una caída de unos 10 ºC

Por consiguiente un aumento de la temperatura supondrá un aumento de la temperatura de escape.

0.850

0.875

0.900

0.925

0.950

0.975

1.000

1.025

1.050

1.075

1.100

1.125

-20 -10 0 10 20 30 40 50 60

Fac

tor

de

corr

ecci

on


Efecto de la temperatura ambiente sobre el flujo de escape

-39.360

-32.800

-26.240

-19.680

-13.120

-6.560

0.000

6.560

13.120

19.680

26.240

-20 -10 0 10 20 30 40 50 60

Fac

tor

de

corr

ecci

on


Efecto de la temperatura ambiente sobre la EDT


36

4.3.1.2 Efecto de la presión

Estas curvas de corrección nos permiten para una presión distinta a la de referencia conocer el factor de corrección para distintas temperaturas, es importante tener en cuenta que la corrección por temperatura ambiente debe hacerse a parte de esta no siendo equivalente la una de la otra. La influencia de las distintas temperaturas sobre el factor de corrección es algo significativa

Temperatura ambiente

Potencia -10 ºC 0 ºC 10 ºC 15 ºC 25 ºC 30 ºC 50 ºC

Pre

sió

n B

aro

mét

rica

(b

ar)

0.758 0.744360 0.742470 0.744430 0.745410 0.748540 0.748780 0.753430

0.821 0.808340 0.806280 0.807813 0.808580 0.811240 0.811440 0.815260

0.853 0.840410 0.838270 0.839563 0.840210 0.842570 0.842750 0.846000

0.885 0.872540 0.870280 0.871347 0.871880 0.873870 0.874020 0.876670

0.916 0.904730 0.902330 0.903157 0.903570 0.905150 0.905260 0.907270

0.948 0.936960 0.934420 0.934993 0.935280 0.936400 0.936470 0.937830

0.979 0.969240 0.966560 0.966860 0.967010 0.967610 0.967650 0.968340

1.012 1.000000 1.000000 1.000000 1.000000 1.000000 1.000000 1.000000

1.020 1.000000 1.006680 1.007798 1.008357 1.008194 1.008183 1.008009

1.034 1.000000 1.006680 1.017287 1.022590 1.022150 1.022120 1.021650

1.063 1.000000 1.006680 1.036942 1.052073 1.051059 1.050989 1.049906 Tabla 4. 4

Figura 4.5

0.700

0.755

0.810

0.865

0.920

0.975

1.030

1.085

0.650 0.735 0.820 0.905 0.990 1.075 1.160

Fac

tor

de

corr

ecci

on

Presión barométrica (bar)

Efecto de la presion barométrica sobre la potencia a diferentes temperaturas

ambientes

-10ºC

0ºC

10ºC

15ºC

25ºC

30ºC

50ºC


37

Observamos una tendencia ascendente en potencia. Cuando nos situemos e presiones por debajo de la referencia la potencia será menos y mayor para presiones mayores. Esta tendencia es similar para todo el rango de temperaturas ambiente excepto para temperaturas por debajo de 10ºC y presiones mayores que la atmosférica donde la potencia parece mantenerse contante (no hay un aumento de esta como para el resto de temperaturas


Heat Rate -10 ºC 0 ºC 10 ºC 15 ºC 25 ºC 30 ºC 50 ºC

Pre

sió

n B

aro

mét

rica

(b

ar)

0.760 0.99903 0.99926 0.99845 0.99805 1.00061 1.00040 1.00356

0.778 0.99901 0.99924 0.99850 0.99813 1.00049 1.00029 1.00301

0.793 0.99900 0.99922 0.99853 0.99819 1.00040 1.00021 1.00263

0.812 0.99900 0.99920 0.99860 0.99830 1.00030 1.00012 1.00219

0.831 0.99901 0.99920 0.99867 0.99841 1.00022 1.00005 1.00184

0.853 0.99905 0.99922 0.99877 0.99855 1.00013 0.99997 1.00146

0.891 0.99914 0.99933 0.99899 0.99883 1.00002 0.99990 1.00095

0.914 0.99922 0.99942 0.99916 0.99902 0.99997 0.99989 1.00070

0.939 0.99933 0.99955 0.99935 0.99925 0.99995 0.99989 1.00047

0.960 0.99945 0.99967 0.99954 0.99947 0.99995 0.99991 1.00030

0.976 0.99954 0.99977 0.99968 0.99963 0.99996 0.99993 1.00019

0.995 0.99965 0.99991 0.99988 0.99986 1.00000 0.99998 1.00008

1.012 1.00000 1.00000 1.00000 1.00000 1.00000 1.00000 1.00000

1.023 0.99934 1.00086 1.00042 1.00020 1.00006 1.00006 0.99993

1.030 0.99837 1.00048 1.00035 1.00029 1.00008 1.00008 0.99991

1.063 0.99326 0.99846 0.99998 1.00074 1.00015 1.00019 0.99977 Tabla 4. 5

Figura 4.6

0.997

0.998

0.999

1.000

1.001

1.002

1.002

1.003

1.004

0.650 0.735 0.820 0.905 0.990 1.075 1.160

Fac

tor

de

corr

ecci

on

Presion Barométrica (bar)

Efecto de la presion barométrica sobre el heat rate a diferentes temperaturas ambientes

-10ºC

0ºC

10ºC

15ºC

25ºC

30ºC

50ºC


38

La tendencia que sigue el heat rate al variar la presión barométrica es muy dependiente de la temperatura ambiente, es decir existe una gran influencia de ambos parámetros sobre la eficiencia. Para elevadas temperaturas, se observa una bajado muy acusada, más que a menores temperaturas esto puede deberse a que a elevadas temperaturas y bajas presiones el gradiente térmico que debe soportar la turbina es mayor y afecta negativamente a la eficiencia, por ejemplo para 50ºC al pasar de la referencia a un valor menor de 0.75 bar se produce una disminución de un 33% en heat rate. Por contrapartida, para temperaturas ambientes menores este comportamiento es menos acusado, por ejemplo para 15ºC la caída está en el entorno de un 25%.

Mencionar el salto que se observa para 0ºC y 10ºC, parece para presiones mayores de la de referencia se observa una caída y un ascenso y posterior caída respectivamente, esto es debido a que en la zona de bajas temperaturas y elevadas presiones se observan comportamientos anómalos y extremos de la turbina de gas de modo que estos puntos se encontraran fueran del rango de estudio del modelo.


Flujo de escape

-10 ºC 0 ºC 10 ºC 15 ºC 25 ºC 30 ºC 50 ºC

Pre

sió

n B

aro

mét

rica

(b

ar)

0.758 0.74072 0.74170 0.74120 0.74095 0.74645 0.74561 0.74847

0.821 0.80437 0.80546 0.80506 0.80486 0.80953 0.80890 0.81116

0.853 0.83632 0.83746 0.83712 0.83695 0.84107 0.84054 0.84246

0.885 0.86835 0.86954 0.86926 0.86912 0.87261 0.87219 0.87374

0.916 0.90047 0.90171 0.90150 0.90139 0.90415 0.90383 0.90501

0.948 0.93268 0.93396 0.93382 0.93375 0.93569 0.93548 0.93628

0.979 0.96497 0.96631 0.96623 0.96619 0.96723 0.96712 0.96754

1.012 1.00000 1.00000 1.00000 1.00000 1.00000 1.00000 1.00000

1.020 1.01087 1.00913 1.00877 1.00858 1.00830 1.00833 1.00822

1.034 1.01087 1.02469 1.02370 1.02320 1.02243 1.02251 1.02222

1.063 1.02506 1.05691 1.05462 1.05348 1.05170 1.05189 1.05122 Tabla 4. 6


39

Figura 4.7

El flujo de escape parece tener una tendencia lineal con respecto a la presión sin afectar demasiado la temperatura ambiente.


EDT -10 ºC 0 ºC 10 ºC 15 ºC 25 ºC 30 ºC 50 ºC

Pre

sió

n B

aro

mét

rica

(b

ar)

0.758 1.2000 -0.8000 -0.0667 0.3000 0.2000 0.3000 0.8000

0.821 1.4000 -0.7000 -0.1000 0.2000 0.1000 0.1000 0.4000

0.853 1.5000 -0.6000 -0.1333 0.1000 0.0000 0.1000 0.3000

0.885 1.6000 -0.4000 -0.0667 0.1000 0.0000 0.0000 0.2000

0.916 1.7000 -0.3000 -0.0333 0.1000 0.0000 0.0000 0.1000

0.948 1.8000 -0.2000 -0.0667 0.0000 0.0000 0.0000 0.1000

0.979 1.9000 -0.1000 -0.0333 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000

1.012 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000

1.034 -7.3000 -9.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000

1.063 -16.8275 -20.7462 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 Tabla 4. 7

0.700

0.755

0.810

0.865

0.920

0.975

1.030

1.085

0.600 0.722 0.844 0.966 1.088

Fac

tor

de

corr

ecci

on


Efecto de la presión barométrica sobre le flujo de escape

-10ºC

0ºC

10ºC

15ºC

25ºC

30ºC

50ºC


40

Figura 4.8

Para temperaturas ambiente comprendidas entre los 10ºC y 50ºC la penalización por desviarnos de la presión de referencia es prácticamente nula n se produce ningún aumento en la temperatura de los gases de escape para presiones menores ala referencia. Sin embargo para temperaturas ambientes bajas, 10ºC e inferiores, se produce una gran desviación , podemos observar que para 10ºC y una presión de 1.034 la temperatura de los gases de escape sufre un decremento de hasta 9ºC de temperatura. Uno de los objetivos de un planta de ciclo combinado de estas características, es conseguir l aprovechamiento de los gases de escape de la turbina de gas interesa que esta sea lo más alta posible, pero creo q esto es perjudicial para la turbina de gas aunque para el ciclo completo es favorable.

4.3.1.3 Efecto de la humedad relativa a diferentes temperaturas ambiente.


Potencia -10 ºC 0 ºC 15 ºC 25 ºC 30 ºC 38.4 ºC 50 ºC

Hu

med

ad r

elat

iva

(%)

10 1.0000 0.9998 0.9987 0.9975 0.9974 0.9866 0.9718

30 1.0000 0.9999 0.9995 0.9991 0.9993 0.9957 0.9908

40 1.0000 1.0000 0.9999 0.9999 0.9999 0.9995 0.9991

41.7 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.00000 1.0000

50 1.0000 1.0001 1.0003 1.0007 1.0005 1.0022 1.0044

60 1.0000 1.0001 1.0008 1.0014 1.0011 1.0041 1.0081

70 1.0000 1.0002 1.0012 1.0022 1.0018 1.0054 1.0105

80 1.0000 1.0003 1.0016 1.0030 1.0024 1.0062 1.0116

100 1.0000 1.0004 1.0023 1.0045 1.0035 1.0044 1.0056 Tabla 4. 8

-10.892

-9.336

-7.780

-6.224

-4.668

-3.112

-1.556

0.000

1.556

3.112

0.700 0.778 0.856 0.934 1.012 1.090

ED

T


Efecto de la presión barométrica sobre la EDT

-10ºC

0ºC

10ºC

15ºC

25ºC

30ºC

50ºC


41

Figura 4.9

La humedad relativa será por lo general un parámetro influyente en el comportamiento de nuestra turbina. En el ciclo completo y al usar como vía de refrigeración para condensar el vapor una torre de refrigeración la humedad relativa tendrá gran importancia.

Para este modelo de turbina, la influencia sobre la potencia es crítica para altas temperaturas, donde se produce un claro alejamiento del valor garantizado, por ejemplo vemos que para latas humedades relativas y temperaturas, entorno al 85% y 50ºC respectivamente, se puede llegar a producir un aumento de potencia de hasta un 1.2% en detrimento del heat rate.

Estas desviaciones pueden parecer relativamente pequeños pero en lo que es cierto que la contingencia que impondremos en nuestra planta, esas mínimas pero importantes diferencias pueden ser la diferencia entre conseguir o no que nuestro proyecto sea elegido como ganador. La tolerancia y considerados deben estipularse previamente con el cliente, asumiendo este cual es el margen de error que quiere aceptar

Cuanto menor es la temperatura menor es la penalización o mejora en potencia, siendo prácticamente la unidad el factor de corrección.


Heat Rate -10 ºC 0 ºC 15 ºC 25 ºC 30 ºC 38 ºC 50 ºC

Hu

med

ad r

elat

iva

(%) 10 0.9999 0.9997 0.9992 0.9986 0.9980 0.9970 0.9956

30 1.0000 0.9999 0.9997 0.9995 0.9992 0.9987 0.9979 40 1.0000 1.0000 1.0000 0.9999 0.9999 0.9997 0.9995

41.7 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 50 1.0000 1.0001 1.0002 1.0004 1.0006 1.0013 1.0024 60 1.0001 1.0002 1.0005 1.0008 1.0012 1.0032 1.0059 70 1.0001 1.0003 1.0008 1.0012 1.0019 1.0053 1.0099 80 1.0001 1.0004 1.0011 1.0017 1.0026 1.0074 1.0142 100 1.0002 1.0005 1.0016 1.0026 1.0040 1.0117 1.0224

Tabla 4. 9

0.966

0.971

0.975

0.980

0.984

0.989

0.994

0.998

1.003

1.007

1.012

1.017

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110

Fac

tor

de

corr

ecci

on

Humedad relativa (%)

Efecto de la humedad relativa sobre la potencia a diferentes temperaturas ambientes

-10ºC

0ºC

15ºC

25ºC

30ºC

38.4ºC

50ºC


42

Figura 4.10

Al igual que ocurría en potencia, en heat rate se observa una mejor en heat rate para humedades mayores a la referencia y altas temperaturas y para bajas humedades (zona izquierda de la gráfica) se observa un leve empeoramiento.

En conclusión y a grandes rasgos podemos decir que el mayor impacto que sufrirá nuestra turbina se producirá a grandes temperaturas ambiente y humedades relativas extremas, muy alejadas de la referencia).


Flujo de escape -10 ºC 0 ºC 15 ºC 25 ºC 30 ºC 38 ºC 50 ºC

Hu

med

ad r

elat

iva

(%)

10 1.0002 1.0005 1.0018 1.0039 1.0059 0.9992 0.9899

30 1.0001 1.0002 1.0007 1.0014 1.0024 1.0002 0.9971

40 1.0000 1.0000 1.0001 1.0002 1.0003 1.0001 0.9998

41.7 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000

50 1.0000 0.9999 0.9995 0.9990 0.9983 0.9993 1.0007

60 0.9999 0.9997 0.9989 0.9978 0.9963 0.9981 1.0007

70 0.9999 0.9995 0.9984 0.9965 0.9943 0.9966 0.9999

80 0.9998 0.9994 0.9978 0.9953 0.9923 0.9945 0.9975

100 0.9997 0.9991 0.9966 0.9929 0.9882 0.9851 0.9808 Tabla 4. 10

0.990

0.995

0.999

1.004

1.008

1.013

1.017

1.022

1.026

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110

Fac

tor

de

corr

ecci

on

Humedad Relativa (%)

Efecto de la humedad relativa sobre el heat rate a diferentes temperaturas ambientes

-10ºC

0ºC

15ºC

25ºC

30ºC

38.4ºC

50ºC


43

Figura 4.11

El flujo de escape está muy condicionado por la humedad relativa, vemos como para altas temperaturas, el flujo experimenta una gran desviación respecto al punto de referencia. Para un rango de temperaturas aceptables y próximas a nuestros puntos de estudio la desviación cobra menos importancia.


EDT -10 ºC 0 ºC 15 ºC 25 ºC 30 ºC 38 ºC 50 ºC

Hu

med

ad r

elat

iva

(%)

10 0.1000 -0.1000 -0.9000 -1.7000 -2.3000 -2.2580 -2.2000

30 0.0000 0.0000 -0.3000 -0.6000 -0.9000 -0.9000 -0.9000

40 0.0000 0.0000 0.0000 -0.1000 -0.1000 -0.1420 -0.2000

41.7 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000

50 0.0000 0.0000 0.2000 0.4000 0.6000 0.7680 1.0000

60 0.0000 0.1000 0.5000 1.0000 1.4000 1.7780 2.3000

70 0.0000 0.1000 0.8000 1.5000 2.1000 2.7720 3.7000

80 -0.1000 0.1000 1.0000 2.0000 2.9000 3.9500 5.4000

100 -0.1000 0.2000 1.6000 3.0000 4.4000 7.0880 10.8000 Tabla 4. 11

0.977

0.981

0.986

0.990

0.995

0.999

1.004

1.008

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110

Fac

tor

de

corr

ecci

on

Humedad Relativa (%)

Efecto de la humedad relativa sobre el flujo de escape a diferentes temperaturas ambientes

-10ºC

0ºC

15ºC

25ºC

30ºC

38.4ºC

50ºC


44

Figura 4.12

4.3.1.4 Efecto del poder calorífico del combustible.

Teóricamente, la influencia del combustible empleado, considerando este gas natural, presenta una tendencia clara sobre los inputs de nuestra turbina, por un lado, cuanto menor sea el poder calorífico del combustible, necesitaremos:

Emplear mayor cantidad de combustible, se usara un mayor gasto de gas natural y por tanto mayor será el gasto que atraviesa la turbina. Como consecuencia de lo anterior la presión de entrada a la turbina será mayor, aumentando la relación de expansión de la turbina. Por lo que la temperatura de escape de la turbina disminuirá y la potencia y rendimiento tenderán a aumentar.

En la práctica, si requerimos un aumento de la cantidad de combustible introducido en la cámara de combustión de la turbina de gas para así alcanzar la temperatura de admisión de la turbina, la relación de expansión y compresión tanto de turbina como de compresor que componen nuestra turbina de gas aumentara, desde el punto de vista del compresor esto es negativo ya que al aumentar la relación de compresión nos acercaremos a la zona de bombeo de la curva característica del compresor, zona de funcionamiento no deseable.

Por tanto en caso de que el poder calorífico sea muy bajo una opción sería bajar la temperatura de entrada a la turbina.La influencia del poder calorífico del combustible suele representarse para un valor del ratio H/C del combustible constante. El ratio H/C suele definirse como el cociente entre el número de átomos de hidrogeno dividido entre el número de carbono de los hidrocarburos que compones el fuel. Suelen incluirse los átomos de los inertes, sobre todo del CO2.Este ratio suele estar comprendido entre 2.5 y 4.1, aunque este dependerá del combustible.

En particular, para esta turbina, y para la composición del combustible que utilizaremos como combustible principal se considera un ratio H/C de referencia de 3.861 siendo su poder calorífico 43034.16 kJ/kg.

-3.960

-1.980

0.000

1.980

3.960

5.940

7.920

9.900

11.880

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110

Fac

tor

de

corr

ecci

on


Efecto de la humedad relativa sobre la EDT a diferentes temperaturas ambientes

-10ºC

0ºC

15ºC

25ºC

30ºC

38.4ºC

50ºC


45

Ratio H/C

Potencia 3.791 3.861 4

Po

der

cal

orí

fico

(kJ/

kg)

36666 1.00837 1.00942 1.01145

37029 1.00784 1.00888 1.01091

37218 1.00756 1.00860 1.01062 42945 0.99915 1.00013 1.00205

43034.16 0.99902 1.00000 1.00195

43079 0.99895 0.99995 1.00190

49533 0.99183 0.99285 0.99482

49702 0.99164 0.99266 0.99464

50035 0.99128 0.99229 0.99427 Tabla 4. 12

Figura 4.13

La tendencia que sigue la potencia al emplear un combustible distinto, con distinto poder calorífico, es para poder calorífico menor que el de referencia y mayores ratios de H/C se obtienen mayores potencias.

Si el ratio H/C es mayor significa que tenemos una mayor proporción de átomos de hidrogeno que de carbón por lo tanto una mayor proporción de carbono significara que nuestro combustible es más rico en carburos y por tanto será capaz de aportarnos más potencia en la combustión.

Fijando el ratio H/C en la referencia, y moviéndonos para distintos valores de LHV siempre obtendremos más potencia y menor heat rate si el poder calorífico es menor, Comportamiento que parece coherente con lo expuesto anteriormente.

0.990

0.992

0.994

0.996

0.998

1.000

1.002

1.004

1.006

1.008

1.010

1.012

1.014

36,000 39,000 42,000 45,000 48,000

Fac

tor

de

corr

ecci

on

Poder calorifico (kJ/kg)

Efecto del poder calorifico sobre la potencia

3.7913.8614

ratio H/C


46

Ratio H/C

Heat Rate 3.791 3.861 4

Pod

er c

alor

ífico

(kJ

/kg)

36666 0.99602 0.99564 0.99488

37029 0.99627 0.99589 0.99513

37218 0.99640 0.99602 0.99526

42945 1.00032 0.99994 0.99921

43034.16 1.00038 1.00000 0.99926

43079 1.00041 1.00002 0.99928

49533 1.00380 1.00340 1.00263

49702 1.00389 1.00349 1.00272

50035 1.00406 1.00366 1.00289 Tabla 4. 13

Figura 4.14

En cuanto a flujo y temperatura de escape, una disminución del poder calorífico supondrá la necesidad de una mayor cantidad de combustible y como consecuencia directa el flujo de gases de escape será mayor y la temperatura de escape será menor.

0.990

0.993

0.996

0.999

1.002

1.005

1.008

1.011

1.014

36000 38500 41000 43500 46000 48500

Fac

tor

de

corr

ecci

on


Efecto del poder calorifico sobre elheat rate

3.791

3.861

4

ratio H/C


47

Figura 4.15

Ratio H/C

Flujo de escape 3.791 3.861 4

Po

der

cal

orí

fico

(kJ/

kg)

36666 1.00426 1.00429 1.00437

37029 1.00402 1.00405 1.00412

37218 1.00389 1.00392 1.00399

42945 1.00005 1.00006 1.00007

43034.16 0.99999 1.00000 1.00003

43079 0.99996 0.99998 1.00000

49533 0.99674 0.99676 0.99680

49702 0.99666 0.99668 0.99672

50035 0.99649 0.99651 0.99655 Tabla 4. 14

Observamos en la tabla anterior lo ya citado.

Figura 4.16

0.996

0.997

0.998

0.999

1.000

1.001

1.002

1.003

1.004

1.005

36000 39120 42240 45360 48480 51600

Fa

ctor

de

cor

recc

ion


Efecto del poder calorifico sobre el flujo de escape

3.791

3.861

4

ratio H/C

-0.600

-0.500

-0.400

-0.300

-0.200

-0.100

0.000

0.100

0.200

0.300

0.400

0.500

36000 39000 42000 45000 48000

Fac

tor

de

corr

ecci

on


Efecto del poder calorifico sobre la EDT

3.791

3.861

4

ratio H/C


48

Ratio H/C

EDT 3.791 3.861 4

Pod

er c

alor

ífico

(kJ

/kg)

36666 -0.48406 -0.46739 -0.43443

37029 -0.45745 -0.44075 -0.40767

37218 -0.44360 -0.42688 -0.39374

42945 -0.02386 -0.00653 0.02841

43034.16 -0.01733 0.00000 0.03348

43079 -0.01404 0.00259 0.03602

49533 0.35887 0.37358 0.40276

49702 0.36863 0.38329 0.41237

50035 0.38788 0.40243 0.43129 Tabla 4. 15

4.3.1.7 Efecto de la temperatura del combustible La mayoría de las centrales de ciclo combinado están diseñadas para ser lo más eficientes posibles, con este objetivo se suele incluir en las plantas precalentadores de combustible que llevan al combustible hasta la temperatura optima de suministro, este precalentamiento del combustible requiere que el flujo de combustible necesario para alcanzar la temperatura en la combustión sea menor. Este intercambio de calor suele hacerse con agua en condiciones de media presión del generador de vapor. El calentamiento del combustible disminuye ligeramente la potencia dada por la turbina pero por contrapartida, el rendimiento del ciclo puede aumentar hasta un 0.6%.

Potencia Heat Rate

Tem

per

atu

ra d

e su

min

istr

o d

el g

as

nat

ura

l

27 ºC 1.001 1.009

36 ºC 1.001 1.009

55 ºC 1.001 1.008

74 ºC 1.001 1.007

84 ºC 1.001 1.007

100 ºC 1.001 1.006

122 ºC 1.001 1.005

141 ºC 1.000 1.004

207 ºC 1 1 Tabla 4. 16


49

Figura 4.17

4.3.1.8 Efecto del factor de potencia

Potencia bruta Heat rate bruto

Fac

tor

de

po

ten

cia

del

g

ener

ado

r

1 1.001025711 0.99897534

0.95 1.000357108 0.999643019

0.90 1 1

0.85 0.999344909 1.000655521

0.80 0.998689817 1.001311902

Tabla 4. 17

0.999

1.000

1.001

1.002

1.003

1.004

1.005

1.006

1.007

1.008

1.009

1.010

0 50 100 150 200 250

Fac

tor

de

corr

ecci

on

Temperatura del combustilble (ºC)

Efecto de la temperatura del gas natural sobre la potencia y heat rate

Potencia

Heat rate


50

4.4.2 Curvas de corrección SGT6-8000H.

Para esta turbina las curvas de corrección están definidas de manera diferente, el factor de corrección está definido como la división entre el valor de referencia y el valor medido del parámetro que corresponda.

Para este caso el fabricante nos proporcionó tanto potencia como heat rate netos así que la corrección se aplicara sobre los valores brutos.

X�� = X��/�f��

��

donde

�� es el valor de entrada para unos condiciones distintas a las de referencia.

�� es el valor de entrada de referencia.

� factores de corrección aplicable para condiciones distintas a las de referencia.

Para la corrección por temperatura en lugar del productorio será el sumatorio ya que en este caso la curva está definida no como factores de corrección tal cual sino como los grados de más o de menos hay que sumarle a la temperatura de referencia, de este modo y en adelante al hablar de corrección de la temperatura de los gases de escape emplearemos las siglas EDT (Exhaust Difference Temperature), que no representan más que la desviación que experimenta la temperatura de escape de referencia. Teniendo en cuenta lo anterior la corrección de la temperatura presenta la siguiente nomenclatura:

X�� = X�� + "f��

��

�� es el valor de temperatura de gases de escape para unos condiciones distintas a las de referencia.

�� es el valor de la temperatura de los gases de escape de referencia.

� grados que deben sumarse a la referencia por estar a condiciones distintas de esta

Para esta turbina tenemos las curvas de corrección para cargas de 100%, 75% y 50% los valores y condiciones de referencia son:

Tabla 4. 18

Carga Potencia neta

(kW) Heat rate neto

(kJ/kWh) Flujo de escape

(kg/s) Temperatura de

escape (ºC) Auxiliares

(kW) 100% 251352 9281 588.1 632.4 480 75% 188394 9949 482 639 480 50% 125436 11470 390 642 480


51

Temperatura ambiente 35.9ºC Humedad relativa 37% Presión ambiente 1.0127 bar

Poder calorífico inferior 48490 kJ/kg Tabla 4. 19


Potencia Heat Rate Flujo de escape Exhaust Temperature

Tem

pera

tura

am

bien

te

-3 ºC 0.8303 1.0241 0.8496 -18.4367 7 ºC 0.8585 1.0227 0.8904 -15.3066 17 ºC 0.8924 1.0207 0.9224 -11.7503 27 ºC 0.9401 1.0133 0.9574 -6.8437 37 ºC 1.0085 0.9980 1.0064 1.0892 47 ºC 1.1084 0.9721 1.0793 14.4758 57 ºC 1.3510 0.8837 1.1851 36.4956

Tabla 4. 20

Figura 4.18

0.80

0.85

0.90

0.95

1.00

1.05

1.10

1.15

1.20

1.25

1.30

1.35

1.40

-10 -5 0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60




52

Figura 4.19

En las gráficas y tablas anteriores se muestra el modelo de comportamiento que sigue la turbina en cuestión, en ellas se presentan como evolucionan tanto la potencia neta como el heat rate neto ante variaciones de la temperatura ambiente. Teniendo en cuanta como se definen para estas curvas el punto de referencia, vemos como un aumento de temperatura de 10ºC nos puede penalizar la potencia neta que entrega la turbina hasta en un 9% que equivaldría a unos 22 MW menos de potencia al pasar de 37ºC a 47ºC. Esta tendencia se va haciendo más acusada para temperaturas mayores hasta duplicarse, así para un mismo salto de 10ºC para mayores temperaturas ( al pasar de 47ºC a 57ºC) se produciría una reducción en la potencia de hasta un 18% el equivalente a unos 40 MW menos respecto a la potencia de referencia. En cuanto al heat rate, este experimenta un aumento con el aumento de la temperatura que supone casi un aumento del 3% para 10º C de temperatura en condiciones ambiente. En cuanto al flujo de escape el flujo de aire requerido a temperaturas ambientes menores será mayor y por tanto el flujo en el escape aumentará, el aumento de flujo que se experimenta funcionando al 100% de carga es parece ir creciendo exponencialmente al disminuir la temperatura. El comportamiento de la temperatura del escape ante variaciones de la ambiente parece seguir una tendencia menos acusada, a menor temperatura ambiente, la temperatura de los gases también será menor, esto tendrá repercusiones directas sobre la caldera y en consecuencia sobre el ciclo de cola, por lo general a ser mayor la temperatura de los gases de escape, el ciclo de vapor podrá funcionar con una mejor eficiencia.

0.86

0.88

0.90

0.92

0.94

0.96

0.98

1.00

1.02

1.04

-10 0 10 20 30 40 50 60




53

Figura 4.20

Figura 4.21

0.80

0.85

0.90

0.95

1.00

1.05

1.10

1.15

1.20

1.25

-10 0 10 20 30 40 50 60



-25

-20

-15

-10

-5

0

5

10

15

20

25

30

35

40

-10 -5 0 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 60


Efecto de la temperatura ambiente sobre la temperatura de escape


54

4.4.2.2 Efecto de la humedad relativa.

Potencia


52 ºC 46 ºC 36 ºC 26 ºC -3 ºC

Hu

med

ad r

elat

iva

(%)

0.00 0.9648 0.9952 1.0023 1.0041 1.0006

10.00 0.9718 0.9957 1.0015 1.0029 1.0006

20.00 0.9801 0.9967 1.0008 1.0018 1.0004

30.00 0.9906 0.9984 1.0003 1.0007 1.0002

40.00 1.0047 1.0008 0.9999 0.9997 0.9999

50.00 1.0234 1.0044 0.9996 0.9987 0.9996

60.00 1.0480 1.0091 0.9994 0.9978 0.9992

70.00 1.0797 1.0151 0.9993 0.9969 0.9988

80.00 1.1196 1.0228 0.9993 0.9961 0.9985

90.00 1.1689 1.0322 0.9994 0.9953 0.9982

100.00 1.2287 1.0435 0.9996 0.9945 0.9980 Tabla 4. 21

Figura 4.22

En la parte superior se muestra la evolución de la potencia ante variaciones de la humedad relativa para varias temperaturas ambientes. Para mayores temperaturas se muestran diferencias mayores, en concreto para condiciones máximas extremas es cuando una variación de humedad relativa tiene mayores consecuencias sobre la potencia de la turbina y por tanto sobre la potencia del ciclo. Para 52ºC, que es la condición más desfavorable, se observa un aumento de potencia de entorno a un 2% reduciéndose ese aumento cuando nos vamos a mayores humedades relativas, así progresivamente tenemos: al pasar de 40% a 50% de humedad relativa un aumento del 1.8%; del 50% al 60% de humedad relativa un aumento del 2.9%; para el

0.900

0.955

1.010

1.065

1.120

1.175

1.230

1.285

-5 5 15 25 35 45 55 65 75 85 95 105


Efecto de la humedad relativa sobre la potencia a distintas temperaturas ambientes

52ºC

46ºC

36ºC

26ºC

-3ºC


55

siguiente intervalo de humedades un aumento del 3.6% y finalmente para un paso del 80% al 90% de humedad relativa un aumento de potencia del 4.2%.

Heat rate


52 ºC 46 ºC 36 ºC 26 ºC -3 ºC

Hu

med

ad r

elat

iva

(%)

0.00 1.0201 1.0079 1.0028 1.0008 1.0000

10.00 1.0156 1.0061 1.0021 1.0006 1.0000

20.00 1.0106 1.0040 1.0014 1.0004 1.0000

30.00 1.0047 1.0017 1.0006 1.0002 1.0000

40.00 0.9978 0.9992 0.9997 0.9999 1.0000

50.00 0.9893 0.9964 0.9989 0.9997 1.0000

60.00 0.9792 0.9932 0.9980 0.9994 1.0000

70.00 0.9671 0.9896 0.9970 0.9991 1.0000

80.00 0.9529 0.9856 0.9960 0.9988 1.0000

90.00 0.9364 0.9810 0.9950 0.9985 1.0000

100.00 0.9175 0.9760 0.9939 0.9982 1.0000 Tabla 4. 22

Figura 4.23

En cuanto al heat rate, cuya evolución se contempla en la gráfica y tabla anterior, se observa una tendencia contraria que en potencia pero teniendo un punto en común, en la que a altas temperaturas se observan mayores desviaciones del heat rate frente a la referencia.

0.850

0.875

0.900

0.925

0.950

0.975

1.000

1.025

1.050

-5 5 15 25 35 45 55 65 75 85 95 105


Efecto de la humedad relativa sobre el heat rate a distintas temperaturas ambientes

52ºC

46ºC

36ºC

26ºC

-3ºC


56

Flujo de escape


52 ºC 46 ºC 36 ºC 26 ºC -3 ºC

Hu

med

ad r

elat

iva

(%)

0.00 0.9621 0.9836 0.9930 0.9978 0.9998

10.00 0.9713 0.9875 0.9948 0.9983 0.9999

20.00 0.9809 0.9918 0.9967 0.9989 1.0000

30.00 0.9916 0.9965 0.9986 0.9995 1.0000

40.00 1.0039 1.0016 1.0006 1.0002 1.0000

50.00 1.0187 1.0073 1.0027 1.0009 1.0000

60.00 1.0364 1.0138 1.0048 1.0017 1.0000

70.00 1.0578 1.0210 1.0070 1.0025 1.0000

80.00 1.0834 1.0290 1.0093 1.0033 1.0001

90.00 1.1140 1.0381 1.0116 1.0041 1.0001

100.00 1.1502 1.0482 1.0140 1.0050 1.0002 Tabla 4. 23

Figura 4.24

El cambio de humedad relativa en el flujo de escape tiene menor importancia que en los dos parámetros anteriores, como nuestra la información sobre la variación del flujo de escape ante cambios de humedad relativa y temperatura, parece que siguen existiendo mayores variaciones para altas temperaturas, manteniéndose para la temperatura de 36ºC y menores el flujo de escape. El mayor incremento de flujo que se experimenta en bajo condiciones de máxima extrema es al pasa de 40% a 90% de humedad relativa manteniendo la temperatura ambiente constante a 52ºC, incrementándose el flujo hasta en un 10%, y suponiendo esto más de 2 kg/s de flujo de escape sobre la referencia, dato que puede parecer irrelevante pero que acabara teniendo consecuencias en el comportamiento de nuestra planta.

0.900

0.925

0.950

0.975

1.000

1.025

1.050

1.075

1.100

1.125

1.150

1.175

-5 5 15 25 35 45 55 65 75 85 95 105


Efecto de la humedad relativa sobre el flujo de escape a distintas temperaturas ambientes

52ºC

46ºC

36ºC

26ºC

-3ºC


57

Temperatura de escape


52 ºC 46 ºC 36 ºC 26 ºC -3 ºC

Hu

med

ad r

elat

iva

(%)

0.00 -2.9626 -1.8631 -0.8980 -0.4030 -0.1308

10.00 -2.1659 -1.3974 -0.6765 -0.3136 -0.0654

20.00 -1.3683 -0.9014 -0.4379 -0.2082 -0.0259

30.00 -0.5662 -0.3792 -0.1846 -0.0895 -0.0059

40.00 0.2443 0.1655 0.0807 0.0397 0.0011

50.00 1.0670 0.7287 0.3555 0.1768 0.0017

60.00 1.9057 1.3065 0.6372 0.3190 0.0022

70.00 2.7644 1.8949 0.9234 0.4636 0.0091

80.00 3.6467 2.4900 1.2113 0.6079 0.0290

90.00 4.5565 3.0879 1.4984 0.7491 0.0682

100.00 5.4977 3.6847 1.7823 0.8844 0.1333 Tabla 4. 24

Figura 4.25

En la gráfica anterior se muestra la variación que experimenta la temperatura de escape de los gases de la turbina de gas al modificarse las condiciones ambientales, respecto a la gráfica del flujo de escape comentada anteriormente parece que la variación en temperatura será menor que la experimentada en el flujo, de este modo un aumento en la humedad relativa de entrada del aire al compresor de la turbina supondrá un aumento de la temperatura de los gases, siendo este aumento mayor cuanto mayor sea la temperatura ambiente. La máxima variación en temperatura que pueden sufrir los gases con respecto a la referencia será a máxima temperatura será de unos 5ºC.

-5.000

-2.500

0.000

2.500

5.000

7.500

-5 5 15 25 35 45 55 65 75 85 95 105


Efecto de la humedad relativa sobre la temperatura de escape a distintas temperaturas

ambientes

52ºC

46ºC

36ºC

26ºC

-3ºC


58

4.4.2.3 Efecto de la presión ambiente.

Potencia Heat rate Flujo de escape Temperatura de escape

Pre

sió

n a

mb

ien

te (

bar

)

0.921 1.1010 0.9987 1.1017 0.4885 0.932 1.0878 0.9989 1.0883 0.4242

0.965 1.0499 0.9994 1.0502 0.2411

0.972 1.0422 0.9995 1.0425 0.2040

0.978 1.0357 0.9996 1.0360 0.1727 1.013 1.0000 1.0000 1.0000 0.0000

1.015 0.9977 1.0000 0.9977 -0.0110

1.018 0.9950 1.0001 0.9949 -0.0242

1.089 0.9304 1.0008 0.9300 -0.3358

1.092 0.9279 1.0008 0.9274 -0.3479 Tabla 4. 25

Figura 4.26

0.9000

0.9200

0.9400

0.9600

0.9800

1.0000

1.0200

1.0400

1.0600

1.0800

1.1000

1.1200

0.90 0.94 0.98 1.02 1.06 1.10 1.14

Presión ambiente (bar)

Efecto de la presión ambiente sobre la potencia


59

Figura 4.27

Figura 4.28

Figura 4.29

0.9986

0.9988

0.9990

0.9992

0.9994

0.9996

0.9998

1.0000

1.0002

1.0004

1.0006

1.0008

1.0010

0.88 0.92 0.96 1.00 1.04 1.08 1.12


Efecto de la presión ambiente sobre heat rate

0.9000

0.9200

0.9400

0.9600

0.9800

1.0000

1.0200

1.0400

1.0600

1.0800

1.1000

1.1200

0.88 0.92 0.96 1.00 1.04 1.08 1.12


Efecto de la presión ambiente sobre el flujo de escape

-0.42-0.36-0.30-0.24-0.18-0.12-0.060.000.060.120.180.240.300.360.420.480.54

0.88 0.92 0.96 1.00 1.04 1.08 1.12


Efecto de la presión ambiente sobre la temperatura de escape


60

En las gráficas anteriores representamos la evolución de los distintos parámetros respecto a variaciones en la presión ambiente. Al desviarnos de la presión tomada como referencia, observamos que un aumento de la presión supone una disminución de la potencia neta siguiendo una tendencia lineal regida por la siguiente ecuación polinómica: y = 1.135x2 - 3.2962x + 3.1739, donde y es el factor de corrección a calcular y x el valor de presión medido que estamos considerando. Para el caso del heat rate vemos una tendencia ascendiente a medida que aumentamos la presión ambiente de entrada, por ejemplo un aumento de presión del 7.8% respecto al valor de 1.01270 bar tomado como referencia, el aumento experimentado por el heat rate es de menos de un 0.1%, el efecto de la presión los parámetros de la turbina son despreciables, es decir tiene mucho más peso una variación de temperatura y/o humedad relativa que una modificación en la presión de entrada. En cuanto al flujo de escape observamos que para presiones mayores a la de referencia puede producirse un aumento del flujo de hasta el 7.89% mientras que si nos vamos a presiones por debajo la disminución en flujo que se puede alcanzar supondría un 9.2%.

La temperatura de los gases de escape disminuye al aumentar la presión ambiente, la tendencia que rige este comportamiento viene dada por la gráfica anterior, las disminuciones o incrementos son mínimos al variar la presión, produciéndose mayor modificación en la temperatura a presiones menores.

4.4.2.4 Efecto del poder calorífico inferior del combustible.

Proseguimos, detallando ahora los factores de corrección correspondiente a variaciones del combustible:

Potencia Poder calorífico (kJ/kg)

Ratio H/C 43000 45000 47000 49000 51000 53000 55000 57000

2.9790 1.00246 1.00061 0.999 0.997 0.995 0.993 0.991 0.989

3.1365 1.005 1.003 1.001 1.000 0.998 0.996 0.994 0.992

3.5925 1.012 1.010 1.008 1.006 1.004 1.002 1.001 0.999

3.9755 1.0192 1.0172 1.0152 1.0132 1.0112 1.0092 1.0072 1.0052

Tabla 4. 26


61

Figura 4.30

En este apartado procederemos al análisis de cómo se comportan los diversos parámetros de la turbina ante cambios en el poder calorífico inferior del combustible. El ratio H/C es un parámetro típico de cada combustible como ya hemos visto, dependiendo del combustible y conociendo tanto este parámetro como el poder calorífico podremos proceder a la obtención del factor de corrección que nos permite extrapolar los datos de garantía a los datos medidos. Recordemos que estas curvas están tomando como referencia un gas natural con poder calorífico 48490kJ/kg y ratio H/C 3.1365, por lo tanto para ratios menores Para el caso concreto de potencia, para ratios H/C menores del tomado como referencia, para que no tengamos que tener en cuenta corrección por poder calorífico debe disminuirse está a un valor de 45356.65 kJ/kg, debe ser menor que el de referencia. Por otro lado, para ratios mayores se observa la tendencia contraria debe aumentarse el poder calorífico hasta un valor de 55571.48 kJ/kg. Observamos que desviaciones respecto a la referencia son más perjudiciales si nos desplazamos en las paralelas con tendencia a mayores ratios H/C penalizando la potencia, todo lo contrario pasa para ratios menores donde se mejora el valor de potencia. En conclusión, valores mayores de poder calorífico implica menores valores de potencia.

Heat rate Poder calorífico (kJ/kg)

Ratio H/C 43000 45000 47000 49000 51000 53000 55000 57000

2.9790 0.99867 0.99953 1.000 1.001 1.002 1.003 1.004 1.005

3.1365 0.998 0.999 0.999 1.000 1.001 1.002 1.003 1.004

3.5925 0.995 0.996 0.997 0.997 0.998 0.999 1.000 1.001

3.9755 0.9920 0.9929 0.9938 0.9948 0.9957 0.9966 0.9975 0.9985

Tabla 4. 27

0.985

0.990

0.995

1.000

1.005

1.010

1.015

1.020

1.025

40000 45000 50000 55000 60000


2.979

3.13653.5925


62

Figura 4.31

La tendencia de este efecto es contraria a la observada en la potencia, en este caso se consiguen mejores valores de heat rate cuando estamos en rango de ratios H/C mayores, así el poder calorífico necesario para no tener que aplicar corrección si consideramos ratio H/C 2.979 es 46108.041 kJ/kg y para ratios H/C menores llega hasta el valor de 54619.603 kJ/kg. Concluimos entonces que mayores valores del poder calorífico inferior, supondrán un mayor consumo específico.

Flujo de escape Poder calorífico (kJ/kg)

Ratio H/C 43000 45000 47000 49000 51000 53000 55000 57000

2.9790 1.00245 1.00156 1.001 1.000 0.999 0.998 0.997 0.996

3.1365 1.002 1.002 1.001 1.000 0.999 0.998 0.997 0.996

3.5925 1.002 1.002 1.001 1.000 0.999 0.998 0.997 0.996

3.9755 1.0024 1.0015 1.0005 0.9996 0.9987 0.9978 0.9968 0.9959

Tabla 4. 28

0.990

0.992

0.994

0.996

0.998

1.000

1.002

1.004

1.006

40000 45000 50000 55000 60000

Efecto del poder calorifico sobre el heat rate

2.979

3.1365

3.5925

3.9755


63

Figura 4.32

En la tabla y el grafico anterior se precisa ahora el efecto del poder calorífico sobre el flujo de escape dependiente también como en las anteriores del ratio H/C, en primer lugar vemos como esta variación es prácticamente independiente del ratio H/C, podemos reducir entonces dicha variación únicamente al cambio del poder calorífico, variando de modo que al aumentar el poder calorífico será necesario menor flujo de combustible para alcanzar la potencia deseada y por tanto el flujo de escape disminuirá.


Poder calorífico (kJ/kg)

Ratio H/C 43000 45000 47000 49000 51000 53000 55000 57000

2.9790 0.31783 0.20252 0.087 -0.028 -0.143 -0.259 -0.374 -0.489

3.1365 0.336 0.213 0.091 -0.031 -0.153 -0.276 -0.398 -0.520

3.5925 0.311 0.191 0.071 -0.049 -0.170 -0.290 -0.410 -0.530

3.9755 0.2858 0.1679 0.0500 -0.0678 -0.1857 -0.3035 -0.4214 -0.5393

Tabla 4. 29

0.995

0.996

0.997

0.998

0.999

1.000

1.001

1.002

1.003

40000 45000 50000 55000 60000


2.979

3.1365

3.5925

3.9755

Ratio H/C


64

Figura 4.33

Por ultimo comentamos que para la temperatura escape de los gases las variaciones puede considerarse poco importante, las variaciones son de decimas de grados que sobre el global de nuestra planta no tendrá mucha relevancia.

4.4.3 Curvas de corrección GE 7FA.04

Para este modelo, la corrección se define de igual modo que en el modelo GE 7FA.05 pero en este caso sobre la potencia y heat rate netos y no brutos como se hacía en el primer modelo.

Los valores de referencia tomados para este caso son:

Temperatura ambiente ºC 35

Humedad relativa % 25

Presión ambiente mbar 871

Poder calorífico inferior kJ/kg 47714.0

Factor de potencia -- 0.90

Carga % 100 Tabla 4. 30

Potencia neta MWe 138.15

Heat rate neto kJ/kWh 9783

Flujo de escape kg/s 343.28

Temperatura de escape ºC 648.9 Tabla 4. 31

-0.600-0.500-0.400-0.300-0.200-0.1000.0000.1000.2000.3000.400

40000 45000 50000 55000 60000

Efecto del poder calorifico sobre la temperatura de escape

2.979

3.1365

3.5925

3.9755

Ratio H/C


65


Tabla 4. 32 Figura 4.34

En cuanto a la variación que experimenta el modelo 04 de GE sobre potencia neta al variar la temperatura ambiente, podemos afirmar que sigue la tendencia lógica expuesta en las dos anteriores, pero es interesante intentar cuantificar cuál de las tres turbinas de gas penaliza más la potencia por aumento de la temperatura ambiente, esto también dependerá del valor de referencia que haya tomado cada turbinero, por ejemplo si analizamos cuanto se aleja de la potencia neta de referencia determinada para cada una de ellas, es este último modelo que estamos valorando la que empeora más la potencia por temperatura; numéricamente esto se justifica de la siguiente manera, la potencia que se pierde al pasar de las respectivas temperaturas de referencia de cada turbina hasta unos 40ºC de temperatura ambiente es: 2.304 MW de potencia neta para el modelo GE 7FA.05; 9.313MW para la turbina de Siemens y 5.624MW para el modelo 04 de GE, a la vista de estos resultados es la segunda turbina la que tiene una curva más restrictiva en cuento a reducción de potencia se refiere.

Potencia


Factor de corrección

-8.0ºC 1.291268

1.5ºC 1.274758

11.0ºC 1.213648

13.3ºC 1.197801

15.7ºC 1.180320

18.0ºC 1.162008

20.3ºC 1.143527

22.7ºC 1.124655

25.0ºC 1.106803

27.4ºC 1.088212

29.8ºC 1.069177

32.3ºC 1.048723

34.7ºC 1.025814

37.1ºC 1.000000

45.3ºC 0.884887

53.4ºC 0.767181

0.70

0.80

0.90

1.00

1.10

1.20

1.30

1.40

-20 -10 0 10 20 30 40 50 60




66

Tabla 4. 33 Figura 4.35 En la parte superior se muestra ahora la variación del heat rate frente al efecto que estamos analizando, en este caso la mejora sobre el heat rate es mayor para el modelo GE7FA.04 con respecto a las dos anteriores, analizamos para el mismo punto de 40ºC de desviación sobre la referencia, produciendo un mejor aumento. Para este caso se produce para el modelo 05 una mejora de unos 25 kJ/kWh, para siemens de 91 kJ/kWh y para la 04 un incremento de 111 kJ/kWh.

Heat rate



-8.0ºC 0.939733

1.5ºC 0.946033

11.0ºC 0.954214

13.3ºC 0.956977

15.7ºC 0.960287

18.0ºC 0.963737

20.3ºC 0.967370

22.7ºC 0.971373

25.0ºC 0.975222

27.4ºC 0.979435

29.8ºC 0.984127

32.3ºC 0.988974

34.7ºC 0.993936

37.1ºC 1.000000

45.3ºC 1.031998

53.4ºC 1.075310

0.92

0.94

0.96

0.98

1

1.02

1.04

1.06

1.08

1.1

-20 -10 0 10 20 30 40 50 60




67

Flujo de escape



-8.0ºC 1.191135 1.5ºC 1.180805 11.0ºC 1.145215 13.3ºC 1.136093 15.7ºC 1.125859 18.0ºC 1.114755 20.3ºC 1.102694 22.7ºC 1.090676 25.0ºC 1.079395 27.4ºC 1.066787 29.8ºC 1.054195 32.3ºC 1.040131 34.7ºC 1.021609 37.1ºC 1.000000 45.3ºC 0.926632 53.4ºC 0.857305

Tabla 4. 34

Figura 4.36

0.8

0.85

0.9

0.95

1

1.05

1.1

1.15

1.2

1.25

-20 -10 0 10 20 30 40 50 60




68




-8.0ºC -42.432537

1.5ºC -30.859662

11.0ºC -26.096237

13.3ºC -24.687392

15.7ºC -23.104332

18.0ºC -21.320937

20.3ºC -19.286817

22.7ºC -17.160567

25.0ºC -15.118087

27.4ºC -12.857827

29.8ºC -10.408267

32.3ºC -7.679489

34.7ºC -4.105880

37.1ºC 0.000000

45.3ºC 5.443804

53.4ºC 5.443804 Tabla 4. 35

Seguimos con el análisis del flujo de escape en este caso, para este caso la disminución del flujo de escape al aumentar la temperatura, ya que le entrara menos flujo de combustible y menos de aire, el flujo de combustible será menor porque la potencia que se alcanza también disminuirá. Teniendo esto en cuenta, observamos que el modelo de turbina cuyo flujo de escape se aleja más de la referencia cuando nos vamos a temperaturas ambientes de 40ºC es el modelo se Siemens, esto no quiere decir ni que sea mejor ni peor que las otras simplemente estas intentando realizar una comparativa para conocer mejor aquello que nos puede dar o no la turbina de gas.

Figura 4.37

-45

-40

-35

-30

-25

-20

-15

-10

-5

0

5

10

-20 -10 0 10 20 30 40 50 60


Efecto de la temperatura ambiente sobre la temperatura de escape


69

Esta variación que está muy ligada a la del flujo de escape nos arroja cierto sentido de cómo se comportara la caldera , ya que su comportamiento será muy dependiente de la temperatura de los gases de entrada como ya sabemos, un aumento en la temperatura ambiental aumentara también la de los gases ya que todo nuestro ciclo estará más caliente. Analicemos ahora cómo se comportan nuestras opciones ante el aumento de la temperatura ambiente, por un lado la 05 hace que la temperatura aumente 1.73ºC, la 8000H unos 5ºC, mientras que la 04 unos 2ºC. Desde el punto de vista de la caldera es mejor que la temperatura de gases de escape sea lo mayor posible pero por otro lado un aumento de esta temperatura supone un reducción de la potencia que aporta al ciclo completo, la clave es valorar las opciones y ver cuál de forma global consigue mejores resultados de eficiencia y potencia en la planta.

4.4.3.2 Efecto de la humedad relativa.


Potencia -8 ºC 11 ºC 25 ºC 37.1 ºC 53 ºC

Hu

med

ad r

elat

iva

(%)

10% 1.0001 0.9993 0.9955 0.9917 0.9749

20% 1.0001 0.9996 0.9977 0.9959 0.9876

30% 1.0002 0.9999 0.9996 0.9994 0.9976

40% 1.0001 1.0003 1.0008 1.0013 1.0046

50% 1.0001 1.0006 1.0015 1.0024 1.0080

60% 1.0001 1.0009 1.0021 1.0031 1.0071

70% 1.0002 1.0012 1.0024 1.0036 0.9962

80% 1.0003 1.0016 1.0022 1.0026 0.9642

90% 1.0004 1.0019 1.0005 0.9986 0.9474 Tabla 4. 36

Figura 4.38

De manera similar al comportamiento para las turbinas vistas anteriormente, vemos que el efecto de la humedad relativa, sobre potencia en este caso, es más acusado a altas temperaturas

0.940

0.950

0.960

0.970

0.980

0.990

1.000

1.010

1.020

0% 20% 40% 60% 80% 100%Humedad relativa

Efecto de la humedad relativa sobre la potencia a diferentes temperaturas ambiente

-8ºC

11ºC

25ºC

37.1ºC


70

considerándose prácticamente despreciable para el resto de temperaturas ambiente. El comportamiento del efecto de la humedad relativa es más complejo ya que se observa una doble tendencia, por ejemplo para humedades relativas por debajo de la referencia la potencia disminuye ligeramente, y para humedades relativas mayores a la referencia la potencia entregada aumenta. Debido a esta tendencia menos uniforme es más difícil de cuantificar pero a la vista de las tres representaciones podemos concluir que el modelo de GE 05 presenta un rango de temperatura más inestables ya que para temperaturas superiores a 38.4ºC (referencia) hay mayores desviaciones del parámetro.

De igual modo, en la siguiente grafica observamos la variación del heat rate respecto a la humedad relativa, en ella seguimos destacando la importante variación que se observa a altas temperaturas, en este caso para humedades mayores de la referencia hace que se alcancen mayores potencia, este aumento será mayor a mayores temperaturas ambientes. Por ejemplo para un salto de 40% de humedad relativa ( de la referencia; 40% al 80% de humedad) para condiciones de máxima temperatura el heat rate consigue una aumento de un 4%.Si comparamos con el resto de turbinas de gas, para Siemens se obtiene una mejora en heat rate del más del 7% para un mismo salto de humedades relativas ( también del 40% al 80%) y para el primer modelo estudiado, ese salto llega tan solo a alcanzar un 2%.


Heat Rate -8 ºC 11 ºC 25 ºC 37.1 ºC 53 ºC

Hu

med

ad r

elat

iva

(%)

10% 0.9999 0.9995 0.9986 0.9975 0.9986

20% 0.9995 0.9997 0.9992 0.9984 0.9984

30% 1.0000 0.9999 0.9999 0.9996 0.9995

40% 1.0000 1.0001 1.0004 1.0009 1.0015

50% 1.0001 1.0004 1.0010 1.0025 1.0052

60% 1.0001 1.0006 1.0016 1.0044 1.0104

70% 1.0002 1.0008 1.0022 1.0063 1.0183

80% 1.0002 1.0011 1.0029 1.0084 1.0390

90% 1.0002 1.0013 1.0035 1.0108 1.0475 Tabla 4. 37


71

Figura 4.39

A continuación analizaremos las fluctuaciones que experimenta el flujo de escape, se observa un se vuelve a observar la inestabilidad en altas temperaturas, alejándose enormemente de la referencia a medidas que nos alejamos de la humedad relativa, veamos numéricamente como es esta variación, por ejemplo para valores medios de temperatura la desviación es mínima comparada con la de alta temperatura, por ejemplo para 25ºC un salto de 20% de humedad relativa la variación es insignificante, entorno a un 0.3% de flujo menos se obtiene para mayores valores de humedad. Sin embargo como se visualiza en la gráfica para altas temperaturas se observa la tendencia contraria en este caso a mayor humedad el flujo de escape disminuye.

Comparando con el resto de tecnologías, para la temperatura más desfavorable en el modelo de Siemens la disminución de flujo es mayor se contempla una caída del flujo de 5kg/s más siendo para el modelo 04 prácticamente despreciable y con respecto a la 05 esta última también responde a menores variaciones de flujo.

Flujo de escape -8 ºC 11 ºC 25 ºC 37.1 ºC 53 ºC

Hu

med

ad r

elat

iva

(%)

10% 1.0002 1.0012 1.0035 0.9990 0.9922

20% 1.0001 1.0007 1.0020 0.9997 0.9962

30% 1.0000 1.0002 1.0005 0.9999 0.9993

40% 1.0000 0.9996 0.9989 1.0000 1.0011

50% 0.9999 0.9991 0.9974 0.9998 1.0014

60% 0.9998 0.9985 0.9958 0.9994 0.9997

70% 0.9997 0.9979 0.9942 0.9988 0.9923

80% 0.9996 0.9973 0.9926 0.9972 0.9821

90% 0.9995 0.9967 0.9910 0.9928 0.9714 Tabla 4. 38

0.990

1.000

1.010

1.020

1.030

1.040

1.050

1.060

0% 20% 40% 60% 80% 100% 120%

Humedad relativa

Efecto de la humedad relativa sobre el heat rate a diferentes temperaturas

-8ºC

11ºC

25ºC

37.1ºC

53ºC


72

Figura 4.40


Temperatura de escape -8 ºC 11 ºC 25 ºC 37.1 ºC 53 ºC

Hu

med

ad r

elat

iva

(%)

10% -0.0434 -0.0969 -0.7233 -1.4589 -1.3698

20% -0.0329 -0.0550 -0.4118 -0.8246 -0.7145

30% -0.0063 -0.0122 -0.0937 -0.1916 -0.0020

40% 0.0147 0.0284 0.2185 0.4470 0.0047

50% 0.0302 0.0751 0.5329 1.0874 0.0237

60% 0.0407 0.1196 0.8524 1.7263 0.0132

70% 0.0617 0.1613 1.1836 2.3652 0.0132

80% 0.0827 0.2059 1.5073 3.0041 0.0132

90% 0.1037 0.2598 1.8301 3.6523 0.0132 Tabla 4. 39

0.97

0.975

0.98

0.985

0.99

0.995

1

1.005

1.01

0% 20% 40% 60% 80% 100%

Humedad relativa

Efecto de la humedad relativa sobre el flujo de escape a diferentes temperaturas

-8ºC

11ºC

25ºC

37.1ºC

53ºC


73

Figura 4.41

En lo que concierna a la temperatura de escape de los gases y vemos como de forma similar a lo que ocurría en el comportamiento del resto de modelos a mayores temperaturas y humedades el incremento de temperatura que experimentan los gases es mayor para humedades mayores a la referencia, aumentando más rápidamente en el caso del modelo GE 7FA.04. Los saltos van disminuyendo a medida que la temperatura ambiente disminuye. La comparativa con el resto de modelos quedaría como sigue, por un lado la 05 experimenta mayores aumentos a temperaturas medias y altas a partir de los 30ºC donde para humedades relativas de entorno al 50%, para la 8000H también se observa este comportamiento pero con aumentos de temperatura del orden de la mitad. Finalmente, para el modelo 04, las mayores diferencias se observan en la referencia tomada para este modelo para 37.1ºC pero siendo este aumento en el caso de irnos a mayores humedades relativas o disminución para menores humedades relativas

4.4.3.3 Efecto de la presión ambiente.


Potencia 25 ºC 37 ºC

Pre

sió

n a

mb

ien

te

(bar

)

0.91 0.95467 0.95474

0.93 0.97575 0.97579

0.95 0.99684 0.99684

0.97 1.01824 1.01819

0.99 1.03948 1.03955

1.01 1.06057 1.06091

1.03 1.08166 1.08227 Tabla 4. 40

-2.10

-1.65

-1.20

-0.75

-0.30

0.15

0.60

1.05

1.50

1.95

2.40

2.85

3.30

3.75

4.20

4.65

0% 20% 40% 60% 80% 100%Humedad relativa

Efecto de la humedad relativa sobre la temperatura de escape a diferentes temperaturas

-8ºC

11ºC

25ºC

37.1ºC

53ºC


74

Figura 4.42

A continuación, vemos cómo afecta la presión ambiente a la potencia, vemos que esta dependencia no está condicionada por la temperatura y que a mayor presión a la entrada menos será el trabajo de compresión y por tanto la potencia que entrega la turbina aumentara. En este último modelo un aumento sobre la presión ambiente de un 4% supone un aumento de potencia del 6%. Para los otros dos modelos la tendencia y variación para el mismo aumento de presión atmosférica es del 4% en potencia sin observarse grande diferencias para las temperaturas consideradas.


Heat rate 25 ºC 37 ºC

Pre

sió

n a

mb

ien

te

(bar

)

0.91 1.00009 1.00033

0.93 1.00005 1.00016

0.95 1.00002 1.00002

0.97 1.00000 0.99989

0.99 1.00000 0.99979

1.01 1.00002 0.99969

1.03 1.00007 0.99961 Tabla 4. 41

0.946

0.968

0.990

1.012

1.034

1.056

1.078

1.100

0.90 0.95 1.00 1.05

Presion atmosferica (bar)

Efecto de la presión atmosferica sobre la potencia

25ºC

37ºC


75

Figura 4.43

En las gráficas anteriores el heat rate si es dependiente de la temperatura ambiente la variación, solo en las curvas de la 05 se observa este comportamiento para un mayor rango de temperatura ambiente, la tendencia que se concluye es que a mayores temperaturas ambiente la curva de variación del heat rate con la presión tiene mayor pendiente y por este motivo el cambio que experimenta la heat rate es mayor. Para la 8000H solo tenemos la curva para la temperatura de garantía de 35.9ºC y para la gráfica superior solo tenemos la variación para dos temperaturas diferentes y siguiendo la tendencia mostrada en la primera. De todos modos la variación en heat rate no es importante siempre que trabajemos a temperaturas relativamente bajas.


Flujo de escape 25 ºC 37 ºC

Pre

sió

n a

mb

ien

te

(bar

)

0.91 0.95289 0.95297

0.93 0.97473 0.97494

0.95 0.99670 0.99673

0.97 1.01877 1.01854

0.99 1.04092 1.04038

1.01 1.06256 1.06198

1.03 1.08371 1.08335 Tabla 4. 42

0.9995

0.9996

0.9997

0.9998

0.9999

1

1.0001

1.0002

1.0003

1.0004

0.90 0.93 0.95 0.98 1.00 1.03 1.05

Presión atmosferica (bar)

Efecto de la presión ambiente sobre el heat rate

25ºC

37.1ºC


76

Figura 4.44

En cuanto al flujo de escape, este parece independiente de la temperatura como ocurría en potencia, en la gráfica superior observamos también como un aumento de la presión atmosférica traerá consigo un aumento del flujo de escape y por consiguiente una disminución de la temperatura como se ve en la gráfica siguiente que comentaremos más tarde. El flujo de escape para la gráfica anterior la proporción el flujo es similar a la de que teníamos para la potencia, en comparación con el resto de turbinas la pendiente de la curva es similar por lo que la caída de flujo para presiones menores es similar.


Temperatura de escape 25 ºC 37 ºC

Pre

sió

n a

mb

ien

te

(bar

)

0.91 -0.02796 -0.00353

0.93 -0.01766 -0.00211

0.95 -0.00230 -0.00028

0.97 0.01570 0.00256

0.99 0.03634 0.00640

1.01 0.05942 0.01463

1.03 0.08494 0.02725 Tabla 4. 43

0.940

0.962

0.984

1.006

1.028

1.050

1.072

1.094

0.8750 0.9100 0.9450 0.9800 1.0150 1.0500

Presión atmosferica (bar)

Efecto de la presión atmosferica sobre el flujo de escape

25ºC

37.1ºC


77

Figura 4.45

Por último, para finalizar con el análisis de presiones detallaremos brevemente la temperatura de escape cuya influencia viene regida por la temperatura ambiente de este modo vemos como un aumento de la presión atmosférica es más influyente cuanto menor es la temperatura ambiente, pero destacar que en cualquier caso las fluctuaciones de temperaturas serán mínimas no llegando ni a medio grado de variación, este efecto no tendrá grandes repercusiones en la planta. Para el modelo GE 7FA.05, poseemos más curvas de temperaturas y así podemos confirmar la tendencia esperada y comentada anteriormente de modo que menores temperaturas ambiente dan lugar a cambios de temperatura de los gases mayores.

-0.04

-0.02

0

0.02

0.04

0.06

0.08

0.1

0.875 0.910 0.945 0.980 1.015 1.050


Efecto de la presión atmosferica sobre la temperatura de escape

25ºC

37.1ºC


78

4.4.3.4 Efecto del poder calorífico inferior.

Ratio H/C

Potencia 3.92 3.79 P

od

er c

alo

rífic

o (k

J/kg

) 45000 1.00370 1.00272

46000 1.00244 1.00178

47000 1.00121 1.00074

48000 1.00028 0.99973

49000 0.99942 0.99878

50000 0.99855 0.99785

51000 0.99764 0.99694 Tabla 4. 44

Figura 4.46

En la tabla y graficas anteriores observamos en el eje y el factor de corrección que nos permite pasar el valor de nuestro parámetro a las condiciones de referencia, en el eje y tenemos el poder calorífico inferior del combustible, todo lo anterior para distintos ratios de H/C como ya vimos para las representación es de las curvas anteriores, la potencia disminuye para mayores valores del poder calorífico para este modelo en concreto para un salto de 4000kJ/kg de poder calorífico la potencia disminuye unos 525 kW que no tendrá demasiada influencia en el ciclo.

0.992

0.994

0.996

0.998

1

1.002

1.004

1.006

45000 46000 47000 48000 49000 50000 51000

Poder calorifico inferior (kJ/kg)


3.92

3.79

Ratio H/C


79

Para el modelo 05, la penalización en la presión es mucho mayor de casi un 5% en potencia neta, perdiéndose 9MW de potencia aportada por la turbina.

Ratio H/C

Heat rate

3.92 3.79

Po

der

cal

orí

fico

(kJ/

kg)

45000 0.99843 0.99874

46000 0.99896 0.99920

47000 0.99955 0.99967

48000 0.99996 1.00012

49000 1.00033 1.00055

50000 1.00070 1.00097

51000 1.00114 1.00138 Tabla 4. 45

Figura 4.47

En cuanto a heat rate, en la gráfica anterior vemos como este aumenta cuando el combustible empleado tiene mayor poder calorífico que la referencia y cuanto mayor sea su ratio H/C, vemos como el comportamiento ante este efecto sigue una tendencia lineal ascendente a medida que aumentamos el poder calorífico inferior. Si comparamos con los dos modelos de turbinas de gas que son también objeto de estudio vemos como por ejemplo para 47000kJ/kg de combustible para las dos primeras opciones se produce una mejora pero para el modelo 04 el heat rate disminuirá ya que el poder calorífico de referencia es mayor que el referido y por tanto se producirá una disminución del consumo especifico aunque esta disminución será en menor proporción a la desviación que se presentan para los dos modelos anteriores, es la 05 la mejora más el consumo especifico.

0.996

0.998

1

1.002

1.004

1.006

45000 46000 47000 48000 49000 50000 51000


Efecto del poder calorifico sobre el heat rate

3.92

3.79

Ratio H/C


80

Ratio H/C

Flujo de escape

3.92 3.79

Po

der

cal

orí

fico

(kJ/

kg)

45000 1.00142 1.00145

46000 1.00088 1.00088

47000 1.00037 1.00036

48000 0.99988 0.99986

49000 0.99941 0.99940

50000 0.99893 0.99893

51000 0.99849 0.99845 Tabla 4. 50

Figura 4.48

En la gráfica anterior vemos el comportamiento del flujo de escape para el modelo GE7FA.04, en este caso vemos como las líneas de diferente ratio H/C están muy próximas por lo que la influencia de este parámetro será menor por ejemplo la variación de flujo para 47000kJ/kg es en diferencia absoluta de un 0.23%. Esta misma tendencia se muestra para las dos opciones de turbinas anteriores podemos decir entonces que el ratio H/C tiene influencia nula sobre la corrección pudiéndose limitar la corrección únicamente a la variación en el poder calorífico que sigue la misma tendencia para las tres posibilidades estudiadas.

En resumen podemos decir que son un conjunto de parámetros los que influyen en el comportamiento final de nuestra turbina, algunos de estos efectos pueden ser menores pero es la

0.992

0.994

0.996

0.998

1

1.002

1.004

1.006

45000 46000 47000 48000 49000 50000 51000



3.92

3.79

Ratio H/C


81

consideración de todos y cada uno de ellos los que nos da un conocimiento final de la influencia sobre nuestro ciclo y por esto motivo no dejan de ser menos importantes.


82

5 Selección turbina de gas Análisis termodinámico de una planta de ciclo combinado

83

5 SELECCIÓN TURBINA DE GAS

5.1 INTRODUCCION

Tras a ver analizado y comparado las respectivas curvas de corrección de los tres modelos de turbinas en este capítulo nos centraremos en el análisis de los parámetros del ciclo obtenidos previa integración y modelado de las turbinas de gas. Realizaremos un estudio de cómo afecta a los parámetros principales del ciclo el empleo de distintas turbinas de gas, en concreto simularemos el ciclo anteriormente descrito con cuatro turbinas distintas cuyas características detallaremos en el siguiente apartado.

Nos centraremos en justificar e intentar entender el comportamiento del ciclo completo para cada una de las posibles soluciones, y realizando finalmente la selección de turbina más adecuada en función de las necesidades de nuestra planta.

El porqué de este análisis es poder valorar diversas opciones con el fin de optimizar el modelo de proceso de planta que está estudiando, en muchas ocasiones y sobre todo por falta de tiempo estos análisis no pueden llevarse a cabo de forma exhaustiva, por lo que se consideró que un análisis de este tipo podría arrojar algo de luz sobre la influencia de las distintas y principales tecnologías de turbina sobre una planta en concreto.

5.2 CONSIDERACIONES DE DISEÑO.

Nos centraremos en el estudio del comportamiento de los siguientes cuatro modelos de turbinas de gas de las que conocemos perfectamente su comportamiento, ya que conocemos sus curvas de corrección:

-Turbina de gas 1 (TG1): Modelo GE 7FA.05

-Turbina de gas 2 (TG2): Modelo Siemens 8000H (SGT6-8000H)

-Turbina de gas 3 (TG3): Modelo GE7FA.04

-Turbina de gas 4 (TG4): tomada de la librería de la herramienta informática empleada, modelo GEM9001E.

Para conocer el comportamiento del último modelo de turbina considerado, no tendremos que meterle nosotros las curvas de corrección sino que el propio programa tiene implementadas las curvas.

Para poder obtener los parámetros del ciclo para las tres primeras opciones debemos conocer e implementar en el software las curvas de corrección de cada turbina, estas como ya hemos dicho nos caracterizaran el comportamiento de la turbina objeto de estudio. Al igual que en el capítulo anterior no se ha considerado exportación de vapor a la refinería para este análisis.


84

También se ha considerado y mantenido el mismo diseño para el generador y turbina de vapor, ya que así fijando la configuración de ambos equipos podemos ver cómo se comportan las distintas turbinas de gas frente a estos. La turbina de vapor se ha caracterizado por las curvas de comportamiento obtenidas en el capítulo 2 que simulan su comportamiento, por otro lado, la caldera mantiene los parámetros de diseño empleados y descritos en su correspondiente capitulo.

Recordemos que nuestra planta tiene la configuración 2x2x1, los valores de potencia bruta de la turbina de gas consideran la potencia dada por las dos turbinas.

Las tres turbinas emplean el mismo combustible de entrada, gas natural con valores típicos de composición, mencionar que generalmente el fabricante de turbinas de gas suele dar una temperatura de suministro de combustible, para alcanzar dicha temperatura se suele emplear agua de sangrado del evaporador de media presión produciéndose la transferencia de calor en un intercambiador a la entrada del combustible a la cámara de combustión, esta temperatura de consigna se detalla en las curvas de corrección de cada una de ellas.

Unidades Gas natural

Metano % mol 84.777%

Etano % mol 6.338%

Propano % mol 0.248%

Nitrógeno % mol 8.637%

PCI kJ/kg 43034.16

PCS kJ/kg 47701.28

ratio H/C - 3.861 Tabla 5. 1

5.3 RESULTADOS

A continuación mostraremos la variación de los distintos parámetros sobre los equipos y sobre el ciclo completo, pero antes de esto es importante dejar claro la definición que tomaremos de cada uno de los parámetros considerados: De este modo la eficiencia del ciclo vendrá definida como el cociente de la potencia neta entre el consumo de combustible y por otro lado el heat rate neto que será su inversa y nos dará una idea del consumo de combustible necesario por unidad de energía.

Eficienciaciclo = PotencianetadelcicloConsumototaldecombustible

Heatratenetodelciclo = <�=-��>��?-=��?>�@��>��>� ∗ 3600


85

5.3.1 Análisis potencia turbina de vapor

Potencia neta TV (%) TG1 TG2 TG3 TG4

100% carga TG

Tem

per

atu

ra

amb

ien

te

11.5 ºC 212.12 244.43 170.07 113.27

15.7 ºC 211.74 242.47 170.76 113.28

26.5 ºC 205.96 236.78 168.06 113.40

38.4 ºC 202.04 222.48 159.36 108.24 Tabla 5. 2

Figura 5. 1

A medida que las condiciones ambientes se extreman, la potencia que aporta la turbina de vapor cae este es debido a la disminución del flujo de vapor que circula por este, la caldera produce menos vapor que posteriormente será enviado a la turbina por lo que esta potencia disminuye. Al comparar las tres turbinas de gas vemos que es la turbina de Siemens la que alcanza mayores potencias, la temperatura de los gases para la TG2 no es la mayor de todas, pero el flujo si es mayor por lo que habrá mayor cantidad de gases para intercambiar calor. El flujo de vapor obtenido dependerá de nuestro diseño de caldera en concreto es el evaporador de alta presión el que nos dará el flujo de vapor que tras sobrecalentarse se enviara a la turbina.

Vemos como la TG2 alcanza un 8% más de potencia por turbina respecto a la TG1 y hasta un 17% respecto a la TG3.Por lo que desde el punto de vista de la generación de energía eléctrica de la turbina de vapor parece razonable elegir la opción de Siemens, a falta de analizar el resto de parámetros del ciclo.

100

120

140

160

180

200

220

240

260

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45

Po

tenc

ia n

eta

TV

(M

W)


al 100% de carga TG

TG1

TG2

TG3

TG4


86

TG1 TG2 TG3 TG4

TG 100% de carga- condiciones de verano

Temperatura salida TG (ºC) 615.8 629.1 654.2 552.0

Flujo salida TG (kg/s) 503.25 588.10 393.70 385.48

Flujo vapor alta presión (kg/s) 110.36 61.68 62.98 50.37

Temperatura vapor alta presión (ºC) 582.0 580.0 529.0 475.6 Tabla 5. 3

5.3.2 Análisis potencia turbina de gas

La potencia de auxiliares para cada turbina viene detallada en las curvas de comportamiento de cada una de ellas expuestas anteriormente, pata la TG4 empleada de la librería el programa toma por defecto nulas las pérdidas de auxiliares. Recordemos el valor de pérdidas en auxiliares para cada modelo de turbina de gas:

TG1: 704.5 kW

TG2: 480 kW

TG3: 593 kW

TG4: perdidas de auxiliares implícitas en las curvas.

Veamos ahora la potencia que obtenemos de la turbina de gas como nos mostraron las curvas de comportamiento, un aumento de la temperatura ambiente perjudica seriamente la potencia que entrega la turbina de gas. Y a sabemos que para evitar este efecto se pueden implementar en la turbina diversos sistemas de enfriamiento y refrigeración del aire de entrada, de las tres turbinas de gas, la TG3 activa el enfriador evaporativo cuando la temperatura ambiente supera los 15ºC, en nuestro rango de estudio en enfriador evaporativo estaría apagado únicamente en condiciones mínimas de invierno y encendido para el resto de casos.

A la vista de los resultados, parece que sigue siendo la TG2 la opción más favorable ya que es la que entrega mayor potencia eléctrica, Esta potencia entregada depende exclusivamente del diseño de cada turbina de gas y de los parámetros bajo los que debe funcionar, fijando estos parámetros que son condiciones ambiente (temperatura, humedad relativa y presión), el combustible y la carga de la turbina el comportamiento de las turbinas queda definido por las corrección aplicadas sobre las desviaciones de los parámetros de referencia. Se deduce de la simulación que también para este caso la segunda opción es la mejor dando la turbina de gas hasta un 9.6% y 17.6% más de potencia respecto a la TG1 y TG2 respectivamente.

Potencia bruta TG (MW) TG1

TG2

TG3

TG4

100% carga TG

Tem

pera

tura

am

bien

te 11.5 ºC 463.87 487.38 369.87 241.59

15.7 ºC 456.15 479.27 369.66 235.95

26.5 ºC 431.44 453.31 351.96 222.56

38.4 ºC 399.28 419.52 320.21 207.04


87

Tabla 5. 4

Figura 5. 2

5.3.3 Análisis potencia neta del ciclo

Representamos ahora la potencia neta que alcanza el ciclo para las opciones de turbina y su evolución con la temperatura ambiente:

Tabla 5. 5

Figura 5. 3

95

135

175

215

255

295

335

375

415

455

495

535

575

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45

Po

tenc

ia b

ruta

GT

(M

W)


100% de carga TG

TG1

TG2

TG3

TG4

Potencia neta del ciclo (MW)

100% carga TG

11.5 ºC 675.990 731.808 539.939 354.854

15.7 ºC 667.889 721.735 540.418 349.233

26.5 ºC 637.402 690.083 520.028 335.964

38.4 ºC 601.325 642.004 479.576 315.271

TG4TG2 TG3TG1

Te

mp

era

tura

a

mb

ien

te

250

300

350

400

450

500

550

600

650

700

750

800

850

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45

Po

tenc

ia n

eta

del

cic

lo (

MW

)


100% de carga TG

TG1

TG2

TG3

TG4


88

La potencia neta del ciclo no será más que la suma de las potencias netas entregadas por el ciclo de vapor y las dos turbinas de gas, considerando los autoconsumos de la planta. Los autoconsumos de una planta son aspecto importante a tener en cuenta en toda planta de producción de energía eléctrica sobre este tema hablaremos en más detalle en siguientes apartados. El resultado como se esperada es más favorable para la GT2, obteniéndose un 9% y un 17% más de potencia respecto a las otras dos por turbina

5.3.4 Análisis eficiencia del ciclo

La eficiencia es junto a la potencia del ciclo uno de los parámetros del ciclo y nos da una idea de la relación potencia- consumo potencia térmica de nuestro ciclo es nuestro ciclo en términos de conversión de la energía introducida (potencia del combustible) frente a potencia que se genera (potencia eléctrica).

Eficiencia del ciclo (%) TG1 TG2 TG3 TG4

100% carga TG

Tem

pera

tura

am

bien

te

11.5 ºC 57.43 59.68 50.90 51.52

15.7 ºC 56.71 59.26 50.94 51.57

26.5 ºC 53.59 56.44 49.01 51.70

38.4 ºC 49.24 52.41 45.20 51.15 Tabla 5. 6

Figura 5. 4

43

45

47

49

51

53

55

57

59

61

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45

Efic

ienc

ia d

el c

iclo

(%

)


100% de carga TG

TG1

TG2

TG3

TG4


89

A la vista de la simulación vemos como nuestro ciclo empleando la TG2 puede llegar a ser mucho más eficiente, entre un 18% y 35% si comparamos con TG2 Y TG3 respectivamente. También observamos cómo es la TG3 es la que experimenta menores cambios en eficiencia frente a la temperatura ambiente.

5.4 CONCLUSIONES

A la vista de los resultados parece que para la mejor opción es la turbina de gas de Siemens, esta nos proporciona mayor rendimiento y potencia pero también hay que tener en cuenta que el consumo de auxiliares para esta turbina, aunque estos autoconsumos no influirán en nuestra planta puesto que ya se tuvieron en cuenta para el modelado de la turbina de gas. Sin embargo la selección de turbina en cada proyecto debe ser atendida en función de cual sea nuestro objetivo prioritario, consistirá en alcanzar una solución de compromiso.

Por esta razón elegiremos como modelo la opción de GE 7FA.05 frente a la de Siemens aunque consigue mejores resultados, el sistema de refrigeración de vapor frente a aire y diseño hace que resulte más interesante la opción de GE, principalmente por el método de refrigeración de los alabes de la turbina GE para el modelo 05 emplea vapor y siemens opta en la mayoría de sus diseños por una refrigeración mediante aire, también otro aspecto concerniente a la cámara de combustión, GE considera un diseño para la cámara de combustión de tubo anular frente a al diseño anular de Siemens, consiguiendo esta ultima una distribución de temperaturas y una mezcla de combustible/aire menos uniforme. Además el modelo elegido posee entre otros, un sistema conocido como Dry Low NOx System (DEL) que reduce las emisiones NOx debido a que el proceso se ejecuta con menos combustible y aire, bajando la temperatura y consiguiendo una combustión más limpia.

Hemos hecho el análisis considerando funcionamiento a plena carga.

En este análisis nos estamos limitando a la selección de la turbina de gas basándonos únicamente en aspectos técnicos pero mencionar que en realidad entrarían en juego muchos otros, como el aspecto económico y las relaciones comerciales con el fabricante.


90

6 Análisis del combustible Análisis termodinámico de una planta de ciclo combinado

91

6 ANÁLISIS DEL EMPLEO DE DISTINTOS COMBUSTIBLES

6.1 INTRODUCCIÓN

En una planta de ciclo combinado el coste mayor viene dado por la necesidad de la compra del combustible, este coste supera en la mayoría de los casos tanto a la inversión inicial como a los costes de operación y mantenimiento. Por esta razón parece interesante hacer un pequeño paréntesis y analizar cómo afecta al modelo de planta diseñado y descrito en los capítulos anteriores el empleo de nuevos combustibles.

En las últimas décadas se ha ido desarrollando la tecnología de los combustibles con el fin de conocer nuevas alternativas a las ya existentes que mejoren las prestaciones de las plantas de generación de energía cuidando siempre del medio ambiente.

La gasificación del carbón y de otros combustibles sólidos y líquidos ha sido desarrollada como una alternativa ideal para la generación eficiente y limpia de electricidad en sistemas de generación. La disminución y control de emisiones contaminantes es una de las actividades más importantes que se pretenden ejecutar a nivel mundial y en cada una de las ramas industriales. Por otro lado, el carbon es uno de los combustibles fosiles mas abundantes y por su precio relativamente bajo y estable seria muy conveniente como fuente primaria de energia, mas el uso de este combustible para la generacion de energia electrica implica eficiencias relativamente bajas ( de un 34 a 37%) y la necesidad de instalar grandes y costosos equipos para el control de contaminantes. Este ultimo hecho es uno de los motivos por los que el estudio del proceso de gasificacion del carbon se ha desarrollado en los ultimos años, esto tambien ha hecho que aumente la instalacion de plantas con gasificacion integrada (IGCC).

Desarrollaremos el analisis para tres combustibles distintos, dos gases naturales de distinta composicion y un gas de sintesis. El llamado gas de sintesis o syngas es utilizable energéticamente con las mismas características del gas natural, lo cual supone la emisión de CO2 a la atmósfera. La mayor diferencia con el gas natural consiste en que, como combustible, el gas de sintesis es neutro en la emisión de CO2, ya que en la combustión de la materia orgánica sólo se libera el CO2 consumido durante su crecimiento. Es decir, al menos en teoría, en el balance entre absorción y emisión de CO2, la suma es cero.

6.2 CONSIDERACIONES DE DISEÑO

Para poder llevar a cabo este análisis, tendremos que optar por emplear la turbina de gas de la librería, la nombrada como TG4 en el capítulo anterior. El porqué de esta elección no es más que la ausencia de información de las curvas de corrección de los modelos comerciales de turbinas de gas considerando como combustible distintos gases de síntesis. Las curvas de corrección que poseemos y que hemos empleado en el estudio de selección de las distintas turbinas de gas solo nos caracterizan su comportamiento en el caso de que el combustible sea gas natural. En lo que respecta al ciclo, no se variara nada más. Tanto la caldera como la turbina de vapor siguen el mismo criterio de diseño establecido anteriormente. Con esto se pretende


92

conocer únicamente como varían los parámetros principales del ciclo. Mencionar que para este análisis se considerara exportación de vapor a proceso nula.

Simularemos nuestro ciclo para seis combustibles diferentes; un gas natural de composición típica y cinco gases de síntesis. En cuanto al gas de síntesis este se obtiene mediante el proceso de gasificación que consiste en una oxidación parcial de un combustible sólido, en concreto el gas que emplearemos se obtiene de la gasificación de la antracita, el gas conseguido contiene principalmente monóxido de carbono e hidrogeno.

Las composiciones de los combustibles que usaremos se detallan a continuación:

Unidades Gas natural típico

Metano % mol 84.777%

Etano % mol 6.338%

Propano % mol 0.248%

Nitrógeno % mol 8.637%

H2S ppm 1.12

PCI kJ/kg 43034.16

PCS kJ/kg 47701.28

ratio H/C - 3.861

Tabla 6. 1

Gas de síntesis 1

Gas de síntesis 2

Gas de síntesis 3

Gas de síntesis 4

CH4 % 1.00% 0.37% 0.00% 7.10% N2 % 6.55% 0.00% 12.47% 0.00% H2 % 35.79% 49.66% 22.09% 39.40% CO % 34.84% 48.68% 60.52% 33.42% CO2 % 21.82% 1.29% 3.88% 19.59% Ar % 0.00% 0.00% 1.04% 0.00% O2 % 0.00% 0.00% 0.00% 0.49%

H2O % 0.00% 0.00% 0.00% 0.00% Poder

calorífico kJ/kg (25ºC)

8756 17102 9771 12306

Origen del gas de síntesis

Antracita (seco)

Carbón mejorado con gas natural

Carbón en lecho fluido con aporte de vapor y

aire

Carbón coque

Tabla 6. 2


93

6.3 RESULTADOS

6.3.1 Efecto sobre el generador de vapor.

Veremos ahora el efecto que tiene el cambio de combustible sobre la caldera de recuperación, analizaremos las condiciones principales de vapor que salen de la caldera y que se enviaran al ciclo de cola, teniendo en consecuencia también un efecto sobre este.

En las siguientes tablas se caracterizan las condiciones de vapor para el circuito de vapor de alta y recalentado, que son las corrientes principales de salida de la caldera. Para la comparativa consideraremos como temperatura ambiente la correspondiente a condiciones de diseño de verano. Además los flujos que representaremos estarán definidos para una única caldera de recuperación.

Gas

natural Gas de

síntesis 1 Gas de

síntesis 2 Gas de

síntesis 3 Gas de

síntesis 4

Vapor vivo

Flujo (kg/s) 27.36 29.88 28.03 28.11 28.98

Temperatura(ºC) 486.82 489.67 487.42 486.07 489.18

Presión (bar) 168.27 182.76 172.12 172.28 177.72

Recalentado caliente

Flujo (kg/s) 47.31 51.61 48.50 48.76 50.05

Temperatura(ºC) 498.19 501.56 498.86 497.05 501.06

Presión (bar) 30.68 33.51 31.46 31.58 32.50 Tabla 6. 3

De la tabla anterior concluimos que al ser el flujo de escape mayor en el empleo de gases de síntesis, la producción de vapor alcanzada también era mayor, por ejemplo comparando el gas natural con el gas de síntesis 1 se llega a lograr sobre un 10% más de vapor principal y algo más de un 9% en flujo de recalentado.

Todos estos cambios en el comportamiento de la planta tendrán efecto directo sobre el diseño de los distintos equipos, en este caso sobre el generador de vapor, la configuración de este debe estar preparada para poder albergar el sobreflujo a las nuevas condiciones del vapor, además al aumentar también las características del escape, las distintas áreas de intercambios de los diferentes módulos que componen a la caldera deberán ser rediseñados para poder llevar a cabo la transferencia de calor necesaria.


94

6.3.2 Efecto sobre la turbina de vapor.

Ahora analizaremos como afectan los distintos combustibles al ciclo de vapor, se presentan en la siguiente tabla el resultado de las simulaciones sobre los parámetros más importantes de la turbina de vapor:

38.4ºC Gas

natural Gas de

síntesis 1 Gas de

síntesis 2 Gas de

síntesis 3 Gas de

síntesis 4

Flujo de entrada turbina de vapor (kg/s)

52.75 57.59 54.04 54.18 55.86

Presión de entrada turbina de vapor (bar)

160.01 173.79 163.66 163.82 168.99

Temperatura de entrada turbina de vapor (ºC)

482.42 485.04 482.95 481.58 484.63

Flujo salida turbina de vapor (kg/s)

109.70 119.71 112.49 113.19 116.04

Potencia neta turbina de vapor (MW)

116.439 129.499 120.013 120.440 126.108

Tabla 6. 4

Por un lado vemos como se produce un aumento del vapor producido esto tiene como repercusión directa el aumento de la potencia que la turbina es capaz de dar, ya que dispone de mayor flujo de vapor a turbinar. Si conectamos con lo analizado para la turbina de gas, el uso de esta nueva tecnología de gases permite que el ciclo aporte mayor potencia, tanto por el lado del ciclo de cola como por la parte turbina de gas.

6.3.3. Efecto sobre la turbina de gas.

En este apartado nos centraremos en como la modificación del combustible tiene diferentes consecuencias en la potencia y comportamiento de las corrientes principales de la turbina de gas. Recordemos que el modelo de turbina de gas empleado era el GE M9001 (E). Las condiciones consideradas son para las temperaturas ambientes consideradas tendremos en cada caso un flujo de aire distinto, cuanta más alta sea la temperatura del aire de entrada al compresor menor flujo de aire se comprimirá, a continuación se muestra una tabla con las condiciones de aire de entrada:


95

Temperatura ambiente (ºC) Humedad relativa (%) Flujo de aire (kg/s)

11.5 97% 409.8898

15.7 96% 404.5227

26.5 85% 391.4121

38.4 42% 378.018

41.5 37% 374.695 Tabla 6. 5

En cuanto a la cámara de combustión, al tomar una turbina procedente de la librería, se mantiene la eficiencia de la cámara de combustión y la temperatura de salida de los gases de la cámara de combustión, considerando una eficiencia del 98% en la combustión y un temperatura de 1212.26ºC de entrada de gases a la turbina antes de ser expandidos.

Potencia turbina

de gas (MW) Gas

natural Gas de síntesis

1 Gas de síntesis

2 Gas de síntesis

3 Gas de síntesis

4

Tem

per

atu

ra

amb

ien

te (

ºC)

11.5 215.638 239.152 222.214 224.714 229.721

15.7 210.604 233.611 217.037 219.476 224.382

26.5 198.615 220.424 204.710 207.009 211.672

38.4 184.730 205.096 190.415 192.544 196.922 Tabla 6. 6

En la tabla 6.5, se muestra la variación de potencia para los distintos gases y temperaturas, concluimos que es el gas natural típico empleado el que alcanza menores potencias para la turbina de gas por lo que a priori nuestro ciclo alcanzaría mayor potencia con el empleo de cualquiera de los gases de síntesis considerados. Si tomamos como caso base el ciclo empleando gas natural vemos como por ejemplo si nos decantamos por el uno del gas de síntesis designado como GS1 podemos llegar a alcanzar casi un 11% de potencia más que si optamos por el uso del gas natural como combustible principal.


96

Figura 6. 1

Si centramos ahora el análisis considerando una única temperatura ambiente, por ejemplo para las condiciones de diseño de verano 38.4ºC, vemos como varia el flujo de combustible introducido en la cámara de combustión este variara en función de del poder calorífico, el combustible introducido será el necesario para conseguir la eficiencia de combustión y temperatura de gases necesarias.

38.4ºC Gas

natural Gas de síntesis

1 Gas de síntesis

2 Gas de síntesis

3 Gas de síntesis

4

Flujo de combustible (kg/s)

7.943 43.818 20.660 36.518 29.872

Tabla 6. 7

Observamos como para el gas de síntesis 5 el flujo a introducir es mucho mayor que en el resto de casos, este gas en particular posee un poder calorífico muy bajo. También observamos que a menor temperatura ambiente el flujo de combustible a introducir será mayor.

38.4ºC Gas

natural Gas de

síntesis 1 Gas de

síntesis 2 Gas de

síntesis 3 Gas de

síntesis 4

Flujo de escape (kg/s) 385.96 421.84 398.68 414.54 407.89

Temperatura de escape (ºC)

562.70 566.24 563.36 561.14 565.83

Temperatura a la salida de la chimenea

(ºC) 102.83 102.47 102.73 102.87 102.47

Tabla 6. 8

180

190

200

210

220

230

240

250

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45

Po

tenc

ia tu

rbin

a d

e ga

s (M

W)


GN

GS1

GS2

GS3

GS4


97

De los datos mostrados en la Tabla 6.7, concluimos que una mayor temperatura de gases en el escape en principio será más beneficioso para nuestro ciclo de vapor, más adelante cuando veamos estudiemos la influencia en la turbina de vapor valoraremos que repercusiones tiene esto.

Por último, para la turbina de gas, es de gran importancia ver cómo evoluciona la temperatura de gases y la diferencia en cuento a composición de los gases de escape, en concreto del CO2, elemento que esta está más limitada en cuanto a restricciones medio ambientales se refiere.

%CO2 Gas natural Gas de síntesis 1 Gas de síntesis 2 Gas de síntesis 3 Gas de síntesis 4

11.5 3.300 8.176 5.093 7.728 6.553

15.7 3.286 8.142 5.071 7.695 6.525

26.5 3.251 8.058 5.018 7.613 6.457

38.4 3.199 7.935 4.939 7.493 6.357 Tabla 6. 9

Figura 6. 2

En cuanto al porcentaje de dióxido de carbono, este dependerá principalmente de la composición del combustible correspondiente, el gas natural presenta la ventaja de poseer une menor composición de CO2, resultado que es lógico ya que los gases de síntesis al proceder de un tratamiento previo de gasificación contendrán debido a este proceso un mayor porcentaje en la composición final.

6.3.1 Efecto sobre el ciclo

2.95

3.61

4.26

4.92

5.57

6.23

6.88

7.54

8.19

8.85

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45

%CO2


GN

GS1

GS2

GS3

GS4


98

En este apartado nos centraremos en el análisis de los resultados obtenidos de las simulaciones realizadas usando la turbina de gas mencionada anteriormente, este modelo trae implementadas las curvas de corrección por lo que demandara más o menos flujo de combustible en función de las características del combustible. La potencia ante las distintas condiciones ambientales que pueden darse en la región donde se instalara nuestra planta, por eso en la tabla anterior se muestra la potencia neta del ciclo para distintas temperaturas y para los diferentes combustibles considerados

Potencia neta

del ciclo (MW)

Gas natural

Gas de síntesis 1

Gas de síntesis 2

Gas de síntesis 3

Gas de síntesis 4

Tem

per

atu

ra

amb

ien

te (

ºC) 11.5 553.776 615.143 570.883 576.336 592.542

15.7 543.646 603.873 560.440 565.782 581.728

26.5 519.660 577.200 535.701 540.718 556.025

38.4 485.899 539.691 500.842 505.528 519.953

Tabla 6. 10

Figura 6. 3

Concluimos de los resultados obtenidos, vemos como son los gases de síntesis los que consiguen mejores valores de potencia, si cogemos como combustible base para comparar el gas natural vemos que por ejemplo para el GS1 se alcanza un 11% más de potencia neta para el ciclo, parece que en cualquier caso el empleo de gases de síntesis consigue mejor comportamiento del ciclo alcanzando mejores potencias, analizaremos y discutiremos esto más adelante teniendo en cuenta también el resto de parámetros principales del ciclo.

490.00

505.55

521.10

536.65

552.20

567.75

583.30

598.85

614.40

629.95

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45

Po

tenc

ia n

eta

del

cic

lo (

MW

)


GN

GS1

GS2

GS3

GS4


99

Heat rate neto del

ciclo (kJ/kWh) Gas

natural Gas de

síntesis 1 Gas de

síntesis 2 Gas de

síntesis 3 Gas de

síntesis 4

Tem

pera

tura

am

bien

te (

ºC) 11.5 6760.3 6514.0 6679.5 6664.3 6574.5

15.7 6785.3 6539.0 6704.5 6689.3 6599.5

26.5 6845.3 6599.0 6764.5 6749.3 6659.5

38.4 6921.4 6677.7 6845.6 6830.0 6737.7 Tabla 6. 11

En la tabla 6.4 se muestra los datos de consumo específico neto del ciclo obtenidos para las mismas consideraciones que en potencia,

Figura 6. 4

En las representaciones anteriores vemos cómo evoluciona el heat rate en función de las temperaturas para los combustibles estudiados, el heat rate nos da una idea de la potencia del combustible consumida por unidad de energía producida. Concluimos que para el empleo de gases de síntesis el heat rate disminuye, si partimos de la referencia anterior el consumo especifico disminuye sobre un 3% respecto al gas natural.

Eficiencia del

ciclo (%) Gas

natural Gas de

síntesis 1 Gas de

síntesis 2 Gas de

síntesis 3 Gas de

síntesis 4

Tem

pera

tura

am

bien

te (

ºC)

11.5 53.316 55.361 54.013 54.131 54.848

15.7 53.112 55.134 53.790 53.908 54.627

26.5 52.589 54.552 53.217 53.337 54.056

38.4 52.011 53.909 52.586 52.707 53.429 Tabla 6. 12

6500

6556

6611

6667

6722

6778

6833

6889

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45

Hea

t rat

e ne

to d

el c

iclo

(kJ

/kW

h)


GN

GS1

GS2

GS3

GS4


100

Figura 6. 5

La curva de eficiencia del ciclo presenta esta forma debido a dos efectos contrapuestos que están causados debido a la eficiencia de la turbina de vapor y caldera, analicemos por ejemplo el situación en la que se emplea gas natural , para distintas temperaturas ambiente la evolución de las eficiencias tanto del generador de vapor como la de la turbina de vapor siguen la siguiente tendencia: Vemos también como los gases de síntesis alcanzar mayor eficiencia, sin embargo hay un matiz importante que no se ha definido, el trabajo de compresión

Tabla 6. 13

51.7752.0252.2852.5352.7953.0453.3053.5553.8154.0654.3254.5754.8355.0855.3455.59

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45

Efic

ienc

ia d

el c

iclo

(%

)


GN

GS1

GS2

GS3

GS4

Eficiencia TV Eficiencia

caldera

11.5 68.94 89.86

15.7 68.86 89.82

26.5 68.75 89.64

38.4 70.00 87.39


101

Analizando la gráfica anterior vemos como la eficiencia de la caldera experimenta una caída a altas temperaturas, mientras que la turbina aumenta su eficiencia. El aumento de eficiencia de la turbina de vapor se debe a que se produce un aumento de la entalpia de salida de la turbina de vapor de uno 2391.12kJ/kg, el vapor obtenido tendrá un título de vapor de 0.923, por lo que para este caso el salto real entálpico es mayor por tanto la eficiencia es mayor

Si nos centramos ahora en analizar la eficiencia de la turbina de gas vemos como esta decrece al aumentar la temperatura ambiente siguiendo la tendencia reflejada por los valores anteriores y la curva adjunta:

Eficiencia TG (%)

Gas natural

Gas de síntesis 1

Gas de síntesis 2

Gas de síntesis 3

Gas de síntesis 4

Gas de síntesis 5

11.5 34.00 35.77 34.56 34.84 35.04 45.18 15.7 33.76 35.52 34.31 34.59 34.79 44.97 26.5 33.12 34.89 33.68 33.96 34.17 44.46 38.4 32.47 34.24 33.02 33.29 33.51 43.83

Tabla 6. 14

0.6

0.65

0.7

0.75

0.8

0.85

0.9

0.95

5 10 15 20 25 30 35 40 45


Eficiencia Turbinade vapor

Eficiencia caldera


102

Vemos como la curva de eficiencia de la turbina de gas tiene menor pendiente que la del cilo completo esto se debe a los efectos de las eficiencias del resto de equipos

6.4 CONCLUSIONES

Tras analizar en detalle el efecto de los diversos gases de síntesis sobre los equipos principales del ciclo, concluimos lo siguiente; por un lado el empleo de estos nuevos combustibles hagan que la turbina de gas aporte mayor potencia, esto es debido a que al ser combustible con menor poder calorífico, el flujo de combustible necesario es mayor, como consecuencia el flujo de gases a turbinas es mayor y por tanto la turbina de gas es capaz de producir más potencia. Otra consecuencia es que tanto temperatura como flujo de escape de la turbina de gas usando gases de síntesis como combustibles es mayor, esto tendrá consecuencias directas en las caldera y turbina de vapor ya que ese aumento del flujo de los gases hace que el generador de vapor aumente su capacidad de producir vapor enviando más cantidad de vapor al ciclo de cola.

En consecuencia, la turbina de vapor tendrá disponible mayor flujo de vapor a turbinar dando también más potencia. En contrapartida a tratarse de combustible con un poder calorífico menor al de un gas natural convencional se requiere un mayor flujo de combustible. Además estos gases al ser sometidos antes de su uso como combustibles a un tratamiento de gasificación, contiene un su composición una mayor proporción de dióxido de carbono, con las consecuencias directa que este tiene en su emisión al medio ambiente.

0.3

0.32

0.34

0.36

0.38

0.4

0.42

0.44

0.46

10 20 30 40

Efic

ienc

ia t

urb

ina

de

gas


GN

GS1

GS2

GS3

GS4

GS5

7 Integración en el ciclo Análisis termodinámico de una planta de ciclo combinado

103

7 INTEGRACIÓN EN EL CICLO

7.1. INTRODUCCIÓN .

En esta capitulo procederemos a la integración de los equipos principales modelado en el ciclo y al estudio del ciclo al completo en mayor profundidad atendiendo no solo a los equipos que lo componen sino también a aspectos tan importantes como son los autoconsumos de la planta y comportamiento de la misma.

7.2 CASOS CONSIDERADOS PARA EL ESTUDIO

En primer lugar vamos a determinar los distintos modos de operación que hemos considerado para nuestra planta, analizaremos cinco condiciones ambientes distintas para tres condiciones de carga 100%, 75% y 50% de la turbina de gas. El funcionamiento a carga parcial de la turbina de gas tendrá repercusiones directas en el generador de vapor y turbina de vapor y como consecuencia en el ciclo al completo. Al trabajar a cargas parciales la temperatura de los gases de escape aumentara y el flujo de gases disminuirá, veremos cómo afecta esto al resto de componentes de ciclo.

Clima Temperatura ambiente (ºC) Humedad relativa (%)

Mínima extrema 11.5 97.7

Diseño invierno 15.7 95.9

Media anual 26.5 84.9

Diseño Verano 38.4 41.7

Máxima extrema 41.5 36.9

Tabla 7.1

Hemos considerado como condiciones de diseño el clima diseño de verano, este caso nos ha servido como cado de diseño (garantía) al partir del cual ir simulando el resto de casos a distintas condiciones ambiente.


104

7.3 IMPLEMENTACIÓN DE LOS EQUIPOS PRINCIPALES.

7.3.1 Turbina de vapor

Como vimos en el capítulo 2 donde realizamos el modelado de la turbina de vapor, para proceder a la integración no tendremos más que introducir como datos de entradas las cuatro graficas que nos caracterizan el comportamiento de la turbina de vapor

Para meter la turbina de vapor estudiada en el ciclo debemos introducir como datos del ciclo los resultados que se obtuvieron de la simulación junto con los datos del fabricante, estos son las perdidas en el eje, la eficiencia del generador, las perdidas en el escape del ultimo cuerpo de turbina y en este caso y para la consideración de diseño tomada también será una dato del entrada del modelo la variación de la eficiencia del cuerpo de baja con respecto al flujo volumétrico, esta última información es necesaria ya que elegimos como opción de cálculo la eficiencia de cuerpo que recordemos se ajustaba para alcanzar a la salida la entalpia que determinaba el balance del fabricante.

Por tanto los datos que deberemos emplear serán los correspondientes a las tablas 2.1 y 2.2 y a las figuras 2.1 y 2.2 del segunda capitulo.

7.3.2 Generador de vapor

Como vimos en el capítulo correspondiente a este equipo, el ajuste realizado para la optimización del comportamiento de la caldera será uno de los datos de entrada de nuestro ciclo, este junto a la caída de presión en la caldera

7.3.3 Turbina de gas

Para la turbina de gas usaremos el modelo , para ello debemos introducir las curvas de comportamiento de esta turbina dadas por el fabricante, las entradas son potencia y heat rate tanto netos como brutos, consumo de auxiliares, flujo y temperatura de los gases de escape, composición del combustible y composición de los gases de escape, todo esto corregido para cada uno de los casos en los que sea necesario dicha corrección porque las condiciones ambiente no coincidan con las consideradas como referencia.

7.4 PERDIDAS DE CARGA Y TÉRMICAS CONSIDERADAS

Con el objetivo de simplificar en la medida de lo posible el ciclo y las consideraciones llevadas a cabo solo se consideraran perdidas térmicas y de carga en las líneas principales, están son las que llevan el vapor principal, recalentado caliente y vapor a baja presión de la salida de la caldera a las correspondientes entradas a la turbina de vapor. También se tendrá en cuenta la perdida de carga de la línea que lleva el vapor al consumidor y la perdida de carga entre la


105

salida del condensador y la entrada de agua de alimentación al generador de vapor. Estas engloban junto a las anteriores las principales perdidas de carga existentes en el ciclo.

Su cálculo se realizó teniendo en cuenta una estimación de la longitud de la tubería y considerando las condiciones de los distintos fluidos que circulan por las respectivas líneas.

7.5 SISTEMA DE REFRIGERACIÓN DEL CICLO

Los equipos de proceso que por su naturaleza generan calor requieren ser enfriados; para llevar a cabo este proceso se debe utilizar un equipo paquete de enfriamiento en seco, es un sistema que a través de circulación de agua en un circuito cerrado permitirá retirar ese calor que se genere

El vapor después de haber trabajado en la turbina de vapor, es enviado para su condensación y reutilización a un condensador, dentro de este se enfriara el vapor con agua de un sistema independiente proveniente de una torre de enfriamiento. La función de la torre de enfriamiento es disminuir la temperatura del agua caliente que proviene del circuito de refrigeración de la turbina de vapor mediante la transferencia de calor y materia al aire que circula por el interior de la torre. La selección de este equipo deberá de basarse en un análisis económico-técnico de las posibles soluciones a adoptar, por ejemplo la utilización de torre, en general, consigue mejor rendimiento de la planta que la utilización de un aerocondensador, aunque este último debe utilizarse forzosamente si las condiciones geográficas nos limitan la disponibilidad de agua.

Un aerocondensador es un intercambiador de calor que utiliza como medio de enfriamiento aire, este medio de enfriamiento es forzado a circular utilizando ventiladores.

Los ventiladores utilizados son de tiro forzado, estos hace pasar el aire por un banco de tubos con aletas (aumentando el área de transferencia), enfriando la corriente de vapor proveniente de la turbogenerador. El vapor ya condensado es captado en un tanque llamado pozo caliente, para posteriormente ser enviado a tanques de condensado

Entre los componentes principales de aerocondensador se encuentran los ventiladores, sistemas de distribución de vapor, sistema de vacío (ya sea mediante el uso de eyectores o bombas de vacío).

7.6 AUTOCONSUMOS DE LA PLANTA

Los autoconsumos de la planta son uno de los aspectos más importantes a considerar en cualquier planta de generación de energía eléctrica, ya que la reducción de estos hará más atractiva la explotación, operación y mantenimiento de la industria.

En los autoconsumos de la planta debemos considerar dos términos: unos autoconsumos variables y otros fijos. Por lo general los autoconsumos suelen representar un 12%

Por lo generar las bombas que consumen más potencia son las bomba de refrigeración, que impulsa el agua de salida de la torre de refrigeración a la entrada al condensador para llevar a cabo la refrigeración de este y la bomba de agua de alimentación de caldera, estas dos son las bombas principales. No son despreciables tampoco los consumos de los ventiladores de la torre de refrigeración.


106

Figura 7.1


Bomba agua alta presión (kW)

Bomba agua media presión

(kW)

Bomba torre de

refrigeración (kW)

Ventilador torre de

refrigeración (kW)

Bomba lazo de recirculación

(kW)

Bomba de condensado

(kW)

11.5 3138.17 218.60 3578.58 1754.31 558.11 349.76

15.7 3158.49 217.73 3580.59 1741.31 521.71 351.22

26.5 3078.08 204.87 3586.23 1714.32 377.12 345.87

38.4 2627.94 222.16 3586.16 1805.41 379.87 418.46

41.5 2779.11 195.03 3588.84 1745.08 358.21 329.91 Tabla 7.2

Figura 7.2

29%

2%40%

20%

4% 5%

Distribucion de consumos de bombas (kW) Caso diseño

Bomba agua alta presion

Bomba agua media presion

Bomba torre de refrigeracion

Ventilador torre derefrigeracion

Bomba lazo de recirculacion

Bomba de condensado

0

350

700

1050

1400

1750

2100

2450

2800

3150

3500

3850

10 15 20 25 30 35 40 45

Po

tenc

ia c

ons

umid

a (k

W)


Bomba de agua a alta presion

Bomba de agua a mediapresion

Bomba torre de refrigeracion

Ventilador torre derefrigeracion

Bomba lazo de recirculacion

Bomba de condensado


107

Para el caso de exportación de vapor los autoconsumos serán menores los autoconsumos serán menores

Diseño Verano

Diseño Verano Producción de vapor

Bomba agua alta presión (kW) 2627.94 2542.92

Bomba agua media presión (kW) 222.16 217.62

Bomba torre de refrigeración (kW) 3586.16 3585.48

Ventilador torre de refrigeración (kW) 1805.41 1826.75

Bomba lazo de recirculación (kW) 379.87 1107.39

Bomba de condensado (kW) 418.46 378.96

Total (kW) 9040.01 9659.12 Tabla 7.3

Por la bomba del lazo anticorrosión circula mucho más flujo por lo que el consumo de esta bomba se hace más importante que el en el caso de diseño sin


108

7.7 CURVAS DE CORRECCIÓN DE LA PLANTA

Con el propósito de conocer el comportamiento de nuestra planta simularemos el comportamiento de esta bajo distintas condiciones ambiente y para los dos modos de operación de la planta: sin y con exportación de vapor. Para el análisis se considerara la turbina de gas 04 de GE y como combustible se empleara gas natural con la composición que aparece en el capítulo del análisis de distintos combustibles.

7.7.1 Curvas de corrección de la planta con y sin exportación de vapor.

Tomamos como potencia y heat rate de referencia de la planta los alcanzados para condiciones de diseño funcionando la planta al 100% de carga, considerando exportación de vapor y no respectivamente estos valores son:

Tabla 7.4

Valores de referencia con exportación de

vapor

Potencia neta (MW) 576.68

Heat rate neto (kJ/kWh) 6970.50

Valores de referencia sin exportación de

vapor

Potencia neta (MW) 587.68

Heat rate neto (kJ/kWh) 6484.13


109

7.7.1.1 Corrección por temperatura.

A continuación, representamos los factores correctivos de potencia y heat rate ante variaciones de temperatura ambiente con y sin exportación de vapor. Los valores de referencia son los detallados anteriormente. Analizando estas variaciones vemos como la consideración de cogeneración hace que el ciclo sea capaz de generar menos potencia, el factor de corrección para la curva con exportación de vapor es menor que sin extracción de vapor. Numéricamente vemos como una caída de unos 10ºC en temperatura, supone si no consideramos entrega de vapor una caída de potencia de un 4.4%, mientras que si destinamos vapor a consumo, la caída en potencia es menor en torno a un 3.2%, esta caída también es menor debida a que la referencia de ambas consideraciones son distintas y ya se considera como referencia del caso de no exportación de vapor un valor de potencia menor.


Factor corrección sin exportación de vapor

Factor corrección con exportación de vapor

-8 1.1595 1.1490

6.4 1.1580 1.1477

13.6 1.1525 1.1294

20.8 1.1262 1.0966

28 1.0766 1.0606

38.4 1.0000 1.0000

41.6 0.9759 0.9758

44.8 0.9445 0.9436

48 0.9112 0.9086

Tabla 7.5

Figura 7.3

0.90

0.92

0.94

0.96

0.98

1.00

1.02

1.04

1.06

1.08

1.10

1.12

1.14

1.16

1.18

1.20

-20 -10 0 10 20 30 40 50 60

Fac

tor

de c

orre

cion


Potencia neta

sin exportacion devapor

Con exportacion devapor


110

En la tabla anterior vemos cómo influye la temperatura ambiente en el comportamiento de nuestra planta en cuanto a potencia neta se refiere, vemos con un aumento de la temperatura perjudica la potencia neta si medimos desde nuestra referencia vemos como un incremento de 9.4ºC en la temperatura ambiente se produce una caída del 9% en potencia.



Factor corrección con exportación de

vapor

-8 0.88095 0.87036 -0.8 0.87936 0.86940 6.4 0.88041 0.87131 15 0.89739 0.89057 25 0.93447 0.92999

38.4 1.00000 1.00000 41.6 1.02263 1.02476 44.8 1.05502 1.05975 48 1.09320 1.10057

Tabla 7.6

Figura 7.4

Observamos para el caso de no demanda de vapor como para temperaturas ambiente mayores a la considerada como referencia se obtienen valores de potencia menores, la caída en potencia por el aumento de unos de 10ºC en la temperatura ambiente supone una penalización de temperatura de hasta 50 MW, de modo que nuestra planta es muy sensible al parámetro de temperatura ambiente limitando nuestra capacidad de producir potencia .La tendencia opuesta y como era lógico se observa para el heat rate, para un mismo aumento de 10 grados el heat rate crece en una 9% respecto al valor de referencia. Si comparamos con el caso de exportar vapor, vemos como a bajas temperaturas, el incremento de potencia adquirido por no cogenerar es más

0.750

0.800

0.850

0.900

0.950

1.000

1.050

1.100

1.150

1.200

-20 -10 0 10 20 30 40 50 60

Fac

tor

de

corr

ecci

on


Heat rate neto (kJ/kWh)

Sin exportacion devapor



111

importante, a medida que la temperatura aumenta este beneficio se hace menos importante, observándose como para temperaturas entorno los 45ºC la tendencia anterior se invierte ya que la potencia entregada se ve muy penalizado por las condiciones extremas máximas.

7.7.1.2 Corrección por humedad relativa sin exportación de vapor.

Se muestran a continuación la variación de los parámetros del ciclo cuando se modifica la humedad relativa para distintas temperaturas ambientes, observamos dos tendencias, por un lado para humedades relativas menores que la referencia la potencia disminuye y el heat rate experimenta un aumento, por otro lado aumentar la húmedas relativa alcanzando mayores valores que la referencia se consigue la tendencia inversa también vemos como para temperaturas extremas de temperatura (41.5ºC) la fluctuación del parámetro correspondiente implica una mayor variación.

Factor de corrección Temperatura ambiente

11.5ºC 15.7ºC 26.5ºC 38.4ºC 41.5ºC

Hu

med

ad r

elat

iva

10.0% 0.9989 0.9988 0.9992 0.9886 0.9989

21.0% 0.9992 0.9991 0.9994 0.9928 0.9992

32.0% 0.9998 0.9995 0.9998 0.9970 0.9998

41.7% 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000

52.7% 1.0004 1.0003 1.0003 1.0024 1.0004

63.7% 1.0009 1.0007 1.0008 1.0016 1.0009

74.7% 1.0012 1.0014 1.0012 0.9989 1.0012

85.4% 1.0015 1.0018 1.0017 0.9916 1.0015 Tabla 7.7

Figura 7.5

0.986

0.988

0.990

0.992

0.994

0.996

0.998

1.000

1.002

1.004

1.006

0% 20% 40% 60% 80% 100%

Fac

tor

de

corr

ecci

on

Humedad relativa

Potencia neta

11.5ºC

17.5ºC

26.5ºC

38.4ºC

41.5ºC


112

Factor de corrección Temperatura ambiente

11.5ºC 15.7ºC 26.5ºC 38.4ºC 41.5ºC

Hu

med

ad r

elat

iva

10.0% 1.0011 1.0012 1.0008 1.0115 1.0011

21.0% 1.0008 1.0009 1.0006 1.0072 1.0008

32.0% 1.0002 1.0005 1.0002 1.0030 1.0002

41.7% 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000

52.7% 0.9996 0.9997 0.9997 0.9976 0.9996

63.7% 0.9991 0.9993 0.9992 0.9985 0.9991

74.7% 0.9988 0.9986 0.9988 1.0011 0.9988

85.4% 0.9986 0.9982 0.9983 1.0085 0.9986 Tabla 7.8

Figura 7.6

La humedad relativa junta a la temperatura es uno de los parámetros más influyentes, en el ciclo, vemos como el comportamiento a altas temperaturas

0.995

0.997

0.999

1.001

1.003

1.005

1.007

1.009

1.011

1.013

0% 20% 40% 60% 80% 100%

Fac

tor

de

corr

ecci

on

Humedad relativa

Heat rate neto

11.5ºC

15.7ºC

26.5ºC

38.4ºC

41.5ºC


113

7.7.1.3Corrección por humedad relativa con exportación de vapor.

A continuación presentamos el comportamiento de la planta ante variaciones de humedad relativa y temperatura en el caso que exportemos vapor:

Potencia neta (MW) Temperatura ambiente

11.5ºC 15.7ºC 26.5ºC 38.4ºC 41.5ºC

Hu

med

ad r

elat

iva

10.0% 0.9987 0.9989 0.8644 0.9880 0.8130

21.0% 0.9991 0.9992 0.9988 0.9924 0.9992

32.0% 0.9995 0.9996 0.9994 0.9968 0.9998

41.7% 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000

52.7% 1.0003 1.0003 1.0006 1.0024 1.0004

63.7% 1.0008 1.0008 1.0013 1.0016 1.0009

74.7% 1.0011 1.0014 1.0019 0.9987 1.0011

85.4% 1.0014 1.0017 1.0024 0.9898 1.0014

97.7% 1.0016 1.0023 1.0031 0.9408 1.0018

98.9% 1.0017 1.0023 1.0031 0.9235 1.0018

Tabla 7.9

Figura 7.7

0.980

0.985

0.990

0.995

1.000

1.005

1.010

1.015

00% 20% 40% 60% 80% 100%

Potencia neta

11.5ºC

15.7ºC

26.5ºC

38.4ºC

41.5ºC


114

Heat rate neto (kJ/kWh) Temperatura ambiente

11.5ºC 15.7ºC 26.5ºC 38.4ºC 41.5ºC

Hu

med

ad r

elat

iva

10.0% 1.0013 1.0011 1.1569 1.0122 1.2300

21.0% 1.0009 1.0008 1.0012 1.0077 1.0008

32.0% 1.0005 1.0004 1.0006 1.0032 1.0002

41.7% 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000 1.0000

52.7% 0.9997 0.9997 0.9994 0.9976 0.9996

63.7% 0.9992 0.9992 0.9987 0.9984 0.9991

74.7% 0.9989 0.9986 0.9981 1.0013 0.9989

85.4% 0.9986 0.9983 0.9976 1.0103 0.9986

97.7% 0.9984 0.9977 0.9969 1.0629 0.9982

98.9% 0.9983 0.9977 0.9969 1.0829 0.9982

Tabla 7.10

Figura 7.8

0.980

1.000

1.020

1.040

1.060

1.080

1.100

00% 20% 40% 60% 80% 100%

Humedad relativa

Heat rate neto

11.5ºC

15.7ºC

26.5ºC

38.4ºC

41.5ºC


115

7.7.1.4Corrección por presión ambiente.

En la siguiente pareja de tablas y graficas vemos como varían los parámetros del ciclo ante variaciones de la presión ambiente, por un lado vemos como la potencia se ve aumentada al ser mayor la presión ambiente, este efecto es mayor al exportar vapor, cuantificando vemos como un salto de 150mbar (de 1.311 a 1.162 bar) de presión supone un aumento de potencia del 11% si no se exporta calor en forma de vapor y de un punto porcentual más si consideramos exportación de vapor. Para bajas presiones se observa la tendencia contraria, la corrección a bajas presiones da lugar a menores valores de potencia con exportación de vapor que sin considerar esta.

Presión (bar) Factor corrección sin exportación de vapor


vapor

0.901 0.8892 0.8813

0.951 0.9390 0.9348

1.001 0.9892 0.9885

1.01178 1.0000 1.0000

1.06178 1.0499 1.0535

1.11178 1.0998 1.1068

1.16178 1.1498 1.1598

1.21178 1.1995 1.2127

1.26178 1.2492 1.2654

1.31178 1.2987 1.3181

Tabla 7.11

Figura 7.9

Por otro lado la reducción que experimenta el heat rate en el caso de no considerar exportación de vapor es mayor para el mismo aumento de presión, disminuyendo el heat rate un 25%.

0.720

0.841

0.962

1.083

1.204

1.325

1.446

0.800 0.950 1.100 1.250 1.400

Fac

tor

de

co

rrec

ion

Presion ambiente (bar)

Potencia neta

Sin exportacion de vapor

Con exportacion de vapor


116

En cuanto a la posibilidad de extracción de vapor, vemos como a baja temperatura el hecho de extraer vapor supone un aumento de heat rate de casi un 8% en el caso de exportación de vapor frente al caso de no demanda de vapor.

Presión (bar)

Factor corrección sin exportación

de vapor


vapor 0.901 1.1246 1.1347 0.951 1.0649 1.0698 1.001 1.0109 1.0116

1.01178 1.0000 1.0000 1.06178 0.9524 0.9492 1.11178 0.9093 0.9035 1.16178 0.8697 0.8622 1.21178 0.8337 0.8246 1.26178 0.8005 0.7903 1.31178 0.7700 0.7587

Tabla 7.12

Figura 7.10

0.720

0.795

0.870

0.945

1.020

1.095

1.170

0.800 0.950 1.100 1.250 1.400

Fac

tor

de

co

rrec

ion

Presion ambiente (bar)

Heat rate neto


117

7.7.1.5 Corrección por poder calorífico del combustible.

Seguimos analizando los distintas variables y su influencia en los parámetros del ciclo, a continuación analizaremos cómo influye sobre la planta variaciones sobre el poder calorífico del combustible y cómo influye está en los dos modos de operación propuestos. En cuanto a potencia vemos como para valores de poder calorífico menores al de referencia no se parecían variaciones importantes en los factores de potencia, la discrepancia se observa en mayores valores de poder calorífico donde la exportación de calor influye negativamente reduciendo la generación en un 2% como mayor diferencia.




41055 1.00236 1.00243

41955 1.00129 1.00139

42855 1.00022 1.00024

43034 1.00000 1.00000

43988 0.99925 0.99907

44942 0.99835 0.99828

45896 0.99759 0.99734

46850 0.99673 0.99649

47804 0.99596 0.99555 Tabla 7.13

Figura 7.11

A continuación se detallan los datos de factor de corrección y su correspondiente representación en este caso el heat rate experimenta mínimas variaciones en cuanto a heat rate se refiere, siendo la corrección prácticamente independiente de la opción de operación elegida. La diferencia relativa de los factores de ambas condiciones representa un 0.05% de discrepancia en el caso más desfavorable por lo que no pueden considerar iguales para ambas opciones.

0.995

0.996

0.997

0.998

0.999

1.000

1.001

1.002

1.003

40000 42000 44000 46000 48000 50000

Fac

tor

de

corr

ecci

on


Potencia neta

Sin exportacion de vapor

Con exportacion de vapor


118


Factor corrección sin exportación de

vapor


vapor

41055 0.95177 0.95170

41955 0.97367 0.97357

42855 0.99563 0.99560

43034 1.00000 1.00000

43988 1.02294 1.02312

44942 1.04606 1.04614

45896 1.06908 1.06935

46850 1.09224 1.09251

47804 1.11535 1.11581 Tabla 4. 14

Figura 7.12

La modificación del combustible y el consiguiente cambio de su poder calorífico tienen gran influencia en el ciclo. Cuanto mayor poder calorífico tenga el combustible, menos será el flujo de este a introducir en la turbina de gas y el flujo de gases de escape también será menor. Esto es perjudicial para el ciclo ya que habrá menos flujo de gases, y la potencia total del ciclo disminuirá al disminuir la potencia del ciclo de cola

7.7.1.6 Corrección por factor de potencia.

Por ultimo presentamos como varían los parámetros del ciclo si aumentamos o disminuimos el factor de potencia de la turbina de gas, esto tendrá consecuencia directa en la potencia que

0.940

0.960

0.980

1.000

1.020

1.040

1.060

1.080

1.100

1.120

1.140

40000 42000 44000 46000 48000 50000

Fac

tor

de

corr

ecci

on


Heat rate neto


119

entrega la turbina de gas. Cuanto mayor sea el factor de potencia mayor será la potencia activa generada y menor la reactiva.

Factor de potencia Factor corrección sin exportación de vapor


0.8300000 0.9999982 0.9999978

0.8600000 0.9999990 0.9999987

0.8900000 0.9999997 0.9999997

0.9000000 1.0000000 1.0000000

0.9300000 1.0000004 1.0000005

0.9600000 1.0000009 1.0000012

0.9700000 1.0000012 1.0000015

1.0000000 1.0000020 1.0000025 Tabla 7.15

Figura 7.13

De los datos anteriores deducimos que el aumento de potencia alcanzado para valores de factor de potencia mayores de 0.9 es mayor cuando se exporta vapor, y por tanto la potencia alcanzada será mayor , comparativamente el aumento es mayor

0.999997

0.999998

0.999999

1.000000

1.000001

1.000002

1.000003

0.75 0.85 0.95 1.05

Fac

tor

de

corr

ecci

on

Factor de potencia

Potencia neta

Sin exportacion devapor



120

Factor de potencia



0.83 1.00062 1.000670414

0.86 1.00035 1.000382725

0.89 1.00009 1.000095552

0.9 1 1

0.93 0.99985 0.999843501

0.96 0.99967 0.999641551

0.97 0.99958 0.999543933

1 0.99931 0.999251595

Tabla 7.16

Figura 7.14

0.999000

0.999200

0.999400

0.999600

0.999800

1.000000

1.000200

1.000400

1.000600

1.000800

0.75 0.85 0.95 1.05

Fac

tor

de

corr

ecci

on

Factor de potencia

Heat rate neto

Sin exportacionde vapor

Con exportacionde vapor

8 Estudio viabilidad económica Análisis termodinámico de una planta de ciclo combinado

121

8 ESTUDIO DE VIABILIDAD ECONÓMICA DEL PROYECTO

8.1 INTRODUCCION

En todo proyecto de gran envergadura como este, el análisis de las distintas soluciones técnicas debe ir acompañado de un estudio económico que nos permita tener una idea de la viabilidad en términos financieros de la planta bajo estudio.

8.2 SITUACION DEL MERCADO ELECTRICO

Esta planta será construida como ya hemos dicho en la región de Guargon con el objetivo de abastecer a las poblaciones cercanas a la zona, especialmente a la ciudad de Nueva Delhi, centro comercial y financiero más importante en la India. Como plantas de referencia en dicha zona a podemos hacer referencia a las plantas de Yugadanavi de 300MW y Kelanitissa de 163MW ambas situadas en la isla de Sri Lanka, debido a la lejanía entre Sri Lanka y la capital, además del hecho geográfico de tratarse esta último de una isla separada de la península por el océano Indico a través del estrecho de Palk. Además se trata además del segundo país más poblado después de China por estos motivos y por el desarrollo económico y tecnológico que va experimentando el país cada vez más se planteó la opción de construir una planta en la localización geográfica propuesta

8.3 ESCENARIO DE PARTIDA

Debido a la complejidad de la realización de un modelo técnico-económico fiel a la realidad, algunos parámetros empleados en el análisis serán estimados. Esta complejidad es debida en parte a las fluctuaciones constantes del mercado energético. Las suposiciones tenidas en cuentas son las siguientes:

-La construcción de la planta concluirá 24 meses después del comienzo de las obras. Suponemos que la edificación y obra empezara en el año 2016, de modo que no se podrá proceder a su explotación hasta 2018.

-Consideraremos un precio del combustible sin fluctuaciones debido al precio de mercado considerando un coste de 0.034€/kWh de potencia consumida por el combustible.

-El horizonte temporal del estudio será desde la puesta en marcha, año 2018 hasta 2043, veinticinco años.

-El precio de venta de la energía eléctrica generada supondremos que experimenta un incremento de 2% año tras año.

-Para el precio de la venta del vapor, consideraremos un rango de entre 0-0.08€/MWh. Analizaremos cual es el precio óptimo de venta de energía térmica para que nuestro proyecto sea los más beneficioso posible. El suministro de vapor comenzara dos años después de la puesta en marcha de la planta, es decir, en el año 2020.


122

-En términos impositivos solo se tendrá en cuenta el impuesto de sociedades, no se aplicaran impuestos debidos a aplicación de la cogeneración. El impuesto de sociedades tomado será el de España, 30%.

Estas son las hipótesis principales que se acogerán, en apartados anteriores cuando se analicen en profundidad los aspectos financieros se detallaran el resto de consideraciones.


123

8.4 FINANCIACIÓN DEL PROYECTO.

A la hora de la ejecución de una obra de ingeniería es necesario realizar la búsqueda de una fuente de financiación que nos proporcione el capital necesario para poder afrontar la inversión inicial. En concreto para este estudio supondremos que el cliente que encargo la realización de la oferta y construcción de la planta a la ingeniería correspondiente se compromete a aportar el 55% de la inversión inicial necesaria. El otro 45% se conseguirá pidiendo un préstamo al Banco Mundial, el banco nos presta el dinero a un interés nominal del 10% sin comisiones con amortizaciones y liquidaciones anuales. En resumen, la cantidad que recibiremos tras solicitar el precio será de 164.25MM€, la amortización anual a 25 años será de 9.49MM€, esto influirá en el cálculo de los flujos de caja que necesitaremos para valorar económicamente el proyecto.

8.5 INVERSIÓN INICIAL DEL PROYECTO.

La construcción de la planta implica una potente inversión de capital, para tener una idea de que cifra se está barajando haremos una estimación de los costos de compra de equipos principales y de otros servicios necesarios para la puesta en pie del proyecto.

El plazo de construcción de una planta de ciclo combinado puede ser muy amplio y puede durar varios años dependiendo de las circunstancias geográficas y comerciales que apliquen en cada proyecto. En nuestro caso supondremos que la puesta en marcha será dos años después de inicio de las obras. De este modo tardaremos esos dos años adicionales frente al retorno de la inversión en rentabilizar la inversión realizada.

Suponemos un coste inicial de inversión de 365M€ que se desglosan atendiendo a un porcentaje sobre el total de la siguiente manera:

Inversión inicial Peso Valor absoluto (M€)

Turbinas de gas (montaje y suministro) 28.7% 104.64

Calderas (montaje y suministro) 14.0% 50.94

Turbinas de vapor (montaje y suministro) 11.0% 40.01

Torre de refrigeración (montaje y suministro) 1.7% 6.07

Sistema de gas y fuel 1.9% 6.83

Instalaciones eléctricas 7.3% 26.63

Obra civil y acondicionamiento del terreno 15.9% 57.92

Sistemas de control 4.1% 14.82

Ingeniería externa requerida 3.0% 10.77

Instalaciones temporales de obras 2.1% 7.80

Gastos de personal 4.6% 16.83

Puesta en marcha 5.1% 18.63

Gastos iniciales (permisos, garantías…) 0.9% 3.11

Total 100% 365 Tabla 8.1


124

Vemos como de los equipos principales que componen la planta son las turbinas de gas la que se llevan el mayor porcentaje, siendo los equipos más costosos debidos a su compleja y desarrollada tecnología que detallamos en capítulos anteriores. Esta inversión inicial nos determinara el flujo de caja de nuestro primer año (año cero). La parte de obra civil en este proyecto en concreto tenia gran importancia ya que debido las condiciones geográficas, los requerimientos de cimentación que debían emplearse eran bastantes costosos. 8.6 INGRESOS.

Los ingresos que tendrá el proyecto una vez esté en funcionamiento serán los ingresos por la venta de energía eléctrica que abastecerá a los núcleos urbanos próximos de la zona y los ingresos asociados a la venta del vapor a la refinería en el área industrial. La industria consumidora tendrá una curva variable de demanda con un pico máximo de consumo de 80t/h de vapor. Se presenta a continuación la curva de demanda de la refinería. Destacar que la refinería solo solicitara este consumo a partir del año 2020.La curva representa la media anual de flujo de vapor que requiere, esta demanda depende de sus niveles de producción que varían de un año para otro.

Año Potencia

térmica (kW)

Flujo de vapor (kg/s)

2018 0 0 2019 0 0

2020 11470.98 20.00

2021 9979.75 17.40

2022 10877.93 18.97

2023 11639.39 20.29

2024 12744.26 22.22

2025 12489.37 21.78 2026 12489.37 21.78 2027 12489.37 21.78

2028 12327.01 21.49

2029 11957.20 20.85

2030 11837.63 20.64

2031 12251.95 21.36 2032 12509.24 21.81 2033 12696.88 22.14 2034 12744.26 22.22 2035 12744.26 22.22 2036 12744.26 22.22 2037 12744.26 22.22 2038 12437.12 21.68 2039 12563.98 21.91 2040 12677.06 22.10 2041 12689.73 22.12 2042 12715.11 22.17 2043 12727.05 22.19

Tabla 8.2


125

Figura 8.1

El precio de venta de energía térmica será variable entre 0 y 0.08€/MWh de energía, analizaremos como distintos precios de ventas considerados afectan a nuestros parámetros financieros y mejorando o no la rentabilidad del proyecto.

En cuanto a la venta de la energía eléctrica supondremos que toda la energía generada se venderá, como prioridad se abastecerá a las zonas urbanas próximas y en caso de que se pudiera seguir vendiendo, se abastecería a las industrias adyacentes a la planta. La energía eléctrica que se produce proviene de las dos turbinas de gas y de la turbina de vapor ambos poseen generadores independientes.

El paso del tiempo influye negativamente en la generación de energía eléctrica, los efectos de la degradación causadas por el uso de las máquinas y el deterioro progresivo de estas hace que a los largo de los años la potencia que se garantizó durante la puesta en marcha vaya disminuyendo gradualmente. En este estudio hemos considerado únicamente la degradación de la turbina de gas.

15.0

16.2

17.4

18.6

19.8

21.0

22.2

23.4

2018 2023 2028 2033 2038 2043

Flu

jo d

e va

po

r (

kg/s

)

Años

Curva de demanda de la industria consumidora


126

La curva de degradación se presenta a continuación:

Figura 8.2

La forma que presenta la curva no responde más que a la disminución que experimenta la potencia que ceden las turbinas de gas con el paso del tiempo, observamos que para 4800 y 96200 horas de funcionamiento se realiza una labor de mantenimiento y sustitución de piezas que hayan podido verse dañadas durante el funcionamiento de la turbina mejorando así su comportamiento a partir de estas revisiones y reduciendo el porcentaje de degradación de la potencia.

Esta representa las horas equivalentes de funcionamiento (HEF) frente al porcentaje de disminución de la potencia. Hemos considerado la potencia de referencia de la turbina de gas aquella que se obtiene en condiciones de diseño de verano al 100% de carga (condiciones ambientales: 38.4ºC, 41.70% humedad relativa y 1.01178 bar) y con exportación máxima de vapor.

Para el precio de la venta de energía eléctrica hemos considerado un aumento en el precio de venta de 2% cada año, de modo que el precio unitario y total adquirido por la venta evolucionaran de este modo:

1.5

1.8

2.1

2.4

2.7

3

3.3

3.6

3.9

4.2

4.5

0 30000 60000 90000 120000 150000 180000

% d

egra

dac

ion

po

tenc

ia

HEF

Curva degradacion turbina de gas


127

Año Precio venta energía eléctrica (€/MWh)

Potencia eléctrica total producida (MW)

Energía eléctrica producida (GWh)

Ingresos por venta energía eléctrica (M€)

2018 52.75 574.72 4531.11 239.02

2019 54.86 573.16 4518.81 247.90

2020 57.05 572.20 4511.25 257.39

2021 59.34 571.37 4504.64 267.29

2022 61.71 572.45 4513.16 278.51

2023 64.18 571.76 4507.73 289.30

2024 66.75 570.63 4498.84 300.28

2025 69.42 569.89 4493.03 311.89

2026 72.19 569.16 4487.23 323.94

2027 75.08 568.86 4484.91 336.73

2028 78.08 570.71 4499.46 351.33

2029 81.21 569.20 4487.59 364.42

2030 84.45 568.34 4480.80 378.42

2031 87.83 567.71 4475.80 393.12

2032 91.35 567.11 4471.06 408.41

2033 95.00 566.60 4467.07 424.37

2034 98.80 566.13 4463.36 440.98

2035 102.75 565.70 4459.98 458.27

2036 106.86 565.70 4459.98 476.60

2037 111.14 565.70 4459.98 495.67

2038 115.58 565.70 4459.98 515.49

2039 120.21 565.70 4459.98 536.11

2040 125.01 565.70 4459.98 557.56

2041 130.01 565.70 4459.98 579.86

2042 135.21 565.70 4459.98 603.05

2043 140.62 565.70 4459.98 627.18 Tabla 8.3

En cuanto a los ingresos prevenientes de la venta de energía térmica consideraremos un primer análisis tomando como precio 0.0371€/MWh vendidos, posteriormente analizaremos los resultados obtenidos para esta consideración y veremos como variaciones de este precio influyen en nuestro modelo financiero.


128

Año Energía térmica por año (MWh) Ingresos por venta energía térmica (€)

2018 0 0

2019 0 0

2020 90437.21 3355.22

2021 78680.37 2919.04

2022 85761.60 3181.76

2023 91764.91 3404.48

2024 100475.74 3727.65

2025 98466.22 3653.10

2026 98466.22 3653.10

2027 98466.22 3653.10

2028 97186.16 3605.61

2029 94270.58 3497.44

2030 93327.87 3462.46

2031 96594.35 3583.65

2032 98622.83 3658.91

2033 100102.17 3713.79

2034 100475.74 3727.65

2035 100475.74 3727.65

2036 100475.74 3727.65

2037 100475.74 3727.65

2038 98054.27 3637.81

2039 99054.42 3674.92

2040 99945.91 3707.99

2041 100045.86 3711.70

2042 100245.95 3719.12

2043 100340.08 3722.62 Tabla 8.4

8.7 GASTOS.

A la hora de estimar los gastos lo ideal sería conocer el perfil operacional de la planta cada años, debido a que esta información es difícil de conocer y puede diferir mucho de la realidad, optaremos por estimarla considerando unos pesos de los distintos gastos que involucran a una planta de este tipo y similar para los valores de potencia que estamos barajando. Los gastos englobaran gastos de compra del combustible, que será el coste mayoritario, gastos de operación y mantenimiento, gastos de personal y otros gastos generales. El peso de cada uno de estos se refleja en el sector siguiente:


129

Figura 8.3

Como se puede observar y como sucede en la mayoría de las plantas de ciclo combinado, el mayor porcentaje se lo lleva la compra del combustible necesario para poder obtener la energía en el proceso. Hemos considerado un precio del combustible ideal inalterable a las fluctuaciones del precio del mercado, fijando su precio medio a uno 0.034€/kWh de energía térmica liberada por el combustible. Para determinar el flujo de combustible necesario supondremos varias opciones de análisis, el flujo dependerá del factor de utilización de la planta de modo que según la carga de la turbina de gas tendremos un consumo de combustible diferente, dentro de los costes habrá algunos que se mantendrán independientes de la carga a la que funcione la planta, estos son los costes de operación y mantenimiento y los gastos de personal. La tabla anterior muestra para distintas temperaturas ambientes y cargas de la turbina de gas el consumo de combustible, en nuestro estudio consideraremos las condiciones de diseño de verano. El siguiente coste con mayor peso se lo lleva el mantenimiento de la planta (mano de obra y materiales, tratamiento del agua de alimentación) con en torno a un 20%, para garantizar el buen funcionamiento y operatividad de la planta se debe seguir controles exhaustivos de cada uno de sus componentes. El resto 10% engloba gastos de mano de obra y personas, el pago de otras tasas requeridas.

8.8 ESTUDIO VIABILIDAD ECONÓMICA. CONCLUSIONES En todo proyecto de ingeniería que se precie es muy importante la evaluación previa del mismo para comprobar si es viable y finalmente se ejecuta. Se suelen determinar los parámetros como son el valor actual neto, rentabilidad del proyecto y el periodo de recuperación de la inversión. A continuación haremos una breve definición de los tres parámetros anteriores que vamos a analizar:

74%

6%17%

3%

Distribución gastos de la planta

Combustible

Gastos generales

O&M

Gastos de personal


130

8.8.1 Valor actual neto (VAN)

El valor actual neto trata de medir si el proyecto de inversión de una empresa aumenta o disminuye el valor de la misma. La rentabilidad de un proyecto de inversión es precisamente la que trata de medir cuantitativamente el valor actual neto, una de las formas más conocidas de evaluar inversiones a corto, medio y largo plazo, que permite determinar si la inversión cumple con el objetivo básico financiero: maximizar la rentabilidad de la inversión. La fórmula para calcularla es la siguiente:

VAN = " V�G1 + kJ�

��− IL

donde;

V�son los flujos de caja en el periodo t que habrá que calcular.

n son el número de años que hemos considerado en nuestro horizonte temporal y t en índice para cada año.

k es la tasa de descuesto o coste de capital.

Io es la inversión inicial.

La fórmula para calcular el VAN es sencilla y no requiere cálculos complejos. Además, tiene en cuenta el valor del dinero con el tiempo, por eso se puede aplicar perfectamente tanto a proyectos de larga duración como a proyectos de media y corta duración. La complejidad del análisis radica en la una buena estimación de los flujos de caja anuales no es siempre sencillo.

8.8.2 Tasa interna de rentabilidad (TIR)

La TIR no es más que el coste de capital que hace nulo el VAN. No es más que la rentabilidad real de la inversión en valores actuales. La regla para llevar a cabo una inversión desde el punto de vista de la TIR es la siguiente:

Cuando la TIR es mayor que la tasa de interés, el rendimiento que obtendría el inversionista realizando la inversión es mayor que el que obtendría en la mejor inversión alternativa, por lo tanto, conviene realizar la inversión. Si la TIR es menor que la tasa de interés, el proyecto debe rechazarse. Cuando la TIR es igual a la tasa de interés, el inversionista es indiferente entre realizar la inversión o no.

Las dos condiciones necesarias para aceptar las opciones que estudiaremos serán que el VAN sea positivo y que la TIR sea mayor que la tasa de descuento.

8.8.3 Cálculos flujos de caja

A continuación, detallaremos el desglose del cálculo de los flujos de caja que emplearemos en la fórmula del VAN para los 25 años de estudio considerados.

Para el análisis consideraremos 5 escenarios, en los que iremos variando el factor de utilización desde el 90% al 50% y veremos cuál de las opciones nos resulta más beneficiosa y para que


131

rango de explotación de la planta nuestra inversión es más rentable. Las opciones que se analizan son:

Factor de utilización Horas de funcionamiento al año

Opción 1 0.9 7884

Opción 2 0.7 6132

Opción 3 0.6 5256

Opción 4 0.5 4380

Tabla 8.5

El factor de utilización se define como el cociente entre las horas de funcionamiento consideradas y el total de horas de un año.

VAN (MM€) TIR (%)

Opción 1 137.379 14.122

Opción 2 119.455 13.914

Opción 3 80.991 13.686

Opción 4 47.356 13.516 Tabla 8.6

Figura 8.4

A la vista de los resultados observamos como la planta es más rentable cuanto mayor sea el factor de utilización, este factor que hemos definido en el análisis no es más que un

0

50

100

150

200

250

300

350

400

450

500

0% 2% 4% 6% 8% 10% 12% 14% 16%

VAN (MM€)

Tasa de descuento k (%)

Opcion 1

Opcion 2

Opcion 3

Opcion 4


132

indicador que nos da una idea de a que carga trabaja la planta, para mayores horas de operación mayor es el ingreso facturado por la venta de energía y por tanto más rentable es nuestra inversión. De modo que tomando como referencia la opción más rentable en este caso, la opción 1, las distintas opciones, 2, 3 y 4 son respectivamente un 13%, 41%y 66% menos rentables que la primera opción. Esto numéricamente, en unidades equivalentes de VAN, supone unos 18, 56 y 90 MM€ menos de valor actual neto.

En la práctica, la realidad es que la mayoría de las plantas de generación de energía eléctrica del tipo analizado trabajan muy por debajo de la carga base

Por otro lado, parece interesante conocer cuál es el factor de utilización mínimo de la planta para que la inversión sea rentable, siguiendo el modelo financiero establecido se obtiene que cuando la planta funciona menos de 43% de horas de año, la inversión alcanza un VAN negativo por lo que se debería rechazar la inversión.

Figura 8.5

Podemos deducir que el rango que hace rentable la inversión se encuentra entre el 70% y 43% del funcionamiento de la planta a lo largo del año.

También observamos que la venta debida a la venta de vapor tiene poco peso respecto al ingreso procedente de la venta de energía eléctrica. Nuestra planta sigue siendo rentable aunque no ingresáramos nada por venta de vapor.

8.8.4 Periodo de recuperación de la inversión.

El periodo de recuperación o payback se define como el número de años requeridos para recuperar la inversión inicial realizada, para el inversor se trata de un parámetro que le permite conocer la liquidez del proyecto como también el riesgo relativo pues permite anticipar los eventos en el corto plazo.

40

60

80

100

120

140

160

4000 5000 6000 7000 8000

VAN (MM€)

Horas de funcionamiento al año


133

Para la primera opción, operando la planta el 90% de las horas al año, la inversión se recuperara en unos 147 meses, algo más de doce años, a priori podemos decir que se trata de una inversión delicada ya que supone una gran inversión inicial por parte del cliente y periodo de recuperación largo.


134

9 Conclusiones Análisis termodinámico de una planta de ciclo combinado

135

9 CONCLUSIONES

Para terminar, haremos un breve resumen de los conceptos y conclusiones principales obtenidos de cada uno de los capítulos anteriores.

En primer lugar hemos hecho un repaso en cuanto a diseño y modelado de los equipos que integran la planta que es objeto de estudio en este proyecto, para ello hemos empleado la herramienta informática GateCycle 6.1.2, que nos da la posibilidad no solo de simular el comportamiento de los equipos que conforman la planta sino que también nos permite analizar los parámetros principales del ciclo, en primer lugar hemos modelado la turbina de vapor, cuya simulación juntos con las curvas de eficiencia del generador y perdidas mecánicas en el eje nos permite conocer el comportamiento de dicho equipo. Posteriormente hemos analizado el modelo del generador de vapor a partir del desglose de equipos hemos diseñado cada uno de los elementos que los componen y fijando las condiciones de cada una de las corrientes, tras la realización del modelo proseguimos con el ajuste de las corrientes principales de entrada y salida, esto se hizo variando las pérdidas de energía de los equipos y modificando la fracción del área de intercambio.

En segundo lugar y con el fin de analizar el comportamiento de distintos modelos de turbinas de gas sobre un mismo ciclo, hemos presentado las distintas curvas de comportamiento de los tres modelos de turbinas de gas considerados, estas curvas se introducirán como datos de entrada de cada turbina, y nos permitirán corregir la potencia, heat rate y flujo y temperatura de los gases de escape en función de las condiciones ambiente que hayamos considerado para cada uno de los casos de estudio. Tras la elección de la turbina de gas más adecuada, hemos integrado los distintos equipos simulados constituyéndose el modelo del ciclo completo, para el comportamiento global de la planta se ha obtenido una serie de curvas de corrección del comportamiento de la planta bajo dos hipótesis de comportamiento con y sin cogeneración. También se analizaron otros aspectos no menos importantes como son los autoconsumos de la planta y el sistema de refrigeración.

Posteriormente hemos hecho un análisis para situar como se comportaría nuestra planta si empleásemos un combustible diferente al gas natural convencional y si podíamos sacar alguna ventaja al modificar el combustible empleado, para ello optamos por el análisis de una serie de gases de síntesis procedente de la gasificación de diferentes materias primas, concluimos que el empleo de estos gases hacían que el ciclo alcanzara potencias superiores pero por otro lado también tenía mayores emisiones de CO2 a la atmosfera.

En último lugar, hemos llevado a cabo un análisis técnico-económico de la planta, considerando un perfil de operación para esta. Se consideraron varios escenarios, para distintos factores de utilización de la planta y se evaluó la inversión obteniéndose VAN y TIR previo cálculo de los flujos de caja considerando un horizonte temporal de 25 años.


136

10 Anexos Análisis termodinámico de una planta de ciclo combinado

137

10 ANEXOS

� Esquema y valores de entalpia, flujo presión y temperatura para cada una de las corrientes de entrada y salida en la turbina de vapor para los distintos balances.


138


139


140

� Resultados obtenidos de la simulación de la turbina. Condiciones de las corrientes simuladas.


141

8 Estudio viabilidad económ

ica Análisis te

rmodinám

ico de una planta de ciclo combinado

142

�

Diferencia relativa e

ntre los d

atos d

el balance y d

atos o

btenid

os d

e la simulació

n.

Potencia TVCASO Presion (bar) Temperatura (ºC) Flujo(kg/s) Presion (bar) Temperatura (ºC) Flujo(kg/s) Presion (bar) Temperatura (ºC) Flujo(kg/s) Presion (bar) Temperatura (ºC)Flujo(kg/s) Presion (bar) Flujo(kg/s) MW

1 Diseño-Verano 100% 0.00000 0.0000 0.0000 0.0000 -0.6886 0.0150 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 -0.0769 -0.5166 0.0000 -0.5166 0.0002 Verano 75% 0.00000 0.0000 0.0000 0.0000 -0.6821 0.4373 0.0235 0.0000 0.0000 -0.0060 -1.2828 -0.4370 0.0000 -0.4370 0.0003 Verano 50% 0.00000 0.0000 0.0000 0.0000 -0.6738 0.3649 0.0256 0.0000 0.0000 -0.0045 -1.8738 -0.3707 0.0000 -0.3707 0.000

4 Media anual 100% 0.00000 0.0000 0.0000 0.0000 -0.5106 0.5490 0.0000 0.0000 0.0000 -0.0047 -0.1401 -0.5342 0.0000 -0.5342 0.0005 Media anual 75% 0.00000 0.0000 0.0000 0.0000 -0.6007 0.4465 0.0192 0.0000 0.0000 -0.0055 -1.2748 -0.4434 0.0000 -0.4434 0.0006 Media anual 50% 0.00000 0.0000 0.0000 0.0000 -0.6745 0.3748 0.0283 0.0000 0.0000 0.0005 -1.7552 -0.3784 0.0000 -0.3784 0.000

7 Invierno 100% 0.00000 0.0000 0.0000 0.0000 -0.4249 0.5563 0.0042 0.0000 0.0000 -0.0088 0.3055 -0.5419 0.0000 -0.5419 0.0008 Invierno 75% 0.00000 0.0000 0.0000 0.0000 -0.6343 0.4471 0.0178 0.0000 0.0000 -0.0080 -1.3002 -0.4434 0.0000 -0.4434 0.0009 Invierno 50% 0.00000 0.0000 0.0000 0.0000 -0.5893 0.3820 0.0213 0.0000 0.0000 -0.0013 -1.6044 -0.3888 0.0000 -0.3888 0.000

10 Minima invierno 100% 0.00000 0.0000 0.0000 0.0000 -0.4744 0.5566 0.0057 0.0000 0.0000 -0.0085 0.3634 -0.5499 0.0000 -0.5499 0.00011 Minima invierno 75% 0.00000 0.0000 0.0000 0.0000 -0.6318 0.4487 0.0136 0.0000 0.0000 -0.0082 -1.3365 -0.4429 0.0000 -0.4429 0.00012 Minima invierno 50% 0.00000 0.0000 0.0000 0.0000 -0.6504 0.3946 0.0292 0.0000 0.0000 -0.0060 -1.5182 -0.4014 0.0000 -0.4014 0.000

13 Maxima extrema 100% 0.00000 0.0000 0.0000 0.0000 -0.6792 0.5204 0.0052 0.0000 0.0000 -0.0078 -0.8664 -0.5140 0.0000 -0.5140 0.00014 Maxima extrema 75% 0.00000 0.0000 0.0000 0.0000 -0.6824 0.4269 0.0290 0.0000 0.0000 -0.0054 -1.3136 -0.4321 0.0000 -0.4321 0.00015 Maxima extrema 50% 0.00000 0.0000 0.0000 0.0000 -0.6494 0.3655 0.0195 0.0000 0.0000 -0.0038 -1.9168 -0.3678 0.0000 -0.3678 0.000

16 Diseño verano-Steam production 0.00000 0.0000 0.0000 0.0000 -0.0042 0.1573 0.0060 0.0000 0.0000 0.0015 0.5393 -0.0820 0.0000 -0.0820 0.000

Vapor principal Recalentado frio Recalentado caliente Vapor de baja presion Vapor escape TV

10 Anexos A

nálisis termodinám

ico de una planta de ciclo com

binado

143

�

Caracterización de las corrientes principales que

entran y salen del generador de vapor.

Flujo Temperatura N2 O2 CO2 H2O Ar SO2[kg/s] [ºC] [%] [%] [%] [%] [%] [%]

DiseñoVerano 100% 503.3 617.9 73.24% 12.18% 3.78% 9.93% 0.87% 0.000016% DiseñoVerano 75% 377.9 655.6 73.18% 11.98% 3.78% 10.10% 0.87% 0.000016% DiseñoVerano 50% 319.1 657.2 73.50% 12.97% 3.42% 9.24% 0.87% 0.000016%

Media Anual100% 529.6 611.8 73.11% 12.04% 3.84% 10.14% 0.87% 0.000016% DiseñoInvierno 100% 547.4 607.7 73.98% 12.15% 3.90% 9.09% 0.88% 0.000016% MínimaInvierno 100% 548.1 606.7 74.25% 12.16% 3.93% 8.78% 0.88% 0.000016% MínimaInvierno 75% 422.3 617.3 74.28% 12.25% 3.89% 8.70% 0.88% 0.000016% MínimaInvierno 50% 339 657.2 74.47% 12.86% 3.62% 8.17% 0.88% 0.000016% MáximaExtrema 100% 491.3 621.5 73.15% 12.16% 3.78% 10.04% 0.87% 0.000016% MáximaExtrema 75% 373.1 656.9 73.10% 12.03% 3.84% 10.16% 0.87% 0.000016% MáximaExtrema 50% 316.1 657.2 73.43% 13.02% 3.39% 9.29% 0.87% 0.000016%

Diseño Verano-Produccion de vapor 503.3 617.9 73.24% 12.18% 3.78% 9.93% 0.87% 0.000016%BP minima invierno 100% 548.1 606.7 74.25% 12.16% 3.93% 8.78% 0.88% 0.000016%

Escape turbina de gas

Flujo Presion Temperatura Flujo Presion Temperatura Flujo Presion Temperatura Flujo Presion Temperatura[kg/s] [bar(a)] [ºC] [kg/s] [bar(a)] [ºC] [kg/s] [bar(a)] [ºC] [kg/s] [bar(a)] [ºC]

DiseñoVerano 100% 58.3 165.5 584.4 55.4 32.7 345.3 67.8 31.1 594.3 7.1 5.6 326.8 DiseñoVerano 75% 46.4 139 584.1 44.1 27.3 346.4 56.9 25.9 594.2 4.4 4.5 317.6 DiseñoVerano 50% 39 118.3 583.9 37.1 23.2 347.5 48.2 22 594.2 3.5 3.8 307.6

Media Anual100% 60.1 170.5 577.2 57.2 33.9 340.7 70.7 32.2 586.2 7.6 5.8 328.5 DiseñoInvierno 100% 60.9 172.5 572.7 57.9 34.4 337.8 72.1 32.8 581.7 7.6 5.9 329.7 MínimaInvierno 100% 60.8 171.9 572.3 57.8 34.3 337.8 71.9 32.7 581.6 7.5 5.9 329.8 MínimaInvierno 75% 49 139.2 584.1 46.5 27.5 347.2 57 26.1 594.2 5.1 4.6 317.8 MínimaInvierno 50% 41.2 124.5 583.9 39.2 24.4 347.3 50.9 23.2 594.2 3.2 4 312.1 MáximaExtrema 100% 57.3 163.4 584.3 54.5 32.3 345.4 66.9 30.7 594.3 6.9 5.5 326 MáximaExtrema 75% 45.8 137.7 584.1 43.6 27 346.5 56.4 25.7 594.2 4.3 4.5 317 MáximaExtrema 50% 38.7 117.3 583.8 36.8 23 347.5 47.8 21.8 594.2 3.5 3.8 306.9

Diseño Verano-Steam production 62.4 121 552.1 17.9 14.6 345.3 37.4 13.5 551.1 1.8 2.3 317.2BP minima invierno 100% 59.7 162.9 571.4 68.2 31.8 347.9 82.4 29.7 578.7 7.1 5.5 327.1

Vapor de alta presion Recalentado frio Recalentado caliente Vapor de baja presion


144

� Desglose por equipos de la caldera.

10 Anexos A

nálisis termodinám

ico de una planta de ciclo com

binado

145

RH2 SH3-HP SH2-HP RH1 SH1-HP EV-HP SH2-IP EC3-HP SH1-IP SH-LP EC2-HP EV-IP EC-IP / EC1-HPEC-IP / EC1-HPID-LPEV CPH

Gases de escapeFlujo de gases de escape (kg/s) 503.3 503.3 503.3 503.3 503.3 503.3 503.3 503.3 503.3 503.3 503.3 503.3 121.4 381.8 503.3 503.3

Temperatura de gases de escape a la entrada (ºC)617.9 605.9 599.9 569.5 516.1 455.4 357.9 356.6 343.4 337.9 333.3 288.2 248.5 248.5 199.3 166.4Temperatura de gases de escape a la salida (ºC)605.9 599.9 569.5 516.1 455.4 357.9 356.6 343.4 337.9 333.3 288.2 248.5 196.4 200.2 166.4 99.0

Agua-vaporFlujo agua/vapor (kg/s) 67.8 58.3 58.2 67.7 58.2 58.2 12.3 58.2 12.3 7.1 58.2 12.3 18.7 58.2 7.1 125.0Presion de entrada (bar) 31.3 165.8 168.5 32.7 168.8 168.8 35.3 169.1 35.4 5.6 169.6 35.4 36.1 170.4 5.7 9.0

Temperatura de entrada (ºC) 547.5 562.0 460.1 345.9 351.7 341.6 329.6 323.0 243.2 156.6 239.2 239.4 157.6 161.3 148.5 80.0Presion de salida (bar) 31.1 165.5 168.1 32.4 168.5 168.8 35.2 168.9 35.3 5.6 169.1 35.4 35.5 169.6 5.7 8.7

Temperatura de salida (ºC) 594.3 584.4 564.0 549.2 460.2 351.7 355.1 341.6 329.7 326.8 323.0 243.2 239.4 239.2 156.8 148.4

Desglose por equiposSide A Side B

Flujo (kg/s)Presion(bar)

Temperatura(ºC) 46.3

Agua de alimentacion HRSG84.112

8 Estudio viabilidad económ

ica Análisis te

rmodinám

ico de una planta de ciclo combinado

146

Fraccion de perdida de energia de cada equipo

SPHT2 SPHT3 SPHT8 SPHT5 SPHT4 EVAP3 SPHT6 ECON3 SPHT1 SPHT9 ECON7 EVAP2 ECON5 ECON6 EVAP1 ECON1

Diseño Verano 100% 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.03 Diseño Verano 75% 0.08 0.08 0.08 0.08 0.08 0.001 0.08 0.08 0.08 0.08 0.08 0.001 0.001 0.001 0.001 0.12 Diseño Verano 50% 0.1 0.1 0.1 0.1 0.1 0.001 0.1 0.1 0.1 0.1 0.1 0.001 0.001 0.001 0.001 0.12 Media Anual 100% 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.01 0.001 0.08 0.001 0.001 0.08 0.001 0.001 0.001 0.03 0.04 Media Anual 75% 0.08 0.08 0.08 0.08 0.08 0.01 0.08 0.08 0.08 0.08 0.08 0.001 0.001 0.001 0.001 0.12 Media Anual 50% 0.1 0.1 0.1 0.1 0.1 0.001 0.1 0.1 0.1 0.1 0.1 0.001 0.001 0.001 0.001 0.12 Diseño Invierno 100% 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.01 0.001 0.08 0.001 0.001 0.08 0.001 0.001 0.001 0.03 0.04 Diseño Invierno 75% 0.08 0.08 0.08 0.08 0.08 0.01 0.08 0.08 0.08 0.08 0.08 0.001 0.001 0.001 0.001 0.12 Diseño Invierno 50% 0.1 0.1 0.1 0.1 0.1 0.001 0.1 0.1 0.1 0.1 0.1 0.001 0.001 0.001 0.001 0.12 Mínima Invierno 100% 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.01 0.001 0.08 0.001 0.01 0.08 0.001 0.001 0.001 0.03 0.04 Mínima Invierno 75% 0.08 0.08 0.08 0.08 0.08 0.01 0.08 0.08 0.08 0.08 0.08 0.001 0.001 0.001 0.001 0.12 Mínima Invierno 50% 0.1 0.1 0.1 0.1 0.1 0.01 0.1 0.1 0.1 0.1 0.1 0.001 0.001 0.001 0.001 0.12 Máxima Extrema 100% 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.04 0.001 0.001 0.001 0.03 Máxima Extrema 75% 0.08 0.08 0.08 0.08 0.08 0.001 0.08 0.08 0.08 0.08 0.08 0.001 0.001 0.001 0.001 0.12 Máxima Extrema 50% 0.1 0.1 0.1 0.1 0.1 0.001 0.1 0.1 0.1 0.1 0.1 0.001 0.001 0.001 0.001 0.12 Bypass - Diseño Verano 0.01 0.01 0.01 0.01 0.01 0.001 0.01 0.01 0.01 0.01 0.01 0.001 0.05 0.001 0.21 0.12

Cambio de area fria y caliente de cada equipo

SPHT2 SPHT3 SPHT8 SPHT5 SPHT4 EVAP3 SPHT6 ECON3 SPHT1 SPHT9 ECON7 EVAP2 ECON5 ECON6 EVAP1 ECON1

Area inicial diseño (m2) 8639.073 8743.11 5042.352 6683.869 11523.79 49141.93 1114.463 4473.996 1792.931 961.6168 18082.55 34020.92 9425.6513848.61 13589.65 42661.32

Diseño Verano 100% 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 Diseño Verano 75% -0.2 -0.2 0 -0.2 0 1 0 0 0 0 0 2 0 0 0.4 0.5 Diseño Verano 50% -0.32 -0.32 0 -0.2 0 0 0 0 0 0 0 2 0 0 0.4 0.5 Media Anual 100% 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 Media Anual 75% -0.2 -0.2 0 -0.2 0 -0.2 0 0 0 0 0 2 0 0 0.4 0.5 Media Anual 50% -0.32 -0.32 0 -0.2 0 0 0 0 0 0 0 2 0 0 0.4 0.5 Diseño Invierno 100% 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0.5 0 Diseño Invierno 75% -0.2 -0.2 0 -0.2 0 -0.2 0 0 0 0 0 2 0 0 0.4 0.5 Diseño Invierno 50% -0.32 -0.32 0 -0.2 0 0 0 0 0 0 0 2 0 0 0.4 0.5 Mínima Invierno 100% 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0.5 0 Mínima Invierno 75% -0.2 -0.2 0 -0.2 0 -0.2 0 0 0 0 0 2 0 0 0.4 0.5 Mínima Invierno 50% -0.32 -0.32 0 -0.2 0 0 0 0 0 0 0 2 0 0 0.4 0.5 Máxima Extrema 100% 0 0 0 0 0 0 0 0 0 -0.1 0 0 0 0 0 0 Máxima Extrema 75% -0.2 -0.2 0 -0.2 0 1 0 0 0 0 0 2 0 0 0.4 0.5 Máxima Extrema 50% -0.32 -0.32 0 -0.2 0 0.3 0 0 0 0 0 2 0 0 0.4 0.5 Bypass - Diseño Verano 0 0 0 0 0 -0.2 0 0 0 -0.2 0 -0.2 0 0 0 -0.2

11 Referencias Análisis termodinámico de una planta de ciclo combinado

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